Схемы конденсационного энергоблока

В данной дипломной работе составлена и рассчитана принципиальная тепловая схема энергоблока с турбиной К-210-130. Определено основное содержание технологического процесса преобразования тепловой энергии на электростанции. На чертеже, изображающем принципиальную тепловую схему, показано теплоэнергетическое оборудование вместе с линиями (трубопроводами) пара и воды (конденсата), связывающими это оборудование в единую установку.

При расчёте принципиальной тепловой схемы была достигнута основная цель - определены технические характеристики теплового оборудования, обеспечивающие заданный график электрической нагрузки и требуемый уровень энергетических и технико-экономических показателей электростанции. На первом этапе были определены состояния водяного пара в ступенях турбины. На втором этапе были составлены соотношения материальных балансов потоков пара и воды. Для удобства расчётов расход свежего пара на турбину принят за единицу, а остальные потоки пара и воды выражены по отношению к этой величине. На третьем этапе были составлены и решены (если требуется, то совместно с уравнениями материального баланса) уравнения теплового баланса теплообменников турбоустановки. На четвёртом этапе был определён расход пара на турбину из условия заданной электрической мощности. Пятый завершающий этап - определение энергетических показателей турбоустановки и энергоблока.

В исследовательской части были отражены проблемы организации эксплуатации котлоагрегатов, связанные с образованием отложений на внутренних и внешних поверхностях нагрева. Разработаны методы борьбы с данными отложениями и сделаны соответствующие выводы.

Технологическая часть

1. Расчёт тепловой схемы конденсационного Энергоблока 210 мвт

1.1 Принципиальная тепловая схема энергоблока мощностью 210 мвт

Расчёт принципиальной тепловой схемы проведён с целью определения параметров и величины потоков рабочего тела (пара, конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла, а также мощности и показателей тепловой экономичности.

Энергоблок 210 мвт состоит из барабанного парогенератора и одновальной конденсационной турбоустановки К-210-130 номинальной мощностью 210 мвт, с параметрами свежего пара:

Давление Р=130 ат. (12,75 мпа);

Температура 565 °С.

Топливо – уголь Егоршинского месторождения (Свердловская обл.), марки ПА. Принципиальная тепловая схема энергоблока приведена на рисунке 1.1

Турбина имеет три цилиндра. Свежий пар поступает в ЦВД, включающий регулирующую одновенечную ступень и одинадцать ступеней активного типа. После ЦВД пар поступает на промежуточный перегрев, после которого с параметрами рпп=2,35 мпа и tпп= 565 °С поступает в ЦСД. Цилиндр среднего давления имеет одинадцать ступеней. После ЦСД пар поступает в двухпоточный цилиндр низкого давления, с четырьмя ступенями в каждом потоке.

Конечное давление пара в турбине перед конденсатором Рк=0,034 ат. (0,00343 мпа).

Турбина имеет 7 регенеративных отборов пара. Подогрев конденсата и питательной воды паром, отбираемым из проточной части турбины, является одним из эффективных способов повышения экономичности тепловых электрических станций, получивших развитие с повышением начальных параметров пара и внедрения промперегрева. Регенеративный подогрев существенно сокращает удельный расход топлива на выработку электроэнергии. Основным преимуществом регенерации является уменьшение расхода пара в конденсатор и потерь тепла в нём. Регенеративный подогрев питательной воды производится последовательно в нескольких подогревателях, что существенно повышает тепловую экономичность цикла. В зависимости от начальных параметров и исходной температуры нагреваемого конденсата теплофикационных отборов дополнительная выработка электроэнергии на регенеративных отборах ТЭС составляет 8-35 % от выработки на внешнем теплопотреблении.

Подогрев питательной воды осуществляется в поверхностных и смешивающих (при непосредственном контакте воды с паром) регенеративных подогревателях. Основными подогревателями в тепловой схеме ТЭС являются поверхностные. В качестве смешивающегося подогревателя зачастую используется деаэратор, служащий в основном для удаления вредных примесей газов из рабочего тела. В смешивающих подогревателях недогрев равен нулю, что обусловливает большую их тепловую экономичность.

Конденсат турбины подогревается в охладителе уплотнений ОУ и охладителе эжектора ОЭ, в четырех регенеративных подогревателях низкого давления, а также в конденсаторе испарителя (КИ). После деаэратора вода питательным насосом прокачивается через три подогревателя высокого давления. Все ПВД имеют встроенные пароохладители, а также снабжены встроенными охладителями дренажа помимо основной конденсирующей поверхности, что повышает эффективность регенеративного цикла. Охладитель пара использует теплоту перегрева пара для дополнительного подогрева питательной воды на 2-5 °С выше температуры воды на выходе из основной поверхности. Охладитель конденсата охлаждает конденсат греющего пара ниже температуры насыщения, что уменьшает вытеснение пара более низких отборов в случае каскадного слива конденсата из подогревателя. Установка охладителей пара и конденсата даёт экономию топлива до 0,5-1 %.

Дренажи ПВД сливаются каскадно в деаэратор. Дренажи ПНД4, ПНД5 сливаются каскадно в П6(смешивающего типа) . Дренажи подогревателей ПНД7, ОУ и ОЭ поступают конденсатосборник конденсатора.

Потери пара и воды энергоблока восполняются дистиллятом, получаемым из одноступенчатой испарительной установки. В испаритель (И) подается греющий пар из 5-го отбора турбины. Вторичный пар конденсируется основным конденсатом в конденсаторе испарителя (KИ), включенном между подогревателями ПНД5 и П6. Химически очищенная добавочная вода поступает в испаритель через подогреватель добавочной воды (ПДВ) и деаэратор испарителя (ДИ). Дистиллят откачивается в деаэратор питательной воды дренажным насосом.

Принята следующая схема использования протечек из уплотнений турбины: из стопорных клапанов ЦВД протечки поступают в “горячую” нитку промежуточного перегрева; протечки регулирующих клапанов ЦВД, стопорных и регулирующих клапанов ЦСД и первых камер уплотнений ЦВД поступают в деаэратор питательной воды; из вторых камер уплотнений ЦВД, из концевых уплотнений ЦВД, ЦСД и ЦНД пар отсасывается паровым эжектором в охладитель уплотнений ОУ; к концевым уплотнениям ЦВД, ЦСД и ЦНД пар подводится пар из деаэратора питательной воды.

Воздух из конденсаторов ЦНД отсасывается водяными эжекторами.

1.2 Параметры пара и воды турбоустановки

На рисунке 1.2. Показана схема процесса работы пара в H,S-диаграмме.

Параметры и величины потоков рабочего тела (пара, конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла приведены в таблице 1.1, где приняты следующие обозначения:

Pп, Tп, hп - давление (мпа), температура ( °С) и энтальпия (кдж/кг) пара;

P¢п - давление пара перед подогревателями регенеративной установки (мпа);

Tн, h'п - температура ( °С) и энтальпия (кдж/кг) конденсата при давлении насыщения ;

q - недогрев воды в поверхностных теплообменниках на выходе из встроенного пароохладителя (°С);

Pв, Tв, hв - давление (мпа), температура (°С) и энтальпия (кдж/кг) воды после регенеративных подогревателей;

tr - суммарный подогрев воды в ступени регенерации, включая собственно подогреватель, встроенные пароохладитель и охладитель дренажа ( кдж/кг);

Qr - тепло, отдаваемое греющим паром в ступени регенерации без учёта охладителя дренажа ( кдж/кг);

Точка процесса 0' (рисунок 1) отвечает состоянию пара перед регулирующей ступенью ЦВД. Потери давления в паропроводах отбираемого пара приняты 5-10 %, а дополнительная потеря давления пара в охладителях составляет 2 %.

1.3 Балансы пара и воды

Расчёт тепловой схемы ведётся при электрической мощности генератора Wэ=210 мвт. Расходы отборов определяются в долях расхода свежего пара. При этом подвод свежего пара к стопорным клапанам ЦВД a0 = 1,0 , потери от утечек aут = 0,01. Паровая нагрузка парогенератора и расход питательной воды составляют:

aпг = a0 + aут = 1,01.

aпв = aпг + aпр = 1,035,

Где aпр = 0,025 – расход продувочной воды.

1.3.1 Доли утечек и протечек

Протечки пара из уплотнений приняты равными:

Стопорные клапаны ЦВД: aс.к.= 0,0020;

Регулирующие клапаны ЦВД: aр.к.= 0,0028;

Стопорные и регулирующие клапаны ЦСД: aппc.р.= 0,0003;

Первые камеры переднего и заднего уплотнений ЦВД: aу1=0,0043;

Отвод пара из вторых камер переднего и заднего уплотнений ЦВД и из

Концевых уплотнений в охладитель уплотнений ОУ: aоу =0,003;

Пара из первых камеры переднего и заднего уплотнений ЦСД: aу2=0,0003 ;

Количество пара уплотнений , направляемого в деаэратор питательной воды: aд.у. = aр.к.+ aу1+aппc.р = 0,0028+0,0043+0,0003 = 0,0074 ;

Количество пара, подаваемого на концевые уплотнения турбины: aу.к.= 0,001;

Расход пара на эжектор отсоса уплотнений: aэ.у.= 0,0008 ;

Количество пара, отводимого из деаэратора на концевые

Уплотнния:

aу. Д.= aу. К.-2aу2 = 0,001-2·0,0003 = 0,0004 .

1.3.2 Балансы расширителей непрерывной продувки

1) расход пара из расширителя непрерывной продувки первой ступени

(выхлоп вторичного пара в ДПВ)

, (1.1)

Где hпр=1560 кдж/кг- энтальпия продувочной воды, при температуре насыщения в барабане парогенератора;

H`пр= 666 кдж/кг- энтальпия продувочной воды, при температуре насыщения в деаэраторе питательной воды;

H``пр=2755 кдж/кг- энтальпия пара при давлении насыщения в ДПВ;

Подставляя эти значения в формулу (1.1) , получим

Αп1=0,011

2) расход пара из расширителя непрерывной продувки второй ступени (выхлоп вторичного пара в деаэратор испарителя ДИ)

, (1.2)

Где h`пр1= 437 кдж/кг- энтальпия продувочной воды, при температуре насыщения в деаэраторе испарителя;

H``пр1=2680 кдж/кг- энтальпия пара при давлении насыщения в ДИ;

Αпр1- расход продувочной воды из расширителя первой ступени. Определяется по формуле (1.3):

Αпр1= αпр- αп1=0,025-0,011=0,014 (1.3)

Подставляя эти значения в формулу (1.2) , получим:

Αп2=0,0015

1.4 Тепловые балансы регенеративных подогревателей высокого давления

Тепловой расчет регенеративных подогревателей, имеющих в одном корпусе пароохладитель (ПО), собственно подогреватель (СП) и охладитель дренажа (ОД) удобно выполнять, задаваясь конечным недогревом воды на выходе ее из пароохладителя Q. При этом известны температуры и энтальпии воды до и после всего теплообменника, а также доля воды, проходящей через теплообменник aв, параметры греющего пара на входе в теплообменник p'п, hп, Tп; температура и энтальпия насыщения пара в подогревателе -T'н и h'п . В результате решения уравнения теплового баланса теплообменника определяют долю греющего пара, отбираемого из турбины aп. При этом приняты: остаточный перегрев пара за пароохладителем QПО = 5-15 °C и недоохлаждение конденсата в охладителе дренажа Qо.д.= 40 кдж/кг (Qо.д.»10°С). Условно принимаем при расчёте потоки дренажей из вышестоящих подогревателей направленными в охладитель дренажа.

1.4.1 Тепловой баланс ПВД 1

Уравнение теплового баланса ПВД1 :

a1(hп1-hдр1)•ηто = aпв•(hпв1-hпв2) , (1.4)

Где a1- доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД1;

Hп1=3217,9 кдж/кг – энтальпия греющего пара перед ПВД1;

Hдр1 - энтальпия конденсата греющего пара на выходе из ПВД1;

Hдр1 = hпв2 + Qо.д.=921+40 = 961 кдж/кг, (1.5) ηто = 0,99 – коэффициент, учитывающий рассеивание теплоты в подогревателях;

aп.в.=1,035 - расход питательной воды через ПВД1;

Hпв1 = 1029 кдж/кг – энтальпия питательной воды после ПВД1;

Hпв2 = 921 кдж/кг – энтальпия питательной воды после ПВД2.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД1 в ПВД2 определяется по формуле:

aдр1=a1, (1.6)

Находим долю греющего пара, отбираемого для ПВД1 по формуле (4):

a1 = 0.049

Находим долю конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД1 в ПВД2

aдр1=0.049

1.4.2 Тепловой баланс ПВД 2

Уравнение теплового баланса ПВД2 :

a2•(hп2-hдр2)+ aдр1• (hдр1- hдр2) = aпв•( hпв2- hпв3)•(1/ ηто), (1.7)

Где a2 - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД2;

Hп2= 3121,1кдж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД2;

Hдр2 - энтальпия конденсата греющего пара на выходе из ПВД1;

Hдр2 = hпв3 + Qо.д.=771,2+40 = 811,2 кдж/кг, (1.8)

Hпв3=771,2кдж/кг - энтальпия питательной воды после ПВД3;

Находим долю греющего пара a2 , отбираемого для ПВД2

a2 =0,065.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД2 в ПВД3 определяется по формуле (1.9):

aдр2=a2+aдр1, (1.9)

aдр2= 0.065+0.049=0.114

1.4.3 Тепловой баланс ПВД 3

Уравнение теплового баланса ПВД3 :

aп3•(hп3-hдр3)+ aдр2• (hдр2- hдр3) =aпв•(hпв3-hпв_пн)•(1/hто), (1.10)

Где aп3- доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД3;

Hп3=3413,9 кдж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД3;

Hпв_пн- энтальпия воды перед ПВД3, с учетом подогрева в питательном насосе τп.н.

Hпв_пн= hдпв+ τп.н , (1.11)

Где hдпв = 666 кдж/кг – энтальпия питательной воды после деаэратора.

Подогрев в питательном насосе определяется по формуле (1.12):

Τп.н.= vср•( рн- рв)/ hнi , (1.12)

Где vср = 0,0011 - среднее значение удельного объёма воды в насосе;

Рн = 18,1 мпа - давление воды в нагнетающем патрубке насоса;

Рв = 0,59 мпа - давление воды во всасывающем патрубке насоса;

hнi = 0,85 – внутренний ( гидравлический ) КПД насоса;

кдж/кг;

Энтальпия воды перед ПВД3 по формуле (1.11):

685.14 кдж/кг.

Hдр3 - энтальпия конденсата греющего пара после охладителя дренажа ПВД3. Рассчитывается по формуле (1.13):

Hдр3= hпв_пн + Qо.д.=685,14+40=725,14 кдж/кг, (1.13)

Находим долю греющего пара aп3, отбираемого для ПВД3 по формуле (1.10):

aп3 =0.03

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД3 в ДПВ определяется по формуле (14):

aдр3=aп3+aдр2=0.03+0.114=0.144, (1.14)

aдр3= 0.144

1.5 Испарительная установка

Эта установка включает испаритель, его деаэратор, подогреватель добавочной воды, использующие пар из пятого отбора, и конденсатор испарителя, включённый между подогревателями ПНД5 и ПНД6.

Расходы пара и воды в установке, а также подогрев воды в конденсаторе испарителя определяются из уравнений материального и теплового баланса. В таблице 1.2 приведены параметры пара и воды в установке.

Таблица 1.2. Параметры пара и воды в испарительной установке

Производительность испарителя (выход дистиллята из конденсатора испарителя) равна потерям пара и конденсата турбоустановки:

aи1 = aдист = aвт = aут = 0,01

Расход воды на испаритель с учётом его продувки:

aи.в = aи1+aи1.пр = aи1 +0,02•aи1 =1,02•0,01=0,0102

Материальный баланс деаэратора испарителя:

aи.в = aд.в+aд.и = 0,0102, (1.15)

Где aд.в - количество воды, поступающей в деаэратор испарителя после подогревателя добавочной воды;

aд.и - количество пара, поступающего в деаэратор из пятого отбора.

Уравнение теплового баланса деаэратора испарителя:

aи.в •h'д.и=aд.в•hп.д.в+aд.и•hп5 , (1.16)

Где h'д.и=435,4 кдж/кг - энтальпия воды на выходе из деаэратора, принимается по температуре насыщения в деаэраторе испарителя;

Hп.д.в=356,8 кдж/кг - энтальпия воды, поступающей в деаэратор испарителя после подогревателя добавочной воды, при Рд.в=1,18 мпа и Tп.д.в=85 °С;

Hп5=2937.41 кдж/кг-энтальпия пара в пятом отборе.

Уравнения (1.15) и (1.16) образуют систему двух уравнений:

aд.в+aд.и=0,0102

aд.в •356,8+aд.и •2937.41 =0,0102•435,4

Решением которой являются значения:

aд.в=0,0099

aд.и =0,00031

Уравнение теплового баланса испарителя:

aи•(hп5-h'5)•hи=aи1 •(h''и1-h'д.и)+ aи1.пр •(h'и1-h'д.и) , (1.17)

Где aи - расход пара на испаритель;

H'5=532 кдж/кг - энтальпия насыщенного греющего пара на выходе из испарителя;

hи =0,99 - КПД испарителя;

H''и1=2689,2 кдж/кг - энтальпия вторичного пар на выходе из испарителя;

H'д.и=435,4кдж/кг - энтальпия воды на выходе из деаэратора (на входе в испаритель); H'и1=440,17 кдж/кг - энтальпия продувочной воды испарителя.

Находим долю греющего пара aи , отбираемого для испарителя по формуле (1.17):

Уравнение теплового баланса подогревателя добавочной воды:

aп.д.в•(hп5-h'5)•hп.д.в=aд.в•(hп.д.в-hд.в), (1.18)

Где aп.д.в - количество пара, поступающего в подогреватель добавочной воды из пятого отбора;

hп.д.в =0,99 - КПД подогревателя добавочной воды;

Hп.д.в=356,8 кдж/кг- энтальпия воды на выходе из подогревателя добавочной воды; hд.в=168,5 кдж/кг - энтальпия добавочной воды на входе в подогреватель добавочной воды при Рд.в=1,1 мпа и Тд.в=40 °С. Находим долю греющего пара aп.д.в , отбираемого для подогревателя добавочной воды по формуле (1.18):

.

Общее количество пара, идущего на испарительную установку:

aи.у = aи+aп.д.в+aд.и = 0,0094+0,00078+0,00031 = 0,01049.

Уравнение материального баланса испарителя:

aи.в+aи=aи1+aдр.и , (1.19) Где aдр.и – доля конденсата греющего пара, поступающего в линию каскадного слива конденсата из ПНД5 в ПНС6 и по формуле (1.19) равна:

aдр.и=aи.в+aи-aи1=0,0102+0.0094-0,01=0,0096

1.6 Деаэратор питательной воды

aу.д aэ.у

aдр3 aк.д

aд.у aдист

aд

aп.в

Рисунок 1.6- Потоки пара и воды через ДПВ

Уравнение материального баланса деаэратора питательной воды:

aп.в+aу.д+aэ.у=aд+aд.у +aдр3+aк.д+aдист , (1.20)

Где aп.в =1,035 - выход питательной воды из деаэратора;

aу.д =0,0004 - количество пара , отводимого из деаэратора на концевые уплотнения;

aэ.у =0,0008 - расход пара на эжектор отсоса уплотнений;

aд - количество пара, подводимого к деаэратору из третьего отбора;

aд.у =0,0074 - количество пара уплотнений, направляемого в деаэратор питательной воды;

aдр3=0.144-доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД3 в ДПВ;

aк.д - количество конденсата, поступающего в деаэратор из подогревателя ПНД4;

aдист =0,01- количество конденсата, поступающего в деаэратор из конденсатора испарителя.

Уравнение теплового баланса деаэратора питательной воды:

aп.в•h'д+(aу.д+aэ.у)•h''д = (aд•hп3+aд.у•hд.у+aдр3•hдр3+

+aк.д•hв4+aдист•h'и1)• hд.п.в , (1.21)

Где h'д=666 кдж/кг - энтальпия деаэрированной воды на выходе из деаэратора;

H''д=2736,1 кдж/кг - энтальпия пара отводимого от деаэратора на концевые уплотнения и на эжектор отсоса уплотнений;

Hп3=3413,9 кдж/кг - энтальпия греющего пара из третьего отбора на входе в деаэратор;

Hд.у=3555,8 кдж/кг - энтальпия пара уплотнений;

Hдр3=725,14кдж/кг - энтальпия конденсата после охладителя дренажа ПВД3;

Hв4=636,4кдж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к деаэратору от подогревателя ПНД4;

H'и1=455,1кдж/кг - энтальпия конденсата, поступающего в деаэратор из конденсатора испарителя;

hд.п.в =0,99 - КПД деаэратора питательной воды.

Уравнения (1.20) и (1.21) образуют систему двух уравнений:

1,035+0,0004+0,0008=aд+0,0074+0.144+aкд+0,01

1,035•666+(0,0004+0,0008)•2736,1=

=(aд•3413,9 +0,0074•3555,8 +0.144•725,14+aк.д•636,4+0,01•455,1)•0,99

Решением которой являются значения:

aд=0,01

aк.д=0,8696.

1.7 Регенеративные подогреватели низкого давления (ПНД)

1.7.1 Тепловой баланс ПНД4

Уравнение теплового баланса ПНД4 :

a4•(hп4-hдр4)= aк.д4•(hв4-hв5)•1/hто , (1.22)

Где a4 - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД4;

Hп4=3232,4 кдж/кг- энтальпия греющего пара в четвертом отборе для ПНД4;

Hдр4=653,1 кдж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД4;

aк.д4=0,8696 – расход основного конденсата через ПНД4;

Hв4=636,4кдж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к деаэратору от подогревателя ПНД4;

Hв5=511кдж/кг – энтальпия основного конденсата, подводимого к ПНД4 от подогревателя ПНД5;

hп4=0,995 - КПД ПНД4.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД4 в ПНД5 определяется по формуле:

aдр4=a4, (1.23)

Находим долю греющего пара, отбираемого для ПНД4 по формуле (1.22):

.

a4 =0,044.

Находим долю конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД4 в ПНД5

aдр4=0.044.

1.7.2 Тепловой баланс конденсатора испарителя (КИ)

Уравнение теплового баланса КИ :

aк.д•(hв.к.и-hв6)= aи•(h''и1-h'и1)• hто , (1.24)

Где aк.д=aк.д4=0,8696– расход основного конденсата через КИ;

Hв.к.и- энтальпия основного конденсата после КИ;

Hв6=431,2 кдж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНС6 (определяется по давлению насыщения греющего пара смешивающего подогревателя);

aи=0,0094 - расход пара на испаритель (выход дистиллята из конденсационной установки для восполнения потерь);

H''и1=2689,2 кдж/кг - энтальпия вторичного пар на выходе из испарителя (на входе в конденсатор испарителя);

H'и1=455,1кдж/кг - энтальпия насыщения вторичного пара на выходе из конденсатора испарителя.

По формуле (1.24) найдем энтальпию основного конденсата после КИ:

кдж/кг

1.7.3 Тепловой баланс ПНД5

Уравнение теплового баланса ПНД5 :

aп5•(hп5-hдр5)+ aдр4• (hдр4- hдр5) = aк.д5•( hв5- hв.к.и.)•(1/ ηто), (1.25)

Где aп5 - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД5;

Hп5=3025,7кдж/кг- энтальпия греющего пара в пятом отборе для ПНД5;

Hдр5=523,35 кдж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД5;

aк.д5=aк.д4=0,8696– расход основного конденсата через ПНД5;

Hв5=511 кдж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНД5;

Hв.к.и=470 кдж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к подогревателю ПНД5 от конденсатора испарителя.

Находим долю греющего пара aп5 , отбираемого для ПНД5 по формуле (1.25):

.

aп5 =0,012.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД5 в ПНС6 определяется по формуле (1.26):

aдр5=aп5+aдр4, (1.26)

aдр5= 0.012+0.044=0.056

1.7.4 Тепловой баланс ПНС6

Уравнение теплового баланса ПНС6:

aк.д6• hв6•1/hто=a6• hп6+aк.д7• hв.о.у.+ hдр5•aдр5+aдр.и(h'5- hдр5) , (1.27)

Где aк.д6=0,8696 – доля конденсата выходящего из ПНС6;

Hв6=431,2 кдж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНС6;

a6 - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНС6;

Hп6=2868,4кдж/кг- энтальпия греющего пара в шестом отборе для ПНС5;

aк.д7 - доля основного конденсата на входе в ПНС6;

Hв.о.у- энтальпия основного конденсата после охладителя уплотнений ОУ;

aдр.и=0.0096 – доля конденсата греющего пара, поступающего в линию каскадного слива конденсата из ПНД5 в ПНС6;

Уравнение материального баланса для ПНС6:

aк.д6=a6+aк.д7+aдр5 . (1.28)

1.1.7.5 Тепловой баланс охладителя уплотнений ОУ

aк.д7•(hв.оу-hв7)= aоу•(hп.оу-hоу.др)•hто , (1.29)

Где hв7=247кдж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНД7;

aоу=0,003 - отвод пара из вторых камер переднего и заднего уплотнений ЦВД и из концевых уплотнений в охладитель уплотнений ОУ;

Hп.оу=2900 кдж/кг - энтальпия греющего пара, поступающего в охладитель уплотнений ОУ;

Hоу.др=570 кдж/кг - энтальпия конденсата греющего пара, поступающего из охладителя уплотнений ОУ в конденсатор.

Решая систему уравнений (1.27), (1.28) и (1.29):

0,8696 • 431,2 •1/0,99=a6• 2868,4+aк.д7• hв.о.у.+ 523,35•0.056+0,0096•(532-523.35)

0,8696 =a6+aк.д7+0.056

aк.д7•(hв.оу-247)= 0,003 •(2900 -570)•0,99,

Получим следующие результаты:

a6=0,052

aк.д7=0,7315

Hв.оу=256,11 кдж/кг.

1.7.6 Тепловой баланс ПНД7

Уравнение теплового баланса ПНД4 :

aк.д7•(hв7- hв.оэ)= a7•(hп7- hдр7)•hто , (1.30)

Где hв7=247кдж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогреватляпнд7;

Hв.оэ – энтальпия основного конденсата перед ПНД7, с учетом его подогрева в ОЭ. Считается по формуле (1.31):

Hв.оэ= hк+Δ hв.оэ , (1.31)

Где hк=108,9кдж/кг-энтальпия основного конденсата перед охладителем эжектора;

Δ hв.оэ=16,7 кдж/кг- подогрев основного конденсата в охладителе эжектора.

Таким образом по формуле (1.31) получаем:

Hв.оэ=108,9+16,7=125,6кдж/кг .

a7 - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД7;

Hп7=2666,1кдж/кг- энтальпия греющего пара в седьмом отборе для ПНД7;

Hдр7=275,61 кдж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД7;

По формуле (30) определяем долю пара в седьмом отборе:

a7=0,039

1.8 Материальный баланс пара и конденсата

Доли отборов пара из турбины:

1-ый отбор a1=0,049;

2-ой отбор a2=0,065;

3-ий отбор a3=aп3+aд=0,03+0,01=0,04;

4-ый отбор a4=0,044;

5-ый отбор a5=aп5+aи.у=0,012+0,01049=0,02249;

6-ой отбор a6=0,052;

7-ой отбор a7=0,039.

.

Расход пара в конденсатор (по материальным балансам в конденсатно-питательном тракте) :

aп.к=0,68851 .

Расход пара в конденсатор( по материальному балансу конденсатора):

aв.к=aк.д7-a7-aоу-aоэ=0,7315-0,039-0,003-0,001=0,6885

aв.к=0,68851 .

Погрешность материального баланса:

.

Такая точность расчётов была достигнута благодаря использованию ЭВМ.

1.9 Расходы пара и воды

1.9.1 Коэффициенты недовыработки

Определим срабатываемый теплоперепад в турбине по формуле (1.32):

Hi=h0 - hпп1+hпп2 - hk , (1.32)

Где h0=3512,96 кдж/кг- энтальпия острого пара;

Hпп1=3121,1 кдж/кг- энтальпия пара перед промежуточным перегревом;

Hпп2=3609,2 кдж/кг- энтальпия пара после промежуточного перегрева;

Hk=2561 кдж/кг- энтальпия пара перед конденсатором.

Hi=3512,96 - 3121,1 +3609,2 – 2561=1450 кдж/кг.

Определяем коэффициенты недовыработки:

А) для первого отбора:

, (1.33)

Где h1=3217,9 кдж/кг- энтальпия пара в первом отборе;

.

Б) для второго отбора:

. (1.34)

В) для остальных отборов:

, (1.35)

Где yj- коэффициент недовыработки для j-го отбора;

Hj- энтальпия пара j-го отбора.

Результаты расчетов коэффициентов недовыработки сводим в таблицу 1.3:

Таблица 1.3. Результаты расчетов коэффициентов недовыработки

1.9.2 Расход пара в голову турбины

 , (1.36)

Где Wэ =210мвт- номинальная электрическая мощность;

Yj- коэффициент недовыработки для j-го отбора;

Αj-доли отборов пара из турбины;

Hi=1450кдж/кг- срабатываемый теплоперепад в турбине;

Ηмех=0,98- КПД механический;

Ηген=0,99 – КПД генератора.

кг/с.

1.9.3 Расход пара в отборы турбины:

D1 = a1•D0=0,049•167,1=8,19 кг/с;

D2 = a2•D0 = 0,065•167,1=10,86кг/с;

D3 = a3•D0 = 0,04•167,1=6,684 кг/с;

D4 = a4•D0=0,044•167,1=7,35 кг/с;

D5 = a5•D0=0,02249•167,1=3,758 кг/с;

D6 = a6•D0=0,052•167,1=8,69 кг/с;

D7 = a7•D0=0,039•167,1=6,52 кг/с.

Паровая нагрузка парогенератора:

Dпг = aпг•D0==1,01•167,1=168,771 кг/с.

1.10 Энергетический баланс турбоагрегата

Определяем мощность отсеков турбины и полную её мощность:

Wотс.i =Dотс.i • Hотс.i , (1.37)

Где Wотс.i - мощность отсека турбины;

Dотс.i - пропуск пара через отсек;

Hотс.i - внутреннее теплопадение отсека.

Электрическая мощность турбоагрегата:

 , (1.38)

Где - суммарная мощность турбоагрегата по отсекам без учёта механических потерь и потерь в генераторе;

hм- КПД механический;

hг - КПД электрического генератора.

hэм=0,985 - КПД с учётом механических потерь и потерь в генераторе.

Результаты расчётов сводим в таблицу 1.4.

Таблица 1.4. Результаты расчётов мощности по отсекам.