Курсовая работа: Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1

tпп2 – определяется по заводским данным [3, 4]

Процесс расширения пара в части среднего давления строится аналогично ЦВД. Состояние пара перед соплами первой ступени ЦСД, принимая дросселирование в клапанах ЦСД в соответствии с (2), определится

Рцсд » (1 – DРпу)×Рпп2, hцсд = hпп2

Начальная точка процесса расширения пара в ЦСД находится на пересечении изобары РЦСД и линии энтальпии hЦСД. Конечная точка процесса расширения пара в ЦСД определяется давлением за последней ступенью ЦСД (Рцсдвых, см. [3, 4]).

p0ЦCД=pп2.(1-Δpпу)= 1,150.(1-0,02)= 1.127 МПа

t0ЦCД= 250 °С

h0=hпп2= 2937.5 кДж/кг

s0(p0,t0)= 6.864 кДж/(кг.K)

Построение процесса расширения пара в ЦНД.

В турбинах, где отсутствует ЦСД, состояние пара на входе в ЦНД определяется аналогично тому, как описано выше для ЦСД.

Для турбин, в которых присутствует ЦСД, состояние пара перед соплами первой ступени ЦНД (Рцнд, hцнд), принимая величину дросселирования в размере, рекомендуемом [3, 4], определится

Рцнд = (1 – DРпу)× Рцсдвых hцнд = hцсдвых

Начальная точка процесса расширения в ЦНД на h,S – диаграмме находится на пересечении изобары РЦНД и линии энтальпии hЦНД.

p0ЦНД=pвыхЦСД.(1-ΔpПУ)= 0,275.(1-0,05)= 0.261 МПа

h0=hV= 2708.1 кДж/кг

s0(p0,h0)= 7.011 кДж/(кг.K)

Параметры в конце действительного процесса расширения пара в ЦНД определятся давлением за последней ступенью Рк и hoiЦНД [3, 4].

Рк =0,0045 Мпа

hoiЦНД=0,82

hкид= f (pк, s0цнд)= 2125,6 кДж/кг

Энтальпия пара в конце действительного процесса расширения в ЦНД (hkд) определится из соотношения

hkд = hцнд – (hцнд – hкад)× hoiцнд,

где hкад – энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара в камерах отборов ЦСД и ЦНД определяются аналогично тому, как это описано для ЦВД.

hkд = h0цнд – (h0цнд – hкид)× hoiцнд =2708-(2708-2125,6) .0,82= 2230,5 кДж/кг

Состояние пара на входе в конденсатор главной турбины с учетом потерь с выходной скоростью в последней ступени ЦНД (Dhв.с.) определится

hк = hkд + Dhв.с.   (10)

по [4]: Dhв.с.= 24 кДж/кг

hк = hkд + Dhв.с.= 2254,5 кДж/кг

Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦНД при идеальном процессе расширения.

hIVид(pIV,s0)= 2811,9 кДж/кг

hVид(pV,s0)= 2657,7 кДж/кг

hVIид(pVI,s0)= 2550,2 кДж/кг

hVIIид(pVII,s0)= 2372,6 кДж/кг

Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦНД в действительном процессе расширения пара в ЦНД (с учетом значения η =0,82)

hIV=h0-(h0-hIVид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2811,9).0,82=2834,5кДж/кг

hV=h0-(h0-hVид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2657,7).0,82=2708,0 кДж/кг

hVI=h0-(h0-hVIид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2550,2).0,82=2578,6 кДж/кг

hVII=h0-(h0-hVIIид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2372,6).0,82=2433,0 кДж/кг

hкд=h0-(h0-hkид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2125,6).0,82=2230,5 кДж/кг

На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦНД.

sIV(pIV,hIV)= 6,913 кДж/(кг.K)

sV(pV,hV)= 6,989 кДж/(кг.K)

sVI(pVI,hVI)= 7,088 кДж/(кг.K)

sVII(pVII,hVII)= 7,187 кДж/(кг.K)

skд(pk,hkд)= 7,356 кДж/(кг.K)

tIV(pIV,hIV)= 193,4 °С

tV(pV)= 130,5 °С

tVI(pVI)= 100,4 °С

tVII(pVII)= 70,2 °С

tk(pk)= 31,0 °С

xIV(tIV,hIV)= перегретый пар

xV(tV,hV)= 0,994   

xVI(tVI,hVI)= 0,956 

xVII(tVII,hVII)= 0,917                                    

xкд(tk, hkд)= 0,865 

hk= hkд +ΔhвсЦНД=2254,5 кДж/кг

xk(рk,hk)= 0,875

Построение процесса в приводной турбине питательного насоса.

Состояние пара перед соплами первой ступени приводной турбины определяется гидравлическими сопротивлениями участка паропровода от СПП до приводной турбины и паровпускных устройств.

В соответствии с [3, 4] гидравлическое сопротивление паропроводов (DРПП) рекомендуется принимать из расчета

DРпп = (0,04¸0,09)Рпп2,                         (11)

Тогда давление перед соплами первой ступени приводной турбины (Ртп) определится на основании соотношения (5) и (11).

Окончательно

Ртп = Рпп2×(1 – DРпп – DРпу)                    (12)

Начальная точка процесса расширения пара в приводной турбине на h,S – диаграмме находится на пересечении изобары РТП с линией энтальпии hпп2.

Энтальпия в конце действительного процесса расширения пара в турбине привода питательного насоса и энтальпия пара на входе в конденсатор приводной турбины определяется значением давления за последней ступенью Рктп, усредненным КПД приводной турбины hoiтп и потерями с выходной скоростью в приводной турбине hв.с.ТП, аналогично тому, как это определялось в ЦНД главной турбины.

DРпп = 0.09 %

DРпу =0.02 %

Ртп = Рпп2×(1 – DРпп – DРпу)= 1,024  МПа

hв.с.ТП =14 кДж/кг

hтпид=f(pтп, sпп2)= 2077,1 кДж/кг

hoiтп=0,79

xтп=f(pтп, sпп2)= 0,804

hтп=hпп2-(hпп2-hтпид).ηoiТП= 2257,8 кДж/кг 

hk=hтп+hв.с.ТП=2271,8 кДж/кг

по [3] мощность приводной турбины питательного насоса

Wтп= 11600         кВт

Определяется расход парп в турбине по формуле

Dтп=Wтп/(hтп-hктп)= 17,1 кг/с

На основании полученных параметров пара на входе и выходе цилиндров главной турбины, турбины привода питательного насоса строится процесс расширения пара в h,S – диаграмме (рис.2.).

Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий пар следующего за ним подогревателя высокого давления.

Температура конденсата греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата, равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.

Энтальпия греющего пара в регенеративных, сетевых подогревателях и деаэраторе, с учетом путевых потерь теплоты в окружающую среду, должна быть уменьшена по сравнению с энтальпией в камере отбора путем умножения на соответствующий коэффициент потерь теплоты (hпт ). Расчет путевых потерь теплоты можно выполнить по формуле [1]

hпот i = 1 – 0,001×i,                                                                                    (16)

здесь i имеет то же значение, что и в (1).

Т.о. коэффициенты тепловых потерь при транспорте греющего пара от Т к различным регенеративным подогревателям будут иметь значения:

Полученные результаты приведены в таблице 2. Значения расходов определяются в 5 части.

Таблица 2.

Таблица расчета параметров пара в камерах отбора турбины гереющего пара.

Нагреваемая среда (основной конденсат и питательная вода) движутся по системе регенерации под напором, создаваемым конденсатными и питательными насосами. Напор, создаваемый питательным насосом, можно определить по формуле

DРпн=Р0+DРпар+DРпг+DРпит+DРркп+DРпвд+DРгеод–Рд,(17)

здесь DРпн – напор, создаваемый питательным насосом, МПа;

Р0 – давление пара перед СРК турбины, МПа;

DРпар – гидравлическое сопротивление паропроводов,

DРпар = Р0×(0,03¸0,05);

DРпг – гидравлическое сопротивление парогенератора по стороне рабочего тела. В качестве приблизительной оценки DРПГ для расчета напора питательного насоса можно принять его равным 0,07¸0,09 МПа [3];

DРпит – гидравлическое сопротивление трубопроводов питательной воды от последнего ПВД до ПГ. DРпит = 0,2¸0,3 МПа [1, 3];

DРркп – сопротивление регулирующего клапана питания, DРркп » 1 МПа [3];

DРпвд – падение давления в системе ПВД. В расчетах тепловых схем можно использовать заводские данные о сопротивлениях ПВД, а также использовать приблизительную оценку этой величины,

DРпвд » 0,25×nпвд, МПа;

DРгеод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки парогенератора и деаэратора; DРгеод » 0,01DН, МПа ([DН] – м.вод.ст.)

Рд – давление в деаэраторе, МПа.

Напор конденсатного насоса при одноподъемной схеме установки насосов в тракте основного конденсата определяется формулой

DРк.н = Рд + DРпнд + DРод + DРэ + DРо.г +

+ DРбоу + DРконд + DРрку + DРгеод,                                           (18)

где Рд – давление в деаэраторе, МПа;

DРпнд – гидравлическое сопротивление всех ПНД. Можно оценить по данным заводов-изготовителей, либо из соотношения DРпнд » 0,15×nпнд, МПа;

DРод – падение давления в вынесенных охладителях дренажей. В расчетах тепловых схем можно примерно оценить по формуле DРод » 0,05×nод, МПа;

DРэ – падение давления на охладителях эжекторов (основного и уплотнения).

DРэ » (0,05¸0,07)×nэ, МПа;

DРо.г – падение давления в охладителе генератора, DРо.г » 0,1¸0,2 МПа;

DРбоу – гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. DРбоу » 0,3¸0,5 МПа;

DРконд – гидравлическое сопротивление соединительных трубопроводов тракта основного конденсата. DРконд » 0,1¸0,2 МПа;

DРрку – падение давления на регулирующем клапане уровня в конденсаторе,

0,2¸0,4 МПа;

DРгеод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки деаэратора и конденсатного насоса, МПа. DРгеод » 0,01×DН, МПа ([DН] – м.вод.ст.)

Если предусмотрена установка конденсатных насосов первого и второго подъемов, то для каждого из них составляются свои расчетные уравнения для определения потребного напора. Исходным для расчета напора насоса первого подъема является необходимое давление на всасе насоса второго подъема. Давления в узловых точках тракта основного конденсата определяются по напору конденсатного насоса с учетом гидравлических сопротивлений по водяной стороне ПНД.

Напор дренажных насосов рассчитывают по разности давлений между точками перекачки дренажа с учетом гидравлических сопротивлений трубопроводов.

DРдн = Рсм + DРтр + DРркр – Рп i,            (19)

где Рсм – давление в камере смешения дренажа с основным конденсатом, МПа;

DРтр – гидравлическое сопротивление конденсатопроводов, 0,05 МПа;

DРркр – гидравлическое сопротивление регулирующего клапана расхода;

Рп i – давление греющего пара в i-ом ПНД, из которого осуществляется слив дренажа, МПа.

Полученные по (19) значения напоров дренажных насосов необходимы для определения повышения энтальпии конденсата в дренажном насосе. Повышение энтальпии воды в насосах (в кДж/кг) определяется по формуле

Dhнас = DРнас×`vнас×103 / hнас,                   (20)

где DРнас – напор насоса в МПа;

vнас – средний удельный объем перекачиваемой среды в м3/кг, определяется по температуре и среднему давлению среды в насосе; (vнас » 0,001 м3/кг)

hнас – КПД насоса.

(hпн » 0,8 ¸ 0,82, hкн » hдн » 0,76 ¸ 0,78).

Таким образом палучаются

DРпн= 9,20 МПа

DРк.н1 =2,52 МПа

DРк.н2 =2,63 МПа

DРдн1 =1,28 МПа

DРдн2 =1,49 Мпа

Повышение энтальпии воды в насосах

Dh пн = DР пн ×`vнас×103 / h пн = 11,218 кДж/кг

Dh к.н1 = DР к.н1 ×`vнас×103 / h к.н1 =3,229 кДж/кг

Dh к.н2 = DР к.н2 ×`vнас×103 / h к.н2 =3,371 кДж/кг

Dh дн1 = DР дн1×`vнас×103 / h дн1 =1,639 кДж/кг

Dh дн2 = DР дн2×`vнас×103 / h дн2 =1,929 кДж/кг

Наминальный расход пара перед ЦВД по [4] состовляет D0=1761 кг/с. Расход пара на ТУ обазначается D, который направляется на ЦВД и ПП2 поэтому D =D0+DПП.

Потери при движении пара по трубопровадам принимаются следующим образом;

Утечки рабочего тела на II контуре DУТ=0,005.D

Потерь уплатнения DУПЛ=    0,012.D

Потерь эжектра DЭЖ=0,003.D

Расход рабочего тела в ПГ определяется по вырожению GПГ=D+DУТ+DУПЛ+DЭЖ         . поэтому выражению и пречисленным потерям получается: GПГ=1,02.D

Продувки в ПГ состовляет GПР=0,005.GПГ и расход питательной воды определяется как сумма расход в ПГ и продувок

GПВ=GПГ+GПР

GПВ= 1,005.GПГ

GПВ= 1,0251.D

GПВ= 1,0251.(D0+DПП)

Расход питательной воды без учета расхода на СПП(ПП2) принимается G'ПВ=1,0251.D0 и соответствено G'ПВ=1805 кг/с

Обозначаем расход пара на выходе из ЦВД «Y» и решаем равнения теплового баланса и материального баланса через         «Y».

Расчет процессов в сепараторах-пароперегревателях (СПП)

Сепаратор

Определим параметры пара перед сепаратора

ΔpПМ=0.01%

p'c=pIII(1-ΔpПМ)= 1,260 МПа

x'c=xIII=0,881

h'c=f(p'c,x'c)= 2549,4 кДж/кг

Давление пара после сепаратора:

Δpc=0.02%

pc=p'c(1-Δpc)= 1,235 МПа

При расчетах СПП следует иметь ввиду, что пар на выходе из ступени сепарации, при современных конструкциях сепараторов, имеет степень сухости от 0,99 до 0,995

(х = 0,99 … 0,995).

xc=0.990

Определим параметры пара на выходе из сепаратора:

hc=f(pc,xc)= 2764,96 кДж/кг

Среднее давление в сепараторе:

pccp=0.5(p'c+pc)= 1,248МПа

По среднему давлению в сепараторе определяем параметры сепарата (отсепарированной воды) на выходе из сепаратора с помощью WSP:

hдр=h'=f(pсср)= 806,37 МПа

Количество сепарата на выходе из сепаратора определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса сепаратора. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

Y.h'c=(Y-Gc).hc+Gc.hдр

Из этого уравнения определим Gc

Gc=Y(h'c-hc)/(hдр-hc)= 0,1101*Y

Gc=   0,1101 *Y

Пароперегреватель 1 ступени

Определим параметры греющей среды перед ПП1

ΔpПМ= 0.01%

pПП1ВХ=pI(1-ΔpПМ)= 2,481 МПа

xПП1ВХ=xI=0,916 

hПП1ВХ=f(pПП1ВХ,xПП1ВХ)= 2647,73 кДж/кг

Определим параметры конденсата в ПП1

hсл пп1=h'=f(pсл пп1)= 960,06 МПа

tсл пп1=ts=f(pсл пп1)= 223,5 °С

Определим параметры пара на выходе из ПП1:

ΔpПП1=0.03%

pПП1ВЫХ=pс(1-ΔpПП1)= 1,198 МПа

Δt1=10 °С

tПП1ВЫХ=tсл пп1-Δt1=223,5-10=213,5 °С

hПП1ВЫХ=f(pПП1ВЫХ,tПП1ВЫХ)= 2850,2 кДж/кг

Количество конденсата на выходе из ПП1 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса ПП1. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

(Y-Gс)(hпп1вых-hс)=Dпп1вх(hпп1вх-hслпп1), Gслпп1=Dпп1вх

Из этого уравнения определим Dпп1вх

Dпп1вх=(Y-Gc)(hпп1вых-hc)/(hпп1вх-hслпп1)= 0,045*Y

Dпп1вх=0,045*Y

Пароперегреватель 2 ступени

Определим параметры греющей среды перед ПП2

ΔpПМПГ=0.04%

ΔpПМСРК-ПП=0.02%

pПП2ВХ=pПГ(1-ΔpПМСРК-ПП-ΔpПМПГ)= 5,894 МПа

xПП2ВХ=0.995

hПП2ВХ=f(pПП2ВХ,xПП2ВХ)= 2777.82 кДж/кг

Определим параметры конденсата в ПП2

hсл пп2=h'=f(pсл пп2)= 1207.73 кДж/кг

Определим параметры пара на выходе из ПП1:

ΔpП2=0.03%

pПП2ВЫХ=pПП1ВЫХ(1-ΔpП2)= 1,162 МПа

tПП2ВЫХ=250 °С

hПП2ВЫХ=f(pПП2ВЫХ,tПП2ВЫХ)= 2937,13 кДж/кг

Количество конденсата на выходе из ПП2 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса ПП2. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

(Y-Gс)(hпп2ВЫХ-hпп1ВЫХ)=Dпп2ВХ(hпп1ВХ-hслпп2), Gслпп2=Dпп2ВХ  

Из этого уравнения определим Dпп2вх, который обазначали раньше GПП

Dпп2ВХ=(Y-Gc)(hпп2ВЫХ-hпп2ВЫХ)/(hпп2ВХ-hслпп2)= 0,049*Y

Dпп2ВХ=0,049*Y

Теперь находим GПВ через Y:

GПВ= 1,0251.(D0+DПП)=1805+0,051Y

Расчет процессов в ПВД

ПВД7

Энтальпия пара на входе в П7 из 1-го отбора :

hП7=2645,4 кДж/кг

Энтальпия спива ПП2 на входе в П7:

hслПП2вхП7= hслПП2. ηпот 7 =1206,5 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П7:

tслП7= tS,П6=f(pп6)= 205 °С

hсл п7=f(pп7,tП7)= 875,25 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П7 используется cp.Δt

cp=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 1-го отбора на входе П7 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П7. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DI.hП7+Dпп2. hслПП2вхП7=GПВ ср Δt+(Dпп2+DI)hсл п7         

Из этого уравнения определим DI

DI=[GПВ ср Δt-Dпп2.( hслПП2вхП7-hслП7)]/(hП7-hсл п7)        

DI=72,634-0,007*Y

ПВД6

Энтальпия пара на входе в П6 из 2-го отбора :

hП6=2594,9 кДж/кг

Энтальпия спива ПП1 на входе в П6:

hслПП1вхП6= hслПП1. ηпот 6 =958,14      кДж/кг

Страницы: 1, 2, 3