DVII.hП1+DVIhсл п2-(DVI+DVII)hсл п1=( G’ОК -DV-DIV-DVI-DVII)срΔt

Из этого уравнения определим DVII

DVII=( G’ОК -DV-DIV)срΔt-DVI(hсл п2-hсл п1+срΔt)/(hп1-hсл п1+срΔt)

DVII=59,7 кг/с

Расход оснавного канденсата после канденсатора

Gok= G’ОК -DIII-DIV-DII-DI

Gok=1082,9 кг/с

С помощью полученных значений расходов получим расход на входе ЦСД:

D0ЦСД=(Y-Gc)-DТП= 1346,6 кг/с

ТЕПЛОФИКАЦИОНАЯ УСТАНОВКА

Промышленность и население необходимо снабжать не только электроэнергией, но и теплотой. Аналогично передаче электроэнергии по электрическим сетям, для подачи теплоты к потребителям существуют тепловые сети. Основным носителем теплоты для горячего водоснабжения и отопления является горячая вода. Соответствующая схема установки теплоснабжения показана на рис. 4. для случая, когда тепловая сеть представляет собой замкнутый контур, образованный подающей и обратной магистралями. Для циркуляции воды предусмотрен сетевой насос. Для восполнения убыли воды в связи с ее утечками и расходованием на бытовые нужды предусмотрена установка подготовки добавочной воды.

Вода подогревается в нескольких последовательных сетевых подогревателях. В теплоэнергетике принято осуществление этого подогрева в основном за счет теплоты

пара, частично проработавшего в турбине. Поэтому кроме конденсационных электростанций развиваются также теплоэлектроцентрали(ТЭЦ). Теплофикация, т. е. комбинированная выработка электроэнергии и теплоты, является характерной чертой отечественной энергетики.

Рис. 4. Схема установки теплоснабжения:

1— сетевой насос;2— основной сетевой подогреватель;3— греющая среда основного сетевого подогревателя;4— пиковый сетевой подогреватель;5— греющая среда пикового сетевого подогревателя;6— подающая магистраль сетевой воды;7— тепловой потребитель;8— обратная магистраль сетевой воды;9— продувка тепловой сети;10 — подпиточный сетевой насос;11 — установка подготовки добавочной воды теплосети.

В этой работе задана теплофикационая установка, которая паказана на рис.5.

Рис.5. теплофикационая установка

Прямая и обратная температура в теплофикационой установке:

tпр=110 °С

tобр=65 °С

Количество сетевых подогревателей n=3.      

Нагрев сетевой воды в каждом подогревателе:

ΔtСП=(tпр-tобр)/n=15.0 °С

Температуа сетевой воды в узловых точках теплофикационой установки

tСП1=tобр+ΔtСП=80.0 °С

tСП2=tСП1+ΔtСП=95.0 °С

tСП3=tСП2+ΔtСП=110.0 °С

Расход сетевой воды в теплофикационой установке:

GСП=QТП/[cp(tпр-tобр)]= 609,9 кг/с

По полученным температурам сетевой воды выбераем отборы турбиы, соответствующие с этими температурами. По параметрам отборов определяються энталпии слива из каждого подогревателя:

hсл СП3=h"=f(pV)= 548,79 кДж/кг

hсл СП2=h"=f(pV)= 548,79 кДж/кг

hсл СП1=h"=f(pVI)= 420,80 кДж/кг

Количество пара каждого отбора на входе подогревателей определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса подогревателей. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

DСП3=GСП.ср.ΔtСП/(hV-hсл СП3)= 17,75 кг/с

DСП2=GСП.ср.ΔtСП-DСП3(hсл СП3-hсл СП2)/(hV-hсл СП2)= 17,75 кг/с       

DСП1=GСП.ср.ΔtСП-DСП2(hсл СП2-hсл СП1)/(hVI-hсл СП1)= 16,81 кг/с

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННЕЙ МОЩНОСТИ ТУРБИНЫ И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ

Существуют различные подходы при расчетах тепловых схем турбоустановок по способу задания исходных данных, по определению мощности и потоков пара и воды в элементах тепловой схемы. В [1] анализируются 4 способа задания исходных данных и определяемых величин. Так, например, если задается расход пара на турбину D0, то определяемой величиной при расчете тепловой схемы является электрическая мощность турбоустановки Nэ, и наоборот. При исходном задании величины пропуска пара в конденсатор турбины DK, определяемыми величинами являются D0, и Nэ.

Внутренная Мощность турбины

Наминальный расход пара перед СРК по[4] состовляет D=1836,4 кг/с

Протечки пара через уплотнения штоков клапанов турбины DпрКл=1.8 кг/c

Расход пара через СПП:

DПП2=75,5 кг/c

DПП1=68,8 кг/c

DС=Y=1532,3 кг/c

Протечки пара через уплотнения ЦСД ; DуплКл-ЦНД=1.4 кг/c

Расход пара на входе в ЦСД; D0ЦСД=1346,6 кг/c

Количество пара каждого подогревателя      

DСП1=16,71 кг/c

DСП2=17,75 кг/c

DСП3=17,75 кг/c

расход пара через отсек

Dотс1=D0-DПП2-DпрКл=1759,0 кг/c

Dотс2=Dотс1-DПП1-DI= 1628,6 кг/c

Dотс3=Dотс2-DII= 1565,9кг/c

Dотс4=Dотс3-DIII-Dтп-Gc-Dд-DуплКл-ЦСД= 1314,1 кг/c

Dотс5=Dотс4 -DIV= 1229,74кг/c

Dотс6=Dотс5-DСП2-DСП3-DV-DуплКл-ЦНД = 1125,8 кг/c

Dотс7=Dотс6-DСП1-DVI= 1038,2 кг/c

Dотс8=Dотс7-DVII= 978,5 кг/c

Энталпия рабочего тела после СПП; hПП2= 2937,1 кДж/кг, за ЦНД hk= 2230,5 кДж/кг и перед ЦВД h0= 2776,5 кДж/кг

теплоререпад отсека

Δhотс1=h0-hI= 128,5 кДж/кг

Δhотс2=hI-hII= 47,9 кДж/кг

Δhотс3=hII-hIII= 50,2 кДж/кг

Δhотс4=hПП2-hIV= 102,6 кДж/кг

Δhотс5=hIV-hV= 126,4 кДж/кг

Δhотс6=hV-hVI= 129,4 кДж/кг

Δhотс7=hVI-hVII= 145,6 кДж/кг

Δhотс8=hVII-hk= 202,5 кДж/кг

Используя полученые значения, получаем внутреннюю мощность турбины:

Wi=Σ(Dотсj.Δhотсj)= 1168,0 МВт

КПД генератора и механический КПД турбогенератора приняты соответственно

ηмех= 0.99

ηг= 0.988

мощность на клеммах генератора

Nэ.расч=Wi.ηмех.ηг= 1142,4 МВт

Гарантированная мощность

Nэ=0.98Nэ.расч= 1119,6 МВт

Расход электроэнергии на привод насосов

КПД электроприводов всех наэсов[1]; ηпр= 0.86

Раход рабочего тела через конденсатные и дренажные насосы

Dк= 1082,7 кг/c

DдрП1= 130,6 кг/c

DдрП3= 150,4 кг/c

Повышение энтальпии воды в насосах

ΔhДН1= 2,0 кДж/кг

ΔhДН2= 1.9 кДж/кг

ΔhКН1= 3.2 кДж/кг

ΔhКН2= 3.4 кДж/кг

Для конденсатных насосов перого подъема

NКН1=ΔhКН1.Dk/ηпр= 4,066 МВт

Для конденсатных насосов втоого подъема

NКН2=ΔhКН2.Dk/ηпр= 4,243 МВт

Для дренажных насосов ДН1

NДН1=ΔhДН1.DдрП1/ηпр= 0,304 МВт

Для дренажных насосов ДН2

NДН2=ΔhДН2.DдрП3/ηпр= 0,0337 МВт

Суммарный расход электроэнергии на собственные нужды турбоустановки

NЭ.С.Н=ΣNi= 9,0 МВт

Показатели тепловой экономичности

Расход теплоты на турбоустановку для производства электроэнергии

QЭ=D0(h0-hПВ)-QТ= 3206,6 МВт=11543651,5 МДж/ч

где hп.в -энтальпия питательной воды;

QТ -количество теплоты, отведенной от турбины для внешнего потребления.

Удельный расход теплоты брутто на производство электроэнергии

qЭ=QЭ/(NЭ+NТП)= 10,2 МДж/(кВт.ч)

Электрический КПД брутто

ηЭ=(NЭ+NТП)/QЭ= 36,0 %

Электрический КПД нетто

ηЭ.НТ=(NЭ-NС.Н)/QЭ= 34,6 %

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Тепловые расчеты регенеративных подогревателей выполняются 2-х типов: конструктивный и поверочный. При конструкторском расчете определяются поверхность нагрева и конструктивные размеры подогревателя. При поверочном расчете определяется температура одного из теплоносителей или величины подогрева.

В этой работе разберем методику конструкторского теплового расчета. Исходные данные определяются из расчета тепловой схемы или по справочным данным. К ним относятся расход и параметры греющей среды (пара), расход нагреваемой среды (ОК или ПВ), их давление и температуры на входе в подогреватель.

При выполнении тепловых расчетов количество передаваемой теплоты в отдельных элементах подогревателей оценивается по температурам греющей и нагреваемой сред. Так, температура среды на выходе из охладителя конденсата оценивается по формуле:

Tдр = tв’+(5÷10) ºC, где tв’ – температура воды (ОК, ПВ) на входе в подогреватель.

Рис.6. Схема движения сред в ПВД (а) и график изменения температур теплоносителей (б).

ОК – охладитель конденсата;

СП – собственно подогреватель

Из рис.6 видно, что для уменьшения габаритов (размеров) охладителя конденсата через него пропускается только часть воды, проходящей через ПВД (10–20 %).

Минимальный температурный напор в собственно подогревателе, равно как и минимальный температурный напор в охладителе дренажа, выбираются на основании технико-экономического обоснования.

ПВД7

Расход греющего пара Dп7=61,61кг/с

давление пара pп7=2,409 МПа

расход питательной воды Gпв=1882,5 кг/с

температура питательной воды на входе tвхпв= 198 ⁰С

температура питательной воды на выходе tвыхпв=215 ⁰С

доля питательной воды, проходящей через охладитель дренажа Dпвод=20% Gпв

давление питательной воды pпв= 8 МПа

диаметр и толщина стенок трубок dв* δ=24*4          мм

наружный диаметр трубок dн= 32 мм

материал трубок – сталь 20.

Расход слива ПП2 Dпп2= 75,5 кг/с

энталпия слива ПП2 hпп2=1195.7 кДж/кг

Расход греющей среды Dп=Dп7+Dпп2=137,1 кг/с

коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду ηтп= 0.98

Параметры сред в п 7:

Греющий пар:

tп= 222 °С

hn= 2773,6 кДж/кг

hk= 952,9 кДж/кг

Питательная вода:

hвхпв= 846,2 кДж/кг

hвыхпв=922,5 кДж/кг

Определим энтальпию ПВ в точке смешения двух потоков ПВ (ОД + СП)

hc=hвыхпв-[(Dn7.(hп-hk)+Dпп2.(hпп2-hk))ηтп/Gпв]= 854,6 кДж/кг

tc= 199,89 °С

Параметры переохлажденного конденсата определим по УТБ составленного для «черного ящика» (см. схему), в который входят потоки ОК и конденсата греющего пара, а выходят поток ОК с температурой смеси и слив (дренаж) греющего пара П7. Сделано это для того, чтобы избежать решение системы 2–3 уравнений ТБ (в зависимости от числа неизвестных параметров.

hдр=hк-[Gпв(hс-hвхпв)/(Dп.ηтп)]= 929,4 кДж/кг

tдр= 216,9 °С

Расход питательной воды через охладитель дренажа:

Gод= 375,5 кг/с

Параметры питательной воды на выходе из охладителя дренажа определяем по уравнению ТБ для этого элемента:

hвых.одпв=hвхпв+[Dn.(hк-hдр)/Gод]= 854,7 кДж/кг

tвых.одпв= 199,93 °С

Расчет собственно подогревателя:

Тепловой поток:

Qсп=Gпв.(hвыхпв-hс)= 127903,8 кВт

Среднелогарифмический температурный напор:

Δtб=tп-tc= 22,1 °С

Δtм=tп-tвыхпв= 7 °С

Δtср=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 13,1 °С

Принимаем скорость движения воды в трубках по рекомендациям (1,5...2,5 м/с)

W= 1.5 м/с

Средняя температура питательной воды:

tв.ср=0.5(tвыхпв+tс)= 207,4 °С

Теплофизические параметры для ПВ при ее средней температуре:

ν=f(pпв,tв.ср)= 1,52.10-07 м2/с

λ=f(pпв,tв.ср)= 0,664Вт/(м.К)

μ=f(pпв,tв.ср)= 1,31.10-04 Па.с

Pr=f(pпв,tв.ср)= 0.886    

Число Re: Re=W.dв/ν=2,37.10+05

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α2=0,023λ.Re0,8.Pr0,4/dв= 12081,8 Вт/(м2.К)

Теплопроводность стенки трубы (Ст 20) : λст 20К= 48 Вт/(м.К)

Теплофизические константы для конденсата греющего пара

λк=f(pп,x=0)= 0,646 Вт/(м.К)

ρк=f(pп,x=0)= 837,7 кг/м3

ρп=f(pп,x=1)= 12,1 кг/м3

μк=f(pп,x=0)= 1,20.10-04 Па.с

В регенеративных подогревателях теплообмен между паром и трубами происходит при практически неподвижном паре. В этом случае главными условиями теплообмена являются скорость стекания и толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.

Режим течения пленки определяется критерием Рейнольдса.

Здесь q = Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, кВт/м2; l – высота участка труб между соседними перегородками, м; mк – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, Н×с/м2; r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.

b=1.13εr[λк3ρк(ρк-ρп)gr/lμк]0.25

Здесь lк, rк – коэффициент теплопроводности и плотность конденсата; rп – плотность пара; er – поправка на шероховатость труб (для латунных и нержавеющих труб er = 1, для стальных цельнотянутых труб er = 0,8); Dt1 – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара (Dt1 = tн – tсп,ср )

r=1848,7кДж/кг

εr=0.8        

b=1.13εr[λк3ρк(ρк-ρп)gr/lμк]0.25=8277,62

Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде

q = bD t10,75

Отсюда D t1 = (q/b)4/3. Значение Dtст = (dст/lст)q, а D t2 = q/a2

Получаем для общего D t = D t1 + D tст + D t2 = (q/b)4/3 + (dст/lст)q + q/a2     

Δtср=(q/b)4/3+δстq/λст+q/α2                

Δtср=5,97.10-06. q4/3+1,66.10-04q

При определении a1 важным значением является температура стенки поверхности нагрева. Она определяется графоаналитическим методом. Суть метода сводится к решению уравнения для плотности теплового потока через стенку трубы.С помощью выражения Δtср для ряда произвольно заданных значений q строим кривую Dt = f(q)

Используя эту зависимость для найденного Dtср определяем величину q

Зная q, легко определить Dt1, Dtст, Dt2 и КТО, а затем и КТП и F.      

По этому графику при Δtср=13,1 °С получим q=36000 Вт/м2

Коэффициент теплопередачи:

kсп=q/Δtср= 2740,0 Вт/(м2.К)

Площадь поверхности теплообмена:

Fст=Qсп/(kсп.δtсп)= 3552,9 м2

Расчет охладителя дренажа:

Тепловая нагрузка охладителя дренажа:

Qод=Gод.(hвых.одпв-hвхпв)= 3227,6 кВт

Число спиралей собственно подогревателя:

N=Gпв/(ρ-Fтр.W)= 2774,1 шт

Принимаем число спиралей кратное произведению числа секций и числа рядов в каждой секции. N= 2774 шт (при 12 рядах в секции из однорядной спирали)    

Расчетная длинна трубок:

L=Fст/(N.π.dн)= 12,74 м

Сечение для прохода пара:

F=L.l.β= 0,050 м2

где β=0.98 - учитывает часть длины труб, участвующих в теплообмене.

Средняя температура конденсата:

tk.ср=0.5(tп+tдр)= 219,4°С

Скорость конденсата в межтрубном пространстве:

Wк=Dп*v/F= 3,28 м/с

где v=0.001194 м3/кг

Эквивалентный диаметр:

dэ=4F/U= 0,10м

где U=2

Параметры конденсата при средней температуре

ν=f(pпв,tк.ср)= 1,46.10-07 м2/с

λ=f(pпв,tк.ср)= 0,654 Вт/(м.К)

μ=f(pпв,tк.ср)= 1,23.10-04 Па.с

Pr=f(pпв,tк.ср)= 0,860    

Re=W.dэ/ν=2,25.10+06  

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:

α1=0,023λ.Re0.8.Pr0.4/dэ= 17102,7 Вт/(м2.К)

Средняя температура питательной воды в ОД:

tв.ср=0.5(tвых.одпв+tвхпв)= 199,0 °С

Параметры ПВ при температуре  tв.ср  

ν=f(pпв,tв.ср)= 1,57.10-07м2/с

λ=f(pпв,tв.ср)= 0,670Вт/(м.К)

μ=f(pпв,tв.ср)= 1,37.10-04Па.с

Pr=f(pпв,tв.ср)= 0,909    

Re=W.dв/ν=2,29.10+05 

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α2=0,023λ.Re0,8.Pr0,4/dв=11999,4 Вт/(м2.К)

Коэффициент теплопередачи:

kод=(1/α1+δ/λ+1/α2)-1=4441,7 Вт/(м2.К)

Среднелогарифмический температурный напор:

Δtб=tдр-tвхпв=18,9 °С

Δtм=tк-tвых.одпв= 22,1 °С

Δtод=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 20,4 °С

Площадь поверхности теплообмена:

Fод=Qод/(kод.δtод)= 35,5 м2

Суммарная площадь:

F=Fсп+Fод= 3588,4 м2

По F=3588,4 м2 площади поверхности теплообмена, pв=81,6 кгс/см2, давлению основного конденсата и pп=24,6 кгс/см2 греющего пара, соответственно выбираем по[4] типоразмер ПНД 7:

2 подогревателя ПВ-2500-97-28А.

ПНД4

Расход греющего пара Dп4= 84,80 кг/с

давление греющего пара pп4= 0,587 МПа

расход основного конденсата Gок= 1363,7 кг/с

температура основного конденсата на входе tвхок= 124 ⁰С

температура основного конденсата на выходе tвыхок= 154 ⁰С

давление основного конденсата pок= 0.889 МПа

диаметр и толщина стенок трубок dв* δ=16*1 мм

наружный диаметр трубок dн= 18 мм

материал трубок – легированная сталь (08Х18Н10Т);

Потери теплоты в окружающую среду оцениваются коэффициентом ηтп=  0.99 

число ходов ОК в ПНД z=2

Параметры конденсата и пара в ПНД 4:

tп=158 °С

hn=2823,2 кДж/кг

hk=666,9 кДж/кг

hвхпв=521,3 кДж/кг

hвыхпв=649,8 кДж/кг

Тепловая мощность ПНД 4:

Qп4=Gок.(hвыхок-hвхок)/η=177004,9 кВт

Среднелогарифмический температурный напор:

Δtб=tп-tc= 4 °С

Δtм=tп-tвыхпв= 34°С

Δtср=(Δtб-Δtм)/ln(Δtб/Δtм)= 14 °С

Принимаем скорость движения воды в трубках W= 1,5 м/с

Из уравнения сплошности определим количество трубок в ПНД 4:

n=Gок/(ρ-Fтр.W)= 4,522 шт

Общее число труб N в двухходовм ПНД 4:

N=n.z=9044 шт

Задаемся длиной трубок (7...11 м) в подогревателе – Lтр = 10 м. (первое приближение)

Средняя температура воды:

tок.ср=0.5(tвыхок+tвхок)= 139 °С

Средняя температура стенки трубок:

tст.ср=0.5(tк+tок.ср)= 148,5°С

Средняя температура слоя конденсата на поверхности трубок:

tпл.ср=0.5(tк+tст.ср)= 153,3°С

Коэффициент теплоотдачи от пара к стенке подсчитываем по эмпирической формуле:

α1=(5500+65tпл.ср-0,2t2пл.ср).((tк-tст.ср)Lтр)-0,25=3447,8 Вт/(м2.К)

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α2=1,16(1400+18tок.ср-0,035t2ср.ср).W0,8.dв-0.2=11834,2 Вт/(м2.К)

Теплопроводность стенки из стали 08Х18Н10Т -λст= 18 Вт/(м.К)

Таблица 3.

Коэффициент, учитывающий накипь и загрязнения стенки:

Кз=1

Коэффициент теплопередачи:

k= Кз (1/α1+δ/λ+1/α2)-1=2325,1 Вт/(м2.К)

Площадь поверхности теплообмена:

F=Q/(k.δt)= 5430,7 м2

Расчетная длина трубок:

L=F/(N.π.dн)= 10,62 м

По F=5430,7 м2 площади поверхности теплообмена, pв= 9,1 кгс/см2, pп=6,0 кгс/см2 давлению основного конденсата и греющего пара, соответственно выбираем типоразмер ПНД 4:

2 подогревателя ПН-3000-25-16-ІVА.

ВЫВОД

В заключении приведено сравнение расчетних значений с номинальными значениями по [4] в таблице 4.

Таблице 4.

сравнение расчетних значений с номинальными значениями

Расчетная мощность отличается от номинальной вследствие отличия заданных расходов от номинальных. При расчете начального давления учитываются потери давления в паровпускных устройствах, которые колеблются в пределах 0,03...0,05. Выбор разных значений этих потерь, вызывает отклонение начального давления от номинального значения. Следовательно, начальная температура в свою очередь откланяется. Давления перед ПП1, ПП2, ЦСД и разделительное давление зависят от давлений в отборах. Значения давлений пара в камерах отборов Т, работающей на номинальной нагрузке в проектном расчете, определяются по соответствующим температурам ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД. Для расчета тепловой схемы ТУ использовали параметры (давление, температуру и энтальпию) греющего пара отборов непосредственно на входе в регенеративные подогреватели, дренажей конденсата греющего пара, нагреваемой среды (основного конденсата, питательной воды и перегреваемого пара в СПП). Расчет этих параметров выполнялся с заданными исходными данными и по рекомендациям, поэтому значения давлений пара в камерах отборов отличаются от номинальных значений. Это объясняет отличие между расчетными и номинальными значениями расходов и удельного расхода тепла и КПД.

ЛИТЕРАТУРЫ

1.                Маргулова Т.Х. Атомные электрические станции: Учебник для вузов.– 4-е изд., перераб. и доп.–М.: Высш.шк., 1984.–304 с.: ил.

2.                Трояновский Б.М. и др. Паровые и газовые турбины атомных электростанций: Учеб. пособие для вузов.– М.: Энергоатомиздат, 1985.–256 с.: ил.

3.                Тепловые и атомные электрические станции: Справочник / Под общ. ред. В.А.Григорьева, В.М.Зорина.– 2-е изд., перераб.– М.: Энергоатомиздат, 1989.– 608 с.: ил.– (Теплоэнергетика и теплотехника; Кн. 3).

4.                Киров В.С. Тепловые схемы турбоустановок АЭС и их расчеты: Учебн. пособие для вузов.– изд. 2-е, испр.– Одесса: Астропринт, 2004.– 212 с.

5.                Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара.–М.: Энергия, 1980.– 424 с.: ил.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5