Буров В.Д. и др. Тепловые электрические станции

Подождите немного. Документ загружается.

8.2.

Основы

проектирования

принципиальной

тепловой

схемы

Анализ исходных

данных:

(или Д

, /

д в

пп

var, р

к/

Разработка расчетной тепловой схемы.

Выбор типа регенеративных подогревателей

Формирование дополнительных исходных данных:

%/'V^'^orfi'^n.n'V

высоты установки оборудования,

i Запись принимаемых допущений и ограничений /

Оценка и уточнение расхода свежего пара D

j^.

Расчет давлений питательной воды и основного

конденсата в системе регенеративного подогрева

Распределение подогрева

в системе регенерации: Р

пв

д, Дг

ПН

д.

Расчет параметров конденсата, сливаемого из подогревателей

с охладителями дренажа

Расчет давлений в регенеративных подогревателях.

Расчет параметров конденсата греющего пара

СО.

Расчет давлений в камерах регенеративных отборов турбины i

Моделирование процесса расширения пара в турбине по отсекам.

Изменение располагаемого теплоперепада

в последнем отсеке турбины и степени сухости в ее последней

ступени. Расчет процесса расширения пара в приводной турбине

Определение целесообразности применения пароохладителей

в регенеративных подогревателях

Моделирование регенеративных подогревателей и деаэратора

на основе уравнений материального и теплового балансов.

Расчет расходов пара и конденсата в элементах тепловой схемы

Расчетный выбор унифицированной последней ступени турбины

Уточнение числа потоков ЦНД.

Расчет параметров пара на выходе из последней ступени

Построение графика процесса расширения пара в турбине

s-диаграмме

Расчет внутренней мощности отсеков и турбины.

Расчет мощности генератора.

Сравнение расчетной электрической мощности с заданной

Расчет затрат электроэнергии на собственные нужды

турбоустановки и энергоблока

са

Расчет показателей энергетической эффективности

турбоустановки и энергоблока

Рис.

8.13. Блок-схема конструкторского расчета тепловой схемы конденсационной

турбоустановки

201

Глава 8.

ТЕПЛОВЫЕ

СХЕМЫ

КЭС

Материальный баланс котельной и турбинной установок энергоблока. Из-за

неплотностей оборудования энергоблока часть пара и конденсата или не участвует

в полном технологическом цикле (протечки), или выводится за пределы тепловой

схемы энергоблока (утечки).

Утечки рабочей среды происходят во многих элементах тепловой схемы. При

выполнении первого цикла расчетов принимают, что все утечки сосредоточены

в паропроводе свежего пара до стопорных клапанов турбины. При этом допущении

и предельной норме утечек, составляющей 1 %, расход перегретого пара на выходе

из котла £>

пе

1,0Ш

При принятом допущении расчетные тепловые потери в теп-

ловой схеме являются несколько завышенными. Поэтому при выполнении повероч-

ных расчетов тепловой схемы потоки наиболее существенных утечек (часть

конденсата из охладителей эжектора уплотнений, крайних камер уплотнений насо-

сов,

продувочная вода и др.) учитываются в балансовых уравнениях элементов

этой схемы.

Расход питательной воды в прямоточном котле

Следовательно, утечки (необходимый для восполнения питательной воды рас-

ход добавочной воды) в тепловой схеме энергоблока с прямоточным котлом со-

ставляют £>

ут

= 0,0 Ш

Балансовое уравнение для питательной воды энергоблока с барабанным кот-

лом включает в себя расход D

, необходимый для осуществления непрерывной

продувки:

Этап 2. Моделирование и расчет системы регенеративного подогрева

по параметрам питательной воды и основного конденсата. На основе расчет-

ной тепловой схемы выполняется декомпозиция ее на расчетные подсистемы.

Выделяются группы элементов тепловой схемы таким образом, чтобы технологи-

ческая связь между ними обладала некоторой параметрической устойчивостью при

изменении параметров воды и пара в элементах группы. Декомпозиция тепловой

схемы позволяет, с одной стороны, сконцентрироваться на математическом описа-

нии тепловых процессов каждой выделенной группы с учетом ее специфических

свойств, а с другой — построить эффективные алгоритмы, реализующие расчет те-

пловой схемы в целом. Например, при заданном давлении в деаэраторе энтальпия (и

температура) питательной воды на выходе из него постоянна и не зависит от прини-

маемого распределения подогрева между подогревателями. Следовательно, выделя-

ется первая расчетная подсистема (группа ПВД и питательный насос), для которой

известны температуры питательной воды как на выходе t

n в

, так и на входе t

В соответствии с требованием надежного отвода пара из промежуточных камер

концевых уплотнений турбины можно принять давление в сальниковом подогрева-

теле и, следовательно, температуру основного конденсата на выходе из этого

подогревателя. Поэтому в первом цикле расчета тепловой схемы изменение

энтальпии основного конденсата в охладителях эжекторов и в сальниковом подо-

D = D

П.В I

пе'

(8.4)

= ^пе + Д,

(8.5)

202

8.2.

Основы проектирования принципиальной

тепловой

схемы

гревателе оценивают суммарным значением, равным 20—30 кДж/кг. Булыние зна-

чения соответствуют большему числу цилиндров турбины

большей

ее

мощности.

Если

схеме применяются водоструйные эжекторы,

то

изменение энтальпии

составляет

8—12

кДж/кг. Располагая значениями изменения энтальпии

энтальпии

основного конденсата

на

выходе

из

конденсатора, после вычисления подогрева

в проточной части конденсатного насоса можно определить

его

энтальпию

на

входе

первый

ПНД.

Исходя

из

принятого значения оценки подогрева

деаэраторе

А?

определяют

энтальпию основного конденсата, поступающего

деаэратор

из

группы

ПНД, и

температуру

пнд

>пнд

= '

Д'д>

(8-6)

где

t —

температура питательной воды

на

выходе

из

деаэратора.

Переменная

Аг

рассматривается

как

величина, которую можно изменять после

формирования полной расчетной (электронной) модели тепловой схемы.

Для

опре-

деления энтальпии основного конденсата

на

выходе

из

группы

ПНД

необходимо

оценить

его

давление, исходя

из

давления

деаэраторе, гидростатического давления

и сопротивления

линии

от ПНД до

входного патрубка деаэрационной колонки.

Следовательно, вторая расчетная подсистема

— это

группа

ПНД.

Деаэратор

служит связующим элементом

фиксированными значениями параметров пара

и конденсата.

Так как

изменение подогрева

деаэраторе влияет

на

распределение

регенеративного подогрева

группе

ПНД, то

деаэратор

расчете служит внешним

управляемым параметром

для ПНД.

Третья расчетная подсистема

—

проточная часть турбины.

первом цикле рас-

чета тепловой схемы необходимо построить модели, позволяющие рассчитать

энтальпии пара

камерах регенеративных отборов.

При моделировании распределения регенеративного подогрева

не

учитывается

расход свежего пара

турбину.

Это

допустимо только

первом цикле расчета теп-

ловой схемы

для

вновь проектируемой турбоустановки.

Зная давление свежего пара

гидравлическое сопротивление тракта

от

стопор-

ных клапанов турбины

до

группы

ПВД, с

учетом гидростатического давления

и потерь давления

в ПВД

можно определить давление питательной воды

на

выходе

из питательного насоса.

первом цикле расчета тепловой схемы допустимо осно-

вываться

на

следующих данных

для

энергоблоков: докритическое давление

п н

= (1,37-й,4)р

; сверхкритическое давление

пн

(1,33-й,35)р

; суперкритическое

давление

ан

(1,3-й,32)р

По заданной температуре питательной воды

пв

и ее

давлению находится

энтальпия питательной воды

на

выходе

из

группы

ПВД И

пв

Питательная вода

с этой энтальпией поступает

трубопровод, идущий

котлу

(или в

коллектор).

Если второй регенеративный отбор выполняется

из

выхлопа

ЦВД и

булыная

часть пара направляется

промежуточный пароперегреватель котла,

то по

задан-

ному давлению пара промежуточного перегрева

пп

потере давления

линии

203

Глава

ТЕПЛОВЫЕ

СХЕМЫ

КЭС

отбора и температурному напору ПВД определяется температура питательной

воды на выходе из этого ПВД.

Температура и энтальпия питательной воды на выходе из деаэратора прини-

маются равными параметрам насыщения, соответствующим заданному (или приня-

тому) давлению в деаэраторе.

В расчете тепловой схемы обязательно учитывается повышение энтальпии

питательной воды Ah

n п

в проточной части питательного насоса, которое определя-

ется по формуле

1,03л"'

где Ар

п н

— разность давлений на выходе из насоса и на входе в него, кПа; v —

средний удельный объем воды в насосе, м

/кг;

г)"'

—

справочный (паспортный)

полный КПД насоса; 1,03 — коэффициент, учитывающий составляющую механи-

ческих потерь насоса.

Вычисление среднего удельного объема воды в насосе выполняется итерационно.

Предварительно принимается значение подогрева в насосе

А?

пн

« 447 °С (или

соответствующая температура воды на выходе из насоса). По давлению и темпера-

туре находятся удельные объемы воды на выходе из насоса и на входе в него, а также

их среднеарифметическое значение. После определения по (8.7) значения

АИ

ПН

вычисляется температура воды на выходе из насоса и полученное значение срав-

нивается с предварительно принятым. Если разница составляет более 0,2 °С,

то уточняется At

n н

и повторяется расчет среднего удельного объема воды в насосе

К.и-

Далее производится распределение подогрева между регенеративными подогре-

вателями по одной из изложенных в гл. 2 методик.

При распределении регенеративного подогрева между подогревателями удобно

составить отношения подогревов в характерных группах системы регенерации.

Например, в расчетную модель вводится отношение подогрева в подогревателе,

подключенном к «холодной» линии промежуточного перегрева, к подогреву в

подогревателе, подключенном к первому отбору из ЦСД (первый регенеративный

отбор после промежуточного перегрева)

вд

1,4-5-1,8.

Вводится отношение

подогревов в каждом подогревателе группы ПНД к подогреву при условии равно-

мерного распределения его между регенеративными подогревателями группы

ПН

д.

Величины

ПВ

ПН

варьируются вручную после создания полной электронной

модели тепловой схемы или принимаются в качестве автоматически варьируемых

переменных в оптимизационной модели Mathcad с использованием оператора мини-

мизации удельного расхода топлива Minimize

(b,

ПН

д,

...).

Этап 3. Расчет параметров пара в подогревателях и конденсата, сливаемо-

го из подогревателей. Давление в первом регенеративном отборе ЦВД однозначно

определяется по заданному значению температуры питательной воды при фикси-

204

8.2. Основы проектирования принципиальной тепловой схемы

рованном температурном напоре ПВД, подключенном к этому отбору. Модель рас-

чета следующая:

t —t + °» •

'sni 'п.вг

"ni>

Psni ~f(?sni)'

где

sni

— температура насыщения в корпусе /-го регенеративного подогревателя;

— температурный напор (недогрев) /-го подогревателя;

saj

— давление насы-

щения в /-м подогревателе.

После распределения регенеративного подогрева известны энтальпии питатель-

ной воды и основного конденсата на выходе из каждого подогревателя. Оценив

давления питательной воды и основного конденсата, можно определить их темпе-

ратуры. По моделям, аналогичным (8.8), определяется давление в каждом регене-

ративном подогревателе.

Энтальпия конденсата, сливаемого из подогревателей, не имеющих охладите-

лей дренажа, находится как функция давления в подогревателе (в состоянии насы-

щения): /г

дрш

. =f(p

sai

Этап 4. Моделирование процесса расширения пара в проточной части тур-

бины.

Давление пара в камере регенеративного отбора турбины больше давления

на входе в подогреватель на значение потери давления в линии отбора. Распола-

гая значениями давления в подогревателях, давления в отборах определяют

по формуле

Лин/

1-0,0Ь/

где

p^j

— давление в камере

j-ro

отбора, МПа;

— относительная потеря давле-

ния в линии

j-ro

регенеративного отбора (от камеры отбора до подогревателя), %.

Возможны два способа расчета процесса расширения пара в турбине. Первый

способ основан на ручных графических построениях этого процесса в h, s-диаграмме

для воды и водяного пара. Для его реализации необходимо располагать h, ^-диа-

граммой. Второй способ — выполнение расчетов на ЭВМ. Имеются несколько про-

грамм расчета теплофизических свойств воды и водяного пара.

Для расчета процесса расширения пара в турбине необходимо располагать

относительными внутренними КПД отсеков (ступеней) турбины. Эти показатели,

приводимые в справочной литературе, обычно получены при работе на перегретом

паре. Если часть или все ступени отсека работают на влажном паре, то необходимо

корректировать КПД с помощью поправочного коэффициента по формуле

По/вл = Ч

Л,л> (

8Л

°)

где п

0гвл

— относительный внутренний КПД при работе на влажном паре.

Поправочный коэффициент к

оценивается по формуле

, . (.

ш. ^вьпЛ ^вл /о

1 1

*ал=

вл1

ITT—

(

8Л1

)

(8.8)

205

Глава

ТЕПЛОВЫЕ

СХЕМЫ

КЭС

где

вл

—

коэффициент, учитывающий эффективность влагоудаления

проточной

части

(а

вл

0,816 при

обычном периферийном влагоудалении;

вл

0,72 при

пе-

риферийном влагоудалении

отводом влаги

регенеративный отбор;

вл

= 0,68

при периферийном

внутриканальном влагоудалении

отводом влаги

отбор);

вх

въа

—

степени сухости пара

на

входе

отсек

выходе

из

него; Ah

—

распола-

гаемый теплоперепад ступеней отсека, работающих

области влажного пара;

Д/?

отс

—

располагаемый теплоперепад всех ступеней отсека.

Алгоритм расчета энтальпии пара

по

отсекам турбины

применением программ WaterSteam-

Рго следующий.

Энтальпия свежего пара

wspHPT(>

Энтропия пара перед первой ступенью турбины

(при

потере давления

органах паровпуска

ЦВД, равной

5 %

*вх.цвд

wspSPH(0,95p

Энтальпия пара

камере первого регенеративного отбора

давлением

предположении

изоэнтропного процесса

его

расширения

первом отсеке

й,

wspHPS(p,,5

BxIwl

Энтальпия пара

камере первого регенеративного отбора

при

относительном внутреннем

КПД первого отсека

х\

оЛ

n(h

-h"

Энтропия пара

камере первого отбора

wspSPH(p

/г,).

Энтальпия пара

камере второго регенеративного отбора

предположении изоэнтропного

процесса

его

расширения

во

втором отсеке

/г"

wspHPS0?

, ^i)-

Энтальпия пара

камере второго отбора

при

относительном внутреннем

КПД

второго отсека

г\

дй

/г

1-Ло/2(

/г

Энтропия пара

камере второго отбора

wspSPH(/?

Аналогично определяются параметры пара

остальных отборах.

На рис.

8.14

в h,

я-диаграмме показан процесс расширения пара

трех первых

отсеках турбины

промежуточным перегревом пара.

При наличии промежуточного перегрева пара следует определить энтропию

пара перед первой ступенью

ЦСД

учетом потерь давления

тракте промежу-

206

8.2.

Основы проектирования принципиальной

тепловой

схемы

точного перегрева и в органах паровпуска. Потеря давления пара в тракте про-

межуточного перегрева принимается равной 8—11 % давления в выхлопе ЦВД,

а потеря в стопорных клапанах ЦСД составляет 1,5—2 %.

Относительный внутренний КПД последнего отсека ЦНД может определяться

с учетом или без учета потери энергии пара с выходной скоростью. Если в расчете

применяется КПД, найденный без учета потери энергии с выходной скоростью,

то параметры пара в конечной точке процесса расширения, определяемые по выше-

приведенному алгоритму, соответствуют параметрам непосредственно за рабочими

лопатками. Параметры пара в этой точке необходимы для определения степени

сухости пара в рабочем колесе последней ступени. Вычисленное значение степени

сухости не должно быть меньше допустимого для унифицированных последних

ступеней ЦНД (не менее 0,91 для турбин КЭС). Для определения полезной работы

последнего отсека ЦНД следует найти потери энергии пара с выходной скоростью.

В практике расчета процесс расширения пара чаще строится не для отсеков,

а для цилиндров турбины с использованием их КПД. На рис. 8.15 показаны зави-

симости относительных внутренних КПД ЦВД и ЦСД турбины К-800-23,5-5

от расхода свежего пара.

0,9

0,85

0,75

0,7

300 400 500 600 700 800

Расход

свежего

пара,

кг/с

Рис. 8.15. КПД ЦВД и ЦСД

турбины

К-800-23,5-5

зависимости

от

расхода

свежего

пара

цсд

ЦВД

207

Глава

ТЕПЛОВЫЕ

СХЕМЫ

КЭС

Если для привода питательного насоса применяется дополнительная паровая турби-

на, получающая пар от отбора главной турбины, то расчет процесса расширения пара в

приводной турбине выполняется после расчета давления и энтальпии пара в отборе

главной турбины. Давление перед первой ступенью приводной турбины вычисляется на

основе приближенной оценки потерь давления в паропроводе отбора и в регулирую-

щих клапанах приводной турбины, которые могут составлять 6—10 %.

Давление в конденсаторе приводной турбины принимается на 2—2,5 кПа больше,

чем давление в конденсаторе главной турбины. Если пар из выхлопа приводной

турбины поступает в паровой тракт главной турбины, то давление в выхлопном

патрубке задается на 3—4 % больше давления в главном паропроводе тракта.

Относительный внутренний КПД приводной турбины принимается по данным

турбин-прототипов.

Этап 5. Моделирование регенеративных подогревателей на основе уравне-

ний материального и теплового балансов и расчет расходов пара и конденсата.

Математическое описание элементов тепловой схемы и аналитическое решение

уравнений выполняются, как правило, последовательно в направлении их располо-

жения против хода питательной воды (начиная от верхнего ПВД). Возможны моде-

лирование и расчет элементов начиная от конденсата турбины.

Формы записи уравнения теплового баланса для подогревателя могут быть раз-

личными. Удобно в качестве составных частей уравнения использовать произ-

ведение расхода каждого потока на разность его энтальпий на входе в элемент

тепловой схемы и выходе из него (или на выходе и входе). В левой части такого

уравнения имеются слагаемые для греющих потоков, а в правой — для нагревае-

мой среды. Потери теплоты из-за рассеивания в окружающую среду удобно учиты-

вать коэффициентом

обратным КПД подогревателя

г\

Например, для поверхностного подогревателя со встроенными пароохладите-

лем и охладителем дренажа (рис. 8.16) уравнение теплового баланса имеет вид

Уравнение теплового баланса для ПНД смешивающего типа лучше записать

иначе. Левая часть уравнения будет представлять собой произведение расхода

потока, выходящего из подогревателя (смесителя), на его энтальпию, а правая —

сумму произведений расходов входящих потоков на их

П.В

(8.12)

(8.13)

энтальпии.

др(<+1)

При моделировании следует учитывать потоки пара из

камер концевых уплотнений цилиндров турбины. Напри-

мер,

теплоты потоков от уплотнений турбины К-800-23,5

достаточно для отопления нескольких жилых домов средней

Рис. 8.16.

Условное изображение

подогревателя

со

встроенными

паро-

охладителем

дренажа:

/ —

номер

подогревателя;

j —

номер отбора

208

8.2.

Основы

проектирования

принципиальной

тепловой

схемы

Рр

+Ар

лнн

ПК -х

ВТ

п,

этажности. Энтальпия утечек из всех камер

рассматриваемого концевого уплотнения тур-

бины (за исключением потока из крайней каме-

ры в эжектор уплотнений) принимается равной

энтальпии пара в проточной части турбины,

примыкающей к этому уплотнению.

Из уравнения материального баланса для

деаэратора можно определить расходы основ-

ного конденсата в деаэратор из группы ПНД

и греющего пара в деаэратор.

Если в линии основного конденсата имеется

узел смешения потоков, то уравнение тепло-

вого баланса для смесителя решается относительно энтальпии выходящего потока.

Если применяются барабанные котлы, то в состав тепловой схемы включается

расширитель непрерывной продувки барабана. Фрагмент расчетной схемы расши-

рителя Р непрерывной продувки приведен на рис. 8.17. Давление в расширителе р

больше давления в деаэраторе р

на значение снижения давления в соединитель-

ной линии Ар

лин

. При заданной доле продувочной воды а

пр

необходимо рассчитать

расход вторичного пара, поступающего из расширителя в деаэратор.

Рис. 8.17. Фрагмент расчетной схемы

расширителя продувки барабана котла

пр

+ 273,15) • Ю

-3

= 1625,9 кДж/кг.

4,65 кг/с.

«пр^пе

Пример. Исходные данные следующие:

£>

пе

=186 кг/с; сх

пр

= 2,5 %; р

= 0,6 МПа; Ар

лин

= 0,015 МПа; давление в барабане котла

6зр

= 15,4 МПа; коэффициент потерь теплоты из расширителя в окружающую среду к

1,008.

Тре-

буется определить расходы вторичного пара и воды, выходящей из расширителя.

Температура продувочной воды, подаваемой из барабана котла,

= wspTSP(p

6ap

• 10

) - 273,15 = 344,27 "С.

Энтальпия продувочной воды

= wspHS WT(

fnp

Расход продувочной воды

Давление в паровом пространстве расширителя с учетом потерь Ар

лин

=Р

+ Др

лин

= 0,615 МПа.

Энтальпия вторичного пара, поступающего из расширителя (при

2757,2 кДж/кг.

Энтальпия воды, подаваемой из расширителя,

= wspHSWT(wspTSP(/?

• 10

)) • 10

= 674,7 кДж/кг.

Уравнение теплового баланса для расширителя имеет вид

-D

Отсюда расход вторичного пара

" = wspHSST(wspTSP(p

• 10

)) • 10"

К(К

- К)

Расход воды, выходящей из расширителя,

= 2,1 кг/с.

= D

-5^ = 2,55 кг/с.

209

Глава

ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ

КЭС

В ходе расчета тепловой схемы возможно использование значений расходов

воды и пара как в абсолютном, так и в относительном измерении. Относительные

расходы вычисляются в долях расхода свежего пара в турбину:

= D

= 1 — расход свежего пара;

a.j = DjlD

— расход пара через у'-й отсек турбины (по ходу пара);

сх

п;

= D

— расход греющего пара в г'-й подогреватель (по ходу воды);

OKnj

ш^о

— расход основного конденсата на выходе из i-го подогревателя.

Расчет в относительных величинах удобен, когда задана электрическая мощ-

ность генератора N

и требуется определить расход свежего пара D

. После вычис-

ления относительных расходов и расхода свежего пара находят абсолютные расхо-

ды всех потоков воды и пара. При выполнении расчета тепловой схемы на ЭВМ

более широкие возможности для анализа существуют при использовании абсо-

лютных расходов.

Моделирование турбопитателъного насоса (рис. 8.18). Для расчета расхода

пара на приводную турбину сначала используется формула для вычисления мощ-

ности N

n н

, кВт, необходимой для питательного насоса:

А г

^п.в^п.н

„

АРп.Н^П.Н

,„ , .ч

= =Ат

, (8.14)

пн

п.н

. вых вх

где Ар

пн

-р

пн

— разность давлении на выходе из питательного насоса и на

входе в него, кПа; г\^

— механический КПД насоса; т)"'

— эффективный КПД

питательного насоса; v

n н

— средний удельный объем воды в питательном насосе,

/кг.

Если бустерный (предвключенный) насос имеет привод от турбины, то опреде-

ляется и его мощность, кВт:

#б.н

ИГ" =Л„,—ST"-

(8-15)

При этом давление на входе в бустерный насос находится с учетом гидростати-

ческого давления. КПД бустерного насоса обычно на 7—9 % больше КПД пита-

тельного насоса, так как его напор значительно меньше.

Необходимая эффективная мощность приводной турбины (мощность на вало-

проводе)

(8.16)

если бустерный насос соединен с приводной турбиной, то

^Г^п.н +

^б.н'

210

n.H

пт

Рис. 8.18.

Расчетная

схема

турбопитателъного

насоса