Расчет принципиальной тепловой схемы блока 300 МВт (стр. 1 из 5)
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра: «Промышленная теплоэнергетика»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО КУРСУ:
«ТЭС и АЭС»
НА ТЕМУ:
«РАСЧЕТ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ БЛОКА 300 МВт»
Донецк, 2010 г.
Введение
Необходимость электрической энергии для современного производства и быта человека общеизвестна. Электрическую энергию производят на электрических станциях, использующих различные виды природной энергии.
Промышленное значение имеет тепловая химически связанная энергия органического топлива, гидравлическая энергия рек, энергия деления атома ядра (ядерного топлива). Основными являются тепловые электрические станции на органическом топливе (ТЭС), производящие около 75% электроэнергии в мире.
На тепловых электрических станциях используют твёрдое топливо (уголь, торф, сланцы), жидкое (мазут), газообразное (природный газ).
Расчёт тепловой схемы производится с целью определения расхода пара и воды для отдельных узлов при различных режимах работы и составления общего (материального) баланса пара и питательной воды, а также с целью определения тепловой экономичности станции при различных режимах работы.
В энергетике Украины энергоблоки мощностью 300 МВт занимают одно из ведущих мест на конденсационных электростанциях. Использование энергоблоков со сверхкритическими параметрами и с промежуточным перегревом позволяет поддерживать КПД «нетто» энергоблоков на уровне 40%. В качестве парогенераторов широко используются однокорпусные котлы с П-образной компоновкой, основным преимуществом которых является упрощенное обслуживание, связанное с уменьшением числа единиц пароводяной арматуры и количества систем автоматического регулирования. Для сжигания отсевов газовых углей Донецкого бассейна и природного газа выбираем котел ТПП-312А, с номинальной паропроизводительностью 350 т/час, что несение электрической мощности 300 МВт. Котел рассчитан на давление свежего пара 25 МПа с температурой 565°С. Данной паропроизводительности и параметрам соответствует паровая турбина К-300–240–2 ХТГЗ.
1. Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме
Турбина К-300–240 состоит из трёх цилиндров: высокого давления (ЦВД), среднего давления (ЦСД) и низкого давления (ЦНД). После ЦВД пар направляется на промежуточный перегрев. Турбина снабжена системой концевых уплотнений вала штоков стопорных и регулирующих клапанов, протечки через которые используется в системе регенеративного подогрева питательной воды.
Определяем параметры свежего пара перед стопорными клапанами.
P0 = 24 МПа, t0 = 565 0C (значения взяли из задания), h0 = 3395,6 кДж/кг,
S0 = 6,6266 кДж/кг×К;
Находим потери в клапанах по формуле:
DР01 = DРкл×Р0, где (1.1)
Ркл = 0,04Р0,Р0 – давление свежего пара перед стопорным клапаном, МПа
DР01 = 0,04×24 = 0,96 МПа
Параметры свежего пара после стопорных клапанов равно
Р01 = Р0 – DР01 (1.2)
Р01 = 24 – 0,96 = 23,04 МПа
h0 = h01 = 3395,6 кДж/кг, t01 = 561,50C
Вычисляем параметры пара поступающего из турбины на пароперегреватель:
Рпп1 = (0,15–0,25)×Р0, где (1.3)
Рпп1 – давление пара, поступающего из турбины на промперегрев, МПа
Рпп1 =0,25×24 = 6 МПа
hпп = 2984,9 кДж/кг, tпп = 3300C
Определяем располагаемый теплоперепад ЦВД:
Н0 = h0 – hпп1, где (1.4)
h0 – энтальпия свежего пара после стопорных клапанов, кДж/кг,
hпп – энтальпия пара, поступающего на промежуточный перегрев, кДж/кг.
Н0 = 3395,6 – 2984,9 = 410,7 кДж/кг
Используемый теплоперепад в ЦВД будет равен:
Hi = H0×hЦВДoi, где (1.5)
Н0 – располагаемый теплоперепад на ЦВД турбины,
hЦВДoi = 0,85 – относительный внутренний КПД для ЦВД турбины.
Hi = 410,7×0,85 = 349,1 кДж/кг
hп2 = h0 – Hi, где (1.6)
hп2 – энтальпия пара на выходе из ЦВД,
Hi – используемый теплоперепад на ЦВД.
hп2 = 3395,6 – 349,1 = 3046,5 кДж/кг
tп2 = 350 0С – температура пара на выходе из ЦВД (по HS-диаграмме).
Находим параметры пара в пароперегревателе:
Рпп11 = (1 – 0,15)×Рпп1, где (1.7)
Рпп11 – давление пара в пароперегревателе, МПа.
Рпп11 = 0,85×6 = 5,1 МПа
hпп11 = 3584,4 кДж/кг – энтальпия пара после промперегрева.
Давление в перепускных трубах будет равно:
DРпер = (0,10–0,15)×Рпп11 (1.8)
DРпер = 0,1×5,1 = 0,51 МПа
Параметры пара в перепускных клапанах (по таблицам Ривкина [2])
tпер = 195 0С, hпер = 2844,65 кДж/кг, Sпер = 7,0386 кДж/кг×К
Определяем располагаемый теплоперепад ЦСД по формуле:
Н0ЦСД = hпп11 – hпер, где (1.9)
hпер – энтальпия пара в перепускных клапанах, кДж/кг.
Н0ЦСД = 3584,4 – 2844,65 = 739,75 кДж/кг
Находим используемый теплоперепад ЦСД:
HiЦСД = НоЦСД×hЦСДoi, где (1.10)
hЦСДoi = 0,91 – относительный внутренний КПД для ЦСД турбины,
Н0ЦСД – располагаемый теплоперепад на ЦСД, кДж/кг.
HiЦСД = 0,91×739,75 = 673,2 кДж/кг
hпер = hпп11 – HiЦСД (1.11)
hпер = 3584,4 – 673,2 = 2911,2 кДж/кг
Вычисляем параметры среды в конденсаторе:
, (1.12)где: m – кратность циркуляции 40 – 60, m=50,
Св – теплоемкость воды,
g – скрытая теплота парообразования.
tk= tохл + Δt +
t, где (1.13)tk – температура конденсата,
tохл – температура охлаждающей воды (из задания),
Δt = 10,6 0С – приращение температуры воды в конденсаторе,
t – величина недогрева t = 50С.tк = 12 + 10,6 + 5 = 27,6 0С
Определим степень сухости пара и энтальпию в конденсаторе.
Параметры пара в конденсаторе найдем по значению температуры конденсата по таблицам Ривкина.
Рк = 3,7 кПа – давление в конденсаторе,
S1 = 0,4034 кДж/кг×К – энтропия воды в конденсаторе,
S11 = 8,5033 кДж/кг×К – энтропия насыщенного пара в конденсаторе,
х – степень сухости пара.
(1.14) 
h1 = 115,67 кДж/кг – энтальпия воды в конденсаторе, h11 = 2551,58 кДж/кг – энтальпия насыщенного пара.
Определим энтальпию конденсата по следующей формуле:
hк = h1×(1 – x) + h11×x (1.15)
hк = 115,67×(1 – 0,82) + 2551,58×0,82 = 2113,12 кДж/кг
Определяем располагаемый теплоперепад в ЦНД:
Н0ЦНД = hпер – hк (1.16)
Н0ЦНД = 2911,2 – 2113,12 = 798,08 кДж/кг
Используемый теплоперепад будет равен:
НiЦНД = hiЦНД× Н0ЦНД, где (1.17)
hiЦНД = 0,85 – относительный внутренний КПД для ЦНД турбины,
Н0ЦНД – располагаемый теплоперепад в ЦНД, кДж/кг.
НiЦНД = 0,85×798,08 = 678,37 кДж/кг
hк = hпер – НiЦНД (1.18)
hк = 2911,2 – 678,37 = 2232,83 кДж/кг – энтальпия конденсата действительная.
По полученным данным строим H-S диаграмму (рисунок 1.1).
Производим выбор деаэратора. Деаэратор повышенного давления с параметрами:
Pд=0,685 МПа – давление в деаэраторе, tд=1640С – температура в деаэраторе. Давление развиваемое питательным насосом найдем по формуле:
Рпн = 1,2×Р0 (1.19)
Рпн = 1,2×24 = 28,8 МПа
Рассчитываем напор питательной воды.
DРпн = Рпн – Рд (1.20)
DРпн =28,8 – 0,685 = 28,115 МПа
Находим приращение энтальпии питательного насоса:
, где (1.21)ΔРпн – напор питательной воды, МПа,
ηпн – КПД питательного насоса
vср – средний объем, который найдем по значению среднего давления между давлением в деаэраторе и давлением, развиваемым питательным насосом.
(1.22) 
МПа 
кДж/кг – приращение энтальпии питательного насоса.Вычисляем разность температур питательного насоса и деаэратора.
(1.23)
Температура за питательным насосом будет равна:
tпн = tд + Dtпн, где (1.24)
tд – температура в деаэраторе при давлении в деаэраторе,
Dtпн – разность температур питательного насоса и деаэратора.
tпн = 164 + 12,6 = 176,6 0С
Рассчитываем количество подогревателей высокого давления.
, где (1.25)tпв – температура питательной воды (из задания),
tпн – температура за питательным насосом,