Расчет тепловой схемы парогазовой установки с высоконапорным парогенератором

Задание на курсовую работу:

 Рассчитать упрощенную тепловую схему парогазовой установки с высоконапорным парогенератором.

Исходные данные:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Расчет и построение процесса расширения пара в паровой

   турбине на h-S диаграмме.

В точке пересечения Pn.e.=125бар и tn.e.=555 8С находим энтальпию

h0 =3500 кДж/кг; пересечение Р1 =1,8бар с адиабатой от точки «0» имеет энтальпию 2500 кДж/кг. Находим располагаемый теплоперепад ЧВД от Рn.e. до P1.

      H=hn.e. – hад =3500 – 2500=1000кДж/кг

Находим действительный теплоперепад ЧВД:

Hчвд = H×ho.i.ЧВД =1000×0,7 ≈ 700кДж/кг

Действительная энтальпия пара в отборе №1 при давлении P1=1,8бар:

hд1 = h0 – Hчвд =3500 – 700 =2800кДж/кг

От точки пересечения изобары Р1 =1,8бар с энтальпией hд1=2800кДж/кг проводим линию до точки «0» и на пересечении с изобарами Р2=9бар и Р3=35бар находим значение энтальпии в точках 2 и 3:

hд2 = 3040кДж/кг; hд3 = 3262кДж/кг

Находим давление Р¢, которое меньше Р1 на 20%, что соответствует потери давления в регулирующих клапанах ЧНД:

         Р¢=1,8 – (1,8×0,2)=1,44бар

От точки пересечения изобары Р¢ и энтальпии hд2 проводим адиабату до пересечения с изобарой Рк=0,04бар и находим энтальпию hка=2260кДж/кг. Находим располагаемый теплоперепад ЧНД:

Н= hд1 – hка = 2800 –2260 =540кДж/кг

Находим действительный теплоперепад ЧНД:

        Н2а= Н×hoiЧНД =540×0,65 =350кДж/кг

Действительная энтальпия пара за ЧНД:

hкд= hд1 – Н2а =2800 – 350 =2450кДж/кг

 Составим сводную таблицу параметров пара и конденсата в основных точках процесса расширения пара в паровой турбине:

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет тепловой схемы паровой части ТЭС.

Составим уравнение теплового баланса для каждого подогревателя. Расход пара и конденсата выражаем относительно Дn.e. Доля пара, поступающего в конденсатор, или доля конденсата:

            aк =

Доля пара отборов:

a1 = ; a2 = ; a3 =

Доля питательной воды после деаратора:

aп.в. = =1;

Доля пара на сетевой подогреватель:

          aс.п. = ;

    Подогреватель П1.

h д1 =2800 кДж/кг Р1=1,8бар; tH1=116,6°C; =487кДж/кг; tH=28,6°C при Рк=0,04бар;    = 120кДж/кг

Недогрев конденсата в рагенеративном подогревателе принимаем примерно 6,6°C

отсюда: t²= tн1 −6,6°C = 116,6 − 6,6 =110°C;      

a1(hд1 −)=aк(h²− h), a1(2800−487)= aк(462−120), a1 =0,15aк.

              Сетевой подогреватель.

Р1 = 1,8бар; hд1 = 2800кДж/кг; tсn1 =116,6°C;

tн1 =116,6°C

При расчете СП составляем уравнение теплового баланса и с учетом заданного QТ определяем абсолютное значение расхода пара на СП.

 Дсп(hд1 −) = Q;   Дсп= ;

Дсп= =43,2;  aсп = = =0,43.

      Подогреватель П3

При Р3=35бар;  hд3 =3262кДж/кг;

tн3 =241,4°C;       = 1012кДж/кг.

  Составим уравнение теплового баланса для П3, учитывая, что питательная вода при входе в П3 находится в состоянии насыщения под давлением Р2 Нагревом воды в питательном насосе пренебрегаем.

  aд =1; 241,1 − 6,1 = 235°C; t²=235×4,2 =987   

        Составим уравнение.     a3(hд3−) = aд(t² −); a3(3260−1012) = 1(987 −732)

a3 = =0,11

Деаэратор

Для деаэратора, кроме уравнения теплового баланса, составляем уравнение материального баланса.    aк + a1 + a2 + a3 + aсп = 1

=1012кДж/кг hд2 = 3040кДж/кг;

t2 = 174,5°C;  = 732кДж/кг

При рассмотрении ГП2, принимаем подогрев обратного конденсата с СП равным 30°C.

tГП1 = tн +30 =116+30=146°C

tГП2 = 146×4,2=613кДж/кг       

 

Составим уравнение теплового баланса.

=aкh²+aспtГП2 +a1 +a2hд2 +a3

732 = aк×462 + aсп×613 + a1×487 + a2×3040 + a31012

Поставим известные члены и упростим уравнение:

     a1 = 0,15aк

aк + a1 +a2 +a3 +aсп=1

tн2 = aк h²+aсп+a1+a2h2+a3

a3 = 0,11

a4 = 0,43

    aк + 0,15aк + a2 + 0,11 + 0,43 =1

tн2 = aк h² + 0,43 + 0,15aк +a2hд2 +0,11

    1,15aк +a2 + 0,54 =1

732 = aк×462 + 0,43×613 + 0,15aк×487+a23040+0,11×1012

    a2 = 0,46 −1,15aк

357 = 535aк + 3040a2

Выразив a2 через aк и подставив в уравнение теплового баланса деаэратора получим:

357 = 535aк + 3040(0,46 − 1,15aк)

357 = 535aк + 1033,6 −3496aк

2961aк = 676,6

aк = » 0,23  aк = 0,23; a1 = 0,03; a2 = 0,2. Σaдб = 1

 проверяем 0,22+0,03+0,2+0,43+0,11 =1.

Определяем абсолютное значение всех отборов.

Д1 = a1Dne =0,03×100 =3кг/с;  Д2 = a2Dne =0,2×100 =20кг/с;

Д3 = a3Dne =0,11×100 =11кг/с; Дк = aкDne =0,23×100 =23кг/с;

Дcn = acnDne =0,43×100 =43кг/с.

Определяем мощность турбины:

    WЭ =hМhГ[ДК(hne –hк)+Д3(hne – hд3)+(Д1+Дсп)(hne – hд1)+Д2(hne – hде)]

Принимаем hМhГ = 0,98

 WЭ =0,98[23(3500 –2300)+11(3500 – 3260)+(4+50)(3500 – 2800)+

+20(3500 – 3040)]= 44,3МВТ.

 

Расчет газовой части.

Определяем  давление и температуру воздуха за компрессором РВК =ПРНВ.

РВК = 5×0,1=0,5МПа

      ТВК = ТНВ× П ·h=(10°C +273°K)×5×0,85=425°K, где

РНВ и ТНВ – давление и температура наружного воздуха, к = 1,4 – показатель адиабаты.

tвк = 425 – 273 =152°C

Определяем внутреннюю мощность компрессора.

N= h, где GB =180кг/с – расход воздуха компрессор;

СР =1 – теплоемкость воздуха.

       N= =30,07МВТ

Принимаем аэродинамическое сопротивление ГП-1 и ГП-2 ΔРЭК =0,008МПа, а

потери давления по газовому тракту от компрессора до газовой турбины

 ΔР =0,03МПа. Определяем степень расширения газов в турбине:

      U = = =4,5

Задаемся расходом газообразного топлива. Определяем расход топлива через газовую турбину:

GГТ = GB + В; принимаем В=7кг/с

     GГТ = 180 + 7 = 187 кг/с

Коэффициент избытка воздуха: hГТ =1,1 («ПГУ» М.И. Резников).

Температура газов за турбиной: 

tГТ2 = tГТ1 – 300°C =700°C – 300°C =400°C

T2 = 400°C + 273°C = 673°K

Температура газов перед турбиной:

Т1 = 700°C + 273°C = 973°C

Средняя температура газов в турбине:

         Тср = = = 823°K

По средней температуре газов в турбине определяем показатель адиабаты расширения газов  в турбине К =1,400.

Уточняем температуру газов после турбины: ТГТ = Т1 – Т1× ×h

 ТГТ = 973 – 973× ×0,85» 670°К

673° − 670° =3° < 5°  Температура газов после турбины 670°К.

Определяем мощность на валу газовой турбины:

N= СРGГТ ( Т1−Т2)h·h, где h=0,995 − механический КПД.

СР − истинная теплоемкость,

N=1,16·187·(973−670)·0,995·0,85= 55,6МВт

Электрическая мощность газовой турбины:

NЭЛ = N− NК =55,2 −30,7 = 24,5МВт

Определяем теплосодержание теоретически необходимого воздуха.

Jxв = ВU0 iхв, где iхв = 283,2кДж/с при t =10°C

Jxв = 7×10×283,2 = 19824кДж/с

Теплосодержание газов перед газовым подогревателем ГП-1:

JГП1 = GГП ·GP ·T2 = 187×1.16×670 =145336 кДж/с

        Теплосодержание воды перед ГП-1.

                Температура питательной воды на входе в ГП-1 равна                                                                      235°C; hnв = 1012кДж/с.

                                 Теплосодержание газов после ГП-1

Т= Т −40° =670° − 40° =630°

J²= GГТ ×Ср×Т= 187×1,16×630 = 136660кДж/с

Нагрев питательной воды в ГП-1 по уравнению теплового       баланса:

        J − J=Дпв(iпв – ), где Дпв =100кг/с,

тогда Δhпв = ≈ 87кДж/кг,  Δtпв = = ≈21°C,

  tпв = 235°C +21°C = 256°C,   hпв =1012+87=1099кДж/кг

Потери тепла с уходящими газами.

g2 = a, где Q= 41900 кДж/кг

Чтобы определить g2, необходимо вначале определить Jу.газов по уравнению теплового баланса ГП-2:

     Jу.газов= J² – Дсп·Δh =136660 – 50×126 = 130360кДж/кг, где

Δh =Δtок×4,2 = 30×4,2=126кДж/кг, а Δtок =30°C (по условию задания).

         g2 = =2,6%

Принимаем потери тепла от химического недожога g3=0,3%, потери от механического недожога 0, потери от наружного охлаждения котла через обмуровку

 g5 =0,5%. Определяем КПД ВПГ:

hВПГ =100 – (g2+g3+g5)=100 – (2,6+0,3+0,5)=96,6%

Расход топлива

ВВПГ = h= ≈ 6,8кг/с

DВ = ×100%=2,8%; DB=2,8% < 3%

Определяем КПД установки брутто:

h = = ×100% =59,2%

КПД парогазовой установки 59,2%.