1 часть. Решение уравнений теплового баланса теплообменников, определение относительных расходов пара

• Название: Решение уравнений теплового баланса теплообменников, определение относительных расходов пара
• Дата: 25.09.2022
• Размер: 413.08 Kb.
• Имя файла: 1 часть.docx
• Тип: Документы; #696182
• страница: 2 из 2

(1.45)

Результаты расчета сведены в таблицу №1

Построим процесс расширения пара в турбине рис. №2

Таблица № 1 - "Параметры воды и пара по элементам тепловой схемы"
Точка пр-са	Элемент схемы	Пар в отборе			Пар (конденсат) в подогревателе				Вода за подогревателем
		Pi, МПа	ti, °С	hi, кДж/кг		Pнi, МПа	tнi, °С	hнi, кДж/кг		Pвi, МПа	tвi, °С	hвi, кДж/кг	νi, °С	τi, кДж/кг
0	-	12,8000	540,000	3447,209		-	-	-		-	-	-	-	-
0`	-	12,4160	538,429	3447,209		-	-	-		-	-	-	-	-
1	П1	3,9450	369,372	3142,158		3,7480	246,500	1068,900		17,7200	244,000	1058,226	2,5	102,377
2	П2	2,6400	319,419	3052,370		2,5080	224,136	962,792		18,0200	221,626	955,849	2,5	140,933
ПП	-	2,4000	540,000	3552,814		-	-	-		-	-	-	-	-
3	П3	1,3890	455,768	3379,975		1,3200	192,325	817,930		18,3200	189,825	814,916	2,5	93,955
-	ПН	-	-	-		-	-	-		18,6200	167,676	720,293	-	23,153
-	Д	1,3890	455,768	3379,975		0,7000	165,000	697,140		0,7000	165,000	697,140	0,0	77,576
4	П5	0,5150	324,871	3115,669		0,4890	151,000	636,500		0,8450	147,000	619,564	4,0	120,341
5	П6	0,2280	234,609	2939,312		0,2170	122,810	515,683		0,9450	118,810	499,223	4,0	120,341
6	П7	0,0910	146,632	2770,577		0,0860	95,268	399,144		1,0450	90,274	378,882	5,0	120,341
7	П8	0,0227	62,822	2571,373		0,0216	61,782	258,541		0,0216	61,765	258,541	0,0	120,341
К	Кон-р	0,0050	32,875	2389,156		-	-	-		0,0050	32,875	138,200	-	-

Процесс расширения пара в турбине рис. № 2

1.1.3. Решение уравнений теплового баланса теплообменников, определение относительных расходов пара.

Составим уравнение материальных балансов для потоков в тепловой схеме:

Примем расход пара в голову турбины α₀=1

Уравнение теплового баланса для расширителя:

Давление в барабане котла:





Давление в расширителе:







Решим систему уравнений относительно и :







Получим:



Тогда доля расхода питательной воды и добавочной воды в конденсатор:

(1.46)

(1.47)

Регенеративные подогреватели высокого давления:

Потери во всех подогревателях примем равным:

Уравнения теплового баланса для П1:

(1.48)

(1.49)



Уравнения теплового баланса для П2:

(1.50)

(1.51)



Уравнения теплового баланса для П3:

(1.52)

(1.53)



У равнения теплового и материального баланса для Деаэратора:

Решим систему уравнений относительно :

(1.54)


(1.55)

Получим:

Уравнения теплового баланса для П5:

(1.56)






Т.к. подогрев в точке смешения меньше 1°С учитывать его не будем [9].

Уравнения теплового баланса для П6:

(1.57)

(1.58)


Уравнения теплового баланса и материального баланса для П7:

(1.59)

(1.60)

Получим:

Уравнение теплового и материального баланса для П8 (смешивающий):

Р ешим систему уравнений относительно :

(1.61)

(1.62)

Получим:

Пропуск пара в конденсаторе:





Относительный расход пара в конденсатосборник:

(1.63)

Погрешность вычислений:

(1.64)


1.1.4. Определение приведенного теплоперепада и абсолютного значения расхода пара в голову турбины D₀.

Для определения H_пр составляем таблицу 2.

Таблица 2. Определение приведенного теплоперепада.

Цилиндр	Отсек турбины	Доля пропуска пара через отсек αj		Теплоперепад пара в отсеке Δhj, кДж/кг		Внутренняя работа на 1 кг свежего пара αj∙Δhj, кДж/кг
ЦВД	0 -1	α0 =1		h0 - h1 =3447.209 – 3142.158=305.051		305.051
	1-2	1 - α1=1-0.0516 =0.9484		h1 - h2 =3142.158 – 3052.370=89.788		85.155
ЦСД	ПП-3	1 - α1 - α2 = 0.9484- 0.0679=0.8805		hпп- h3 =3552.814 – 3379.975=172.839		152.185
	3-4	1 - α1 - α2 - α3- αд =0.8805-0.0318-0.0112=0.8375		h3 - h4 =3379.975 – 3115.669=264.306		221.356
	4-5	1 - α1 - α2 - α3- αд – α4=0.8375 -0.0424=0.7951		h4 - h5 =3115.669 – 2939.312=176.357		140.221
ЦНД	5-6	1 - α1 - α2 - α3- αд – α4 - α5=0.7951- 0.0412=0.7539		h5 – h6 =2939.312 – 2770.577=168.735		127.209
	6-7	1 - α1 - α2 - α3- αд – α4 - α5 - α6=0.7539- 0.0314 = 0.7225		h6 – h7 =2770.577 – 2571.373 =199.204		144.423
	7-К	1 - α1 - α2 - α3- αд– α4 - α5 - α6 - α7 =0.7225- 0.0344=0.6881		h7- hК =2571.373 – 2389.156=182.271		125.421
			Σa j · Ohj		1301.021

(1.65)

Расход пара в голову турбины:

(1.66)

где - механический КПД турбины, -КПД электрического генератора.

Абсолютные расходы рабочего тела по элементам тепловой схемы:

Расход пара в отборы:

(1.67)















Расход пара на входе в конденсатор:



Расход пара после промежуточного перегрева:



Расход питательной воды:



Расход добавочной воды:



Утечки:



1.1.5. Определение показателей тепловой экономичности энергоблока.

Расход теплоты на турбоустановку:

(1.68)





Абсолютный электрический КПД конденсационной турбоустановки

(1.69)

Удельный расход теплоты на выработку электроэнергии в турбоустановке

(1.70)

Удельный расход пара турбоустановки

(1.71)

Принимаем КПД транспорта теплоты , КПД парового котла

(для природного газа)

(1.72)

Т. к. энергоблок работает на природном газе и питательный насос с электроприводом, принимаем долю электроэнергии собственных нужд станции



КПД нетто энергоблока

(1.73)

Удельный расход условного топлива на отпуск электрической энергии:

(1.74)

Удельный расход теплоты энергоблока нетто

(1.75)

1.2. Выбор тепломеханического оборудования энергоблока.

1.2.1. Выбор основного оборудования блока.

1.2.1.1. Выбор парогенератора.

Паропроизводительность парогенератора выбирают по максимальному расходу пара на турбинную установку с запасом 5 %, учитывая гарантийный допуск, возможное ухудшение вакуума, снижение параметров пара в допустимых пределах, потери пара на пути от парогенератора к турбине.

D₀=604.663+5%=634,896 т/ч

Выбираем котельную установку Еп-670-13.8-545 ГМН общая производительность 670 т/ч с номинальным давлением 13,8 МПа
1.2.2. Выбор вспомогательного оборудования блока.

1.2.2.1. Выбор подогревателей высокого давления.

Так как тепловая мощность первого ПВД больше, чем остальных ПВД, то расчёт проводим для П1.

Расчетные технологические схемы ПВД могут быть различными. Для данного подогревателя расчётная схема определена на рисунке.

Поверхность нагрева включает охладитель пара, собственно подогреватель и охладитель дренажа.

Расход питательной воды составляет:

–через охладитель дренажа G_пв.од=17,468 кг/с, то есть 10% от D_пв;

–через собственно подогреватель G_пв.сп=139,744 кг/с;

–через охладитель пара G_пв.сп=17,468 кг/с, то есть 10% от D_пв.



Рисунок 3 – Схема движения потоков пара и воды в подогревателе.

Температура питательной воды на выходе из подогревателя с учётом тепла перегрева пара принимается из условий исключения конденсации пара в охладителе, т.е. при условии, что температура стенки трубы будет выше температуры насыщения греющего пара.

С учётом этого можно принимать, что температура питательной воды на выходе из ПВД равна температуре насыщения греющего пара или на 1+2°С ниже её.

Определим эту температуру из уравнения теплового баланса, считая, что греющий пар на выходе из охладителя пара имеет температуру на 15°С выше температуры насыщения.

Таким образом, получим t_по1=246,5+15=261,5 °С, температура конденсата греющего пара на выходе из охладителя дренажа принимается на 10°С больше, чем температура на входе в подогреватель, то есть t_др1=221,6+10=231,6 °С.

Тогда энтальпия пара на выходе из ОП равна h_по1= 2855,5 кДж/кг, энтальпия дренажа равна h_др1= 997,88 кДж/кг при давлении в подогревателе Р=3,748 МПа.

Для определения параметров питательной воды в подогревателе составим уравнения теплового баланса для каждого элемента.

_пвд=0,995

а) для охладителя дренажа:

D_п1(h_н1 – h_др1) = G_пв. 0,1_. ( h``_од1 - h_в2 )_пвд, (1.76)

откуда выражаем энтальпию воды на выходе из ОД

h``_од1= D_п1(h_н1 – h_др1) / G_пв. 0,1_пвд + h_в2, (1.77)

h``_од1=8.7(1068.9 – 997,88) /174,680,11,005+955,8 = 990,996 кДж/кг.

Тогда температура воды на выходе равна t``_од1=230,11 °С.

б) тепловой баланс СМ1:

G_пвh`_сп= G_пв. 0,1 h``_од1+ G_пв. 0,9h_в2, (1.78)

выражаем энтальпию на входе в СП

h`_сп= (G_пв. 0,1 h``_од1+ G_пв. 0,9h_в2)/ G_пв., (1.79)

h`_сп=(174,680,1990,996+174,680,9955,8)/174,68=959,32 кДж/кг.

Тогда температура воды на входе в СП равна t`_сп1= 223,3 °С.

в) для собственно подогревателя:

D_п1( h_по1– h_н1)_пвд = G_пв.( h``_сп1 – h`_сп1 ) _пвд, (1.80)

откуда выражаем энтальпию воды на выходе из СП

h``_сп1= D_п1(h_по1 – h_н1) / G_пв_пвд + h`_сп1, (1.81)

h``_сп1=8,7(2855,5- 1068.9) /174,681,005+959.32= 1047.56 кДж/кг.

Тогда температура воды на выходе равна t``_сп1=242.14 °С.

г) для охладителя пара:

D_п1( h_п1– h_по1) = 0,1G_пв( h``<sub>оп1</sub> – h``_сп1 )_пвд, (1.82)

откуда выражаем энтальпию воды на выходе из ОП

h``<sub>оп1</sub>= D<sub>п1</sub>(h<sub>п1</sub> – h<sub>по1</sub>) / 0,1G<sub>пв.</sub><sub>пвд</sub> + h``_сп1 , (1.83)

h``_оп1=8,7(3142.2 – 2855.5) /0,1139,7441,005+1049.93=1225,16 кДж/кг.

Тогда температура воды на выходе равна t``_оп1=246.53 °С.

Тепловая нагрузка охладителя конденсата:

Q_од1= D_п1(h_н1 – h_др1)_пвд , (1.84)

Q_од1=8,7(1068,9– 997.88)0,99= 611.7 кВт.

Тепловая нагрузка охладителя пара:

Q_оп1= D_п1( h_п1– h_по1)_пвд, (1.85)

Q_оп1=8,7(3142.2- 2855.5)0,99=2469.35кВт.

Тепловая нагрузка собственно подогревателя:

Q_сп1= D_п1( h_по1– h_н1)_пвд, (1.86)

Q_сп1=8.7(2855.5- 1068.9)0,99=15387.956 кВт.

Определим площадь поверхности нагрева для каждого элемента.

Площадь поверхности нагрева СП

Поверхность нагрева подогревателя определяется из уравнений теплопередачи:

Q_сп1 = k F_сп1t, (1.87)

где k = 2.5 кВт/(м²к) – коэффициент теплопередачи;

F – поверхность нагрева;

t – температурный напор.

Средний температурный напор:

, (1.88)

.

Тогда поверхность нагрева равна:

F_сп1 = 15387.956/(2.5ӗ11.41) = 539.46 м².

Расчёт поверхности нагрева охладителя пара

Среднелогарифмическая разность температур в пароохладителе:

, (1.89)

.

k = 1.5 кВт/(м²к) – коэффициент теплопередачи;

F_оп1 = 2469.35/(1.5ӗ56.08) = 29.36 м² .

Расчёт поверхности нагрева охладителя дренажа

Среднелогарифмическая разность температур в охладителе дренажа:

.

k = 1.5 кВт/(м²к) – коэффициент теплопередачи;

F_од1 = 611.7 /(1.5ӗ12.93) = 31.54 м² .

Таким образом суммарная поверхность нагрева подогревателя высокого давления:

F_пвд=F_сп1+F_оп1+F_од1, (1.90)

F_пвд=539.46+ 29.36 +31.54=600.39 м².

Выбираем группу ПВД:

подогреватель П1 (ПВД7) – ПВ–760–230–14
1.2.2.2. Выбор подогревателей низкого давления поверхностного типа.

Выбор ПНД производится по поверхности теплообмена и по давлению нагреваемой среды и греющего пара. Произведем расчет для ПНД4.

Из уравнения теплового баланса, количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе:
(1.91)


Поверхность теплообмена
(1.92)
Средняя логарифмическая разность температур между паром и водой:

, (1.93)

где ∆t_б – разность температур насыщения в подогревателе и воды на выходе из предыдущего подогревателя;

∆t_м – разность температур насыщения воды в подогревателе и воды на выходе из подогревателя.

∆t_б=t_н4-t_в5, (1.94)

∆t_б=151 – 118.81=32.19 ^оС,

∆t_м=t_н4 – t_в4, (1.95)

∆t_м=151 – 147=4 ^оС.

Средняя логарифмическая разность температур между паром и водой:

.

Поверхность теплообмена



Выбираем четыре подогревателя ПН-400-26-7-I, давление воды и пара соответственно 26 кгс/см² и 7 кгс/см² [5, с. 306–307].

1.2.2.3. Выбор конденсатора.

Конденсационное устройство предназначено для конденсации отработавшего в турбине пара.

Тепловая нагрузка конденсатора:

Q_к=D_пк(h_пк–h_вк), (1.96)

где D_пк=115.575 кг/с – пропуск пара в конденсатор.

h_пк=2389,156 кДж/кг – теплосодержание отработавшего пара;

h_вк=138,2 кДж/кг –теплосодержание конденсата.

Получим:

Q_к= 115.575(2389,156–138,2)=260,154 МВт.

Нагрев воды в конденсаторе t=8C, недогрев до температуры насыщении t=2C.

Средняя логарифмическая разность температур между паром и водой:

, (1.97)

С.

Поверхность охлаждения конденсатора:

, (1.98)

где k=4 кВт/(м²к) – коэффициент теплопередачи.

м².

Выбираем конденсатор 200-КЦС-2 с поверхностью теплообмена 9200 м². [4, C. 282]
1.2.2.4. Выбор питательного насоса.
Выбор питательного насоса осуществляется по максимальному расходу питательной воды парогенератора с запасом не менее 5%.



т/ч

Давление, которое должен создать насос определяем по формуле

р_пн = (р_н – р_в)·, (1.99)

где  =(1.051.1)-коэффициент запаса по давлению.

р_пн=(18.622 – 0,845)·1,05 =18.666 МПа .
Принимаем по каталогу два насоса 2х100% (1 в работе + 1 в резерве на складе) ПЭ-780-185 с производительностью 780 т/ч.

1.2.2.5. Выбор конденсатных насосов

Конденсатный насос выбирается по производительности и по напору:





Полный напор, создаваемый конденсатным насосом:

,

где h _г = 23м - геометрическая высота подъема конденсата;

р_д= 0.7 МПа - давление в деаэраторе;

р_к= 0.005 Мпа - давление в конденсаторе;

= 60м - сумма потерь напора в трубопроводах и подогревателях.

H_кн = 23+100·(0.7-0.005) +60 = 152.5м

Выбираем два конденсатных насоса - 2х100% (1 в работе + 1 в резерве) типа КсВ500 - 220 с производительностью 500 т/ч и полным напором 220 м.

1.2.2.6. Выбор деаэраторной установки.

Деаэраторная установка состоит из деаэраторных колонок и баков питательной воды. Баки питательной воды выравнивают возможное временное несоответствие между количеством воды, необходимым для питания парогенераторов и поступающим в деаэраторную установку. Суммарный запас питательной воды в баках деаэраторов должен составлять не менее 7-минутного её расхода при работе станции с номинальной мощностью.

Максимальный расход питательной воды на котлы

т/ч

Выбираем по справочнику деаэратор повышенного давления ДП-1000 с параметрами:

производительность 1000 т/ч;

полезная вместимость деаэраторного бака (типа БДП-100-1) 113 м3;

рабочее давление 0,7 МПа.

Определим необходимый запас воды:

V=D_пв760/1000, (1.100) V=174,68760/1000=73,37 м³.

Геометрическая ёмкость бака должна превышать полезную на 20%, тогда

V=73,37/0,8=91,71 м³ что соответствует выбранному баку.

1.3. Выводы по главе.

В этой работе был произведён расчёт тепловой схемы конденсационного блока, в частности, была составлена принципиальная тепловая схема, рассчитаны параметры пара для построения h-sдиаграммы работы турбины, решены уравнения теплового баланса теплообменников, определены различные параметры турбины и энергоблока в целом, а так же был произведён выбор основного и вспомогательного оборудования.