Комплексный расчет по строительству парогазового блока мощность 400 МВт

Содержание Введение

1. Экономическая часть

1.1 Актуальность дипломного проекта

1.2 Расчёт основных технико-экономических показателей проектируемого конденсационного парогазового блока

1.3 Расчёт себестоимости единицы электроэнергии

1.4 Расчёт срока окупаемости капитальных вложений по проекту блока

2. Основная часть

2.1 Разработка ПТС

2.2 Тепловой расчет ГТУ

2.3 Расчет тепловой схемы ПГУ с НПГ

2.4 Расчет проточной части газовой турбины

2.5 Расчет проточной части паровой турбины

2.6 Схема газового хозяйства

2.7 Расчет выбросов и выбор дымовой трубы

3. Безопасность проектируемого объекта

3.1 Общая характеристика проектируемого объекта

3.2 Объемно-планировочное решение проектируемого объекта

3.3 Анализ и устранение потенциальных опасностей и вредностей технологического процесса

3.4 Производственная санитария

3.5 Предотвращение аварийных ситуаций

3.6 Расчет естественного освещения турбинного цеха Заключение Список использованных источников Приложение Введение Одним из основных приоритетов энергетической стратегии Росси на период до 2020 г. является максимальное использование природных топливно-энергетических ресурсов. В настоящее время тепловые электростанции потребляют 39,5% газа, расходуемого на внутренние нужды страны, вырабатывают 67% электроэнергии и отпускают 47% централизованного тепла. В ближайшие 15 лет они останутся основой электроэнергетики России, их удельный вес в суммарной установленной мощности существенно не изменится. Поэтому снижение удельных и суммарных расходов топлива на отпуск электроэнергии и тепла ТЭС является одной из основных стратегических задач электроэнергетики.

Перспективное направление в энергетике — использование парогазовых технологий, это обусловлено рядом преимуществ ПГУ над паротурбинными блоками:

— высокий КПД, достигающий в современных бинарных установках 58?60%;

— снижение удельных капитальных затрат порядка 30%;

— сокращение сроков монтажа оборудования и сроков ввода мощностей ПГУ;

— сокращение продолжительности пусков оборудования ПГУ;

— уменьшение вредных выбросов в окружающую среду;

— сокращение численности эксплуатационного персонала.

В последние 15−20 лет существования Советского Союза в энергетике в области парогазовых технологий имела место затяжная пауза. За эти годы в мировом газотурбостроении сменилось несколько поколений агрегатов. Начальная температура газов выросла с 800?850 ?С до 1200?1300 ?С и выше.

В этих условиях определяющим в технической политике является применение при реконструкции и новом строительстве парогазовых технологий для ТЭС, использующих газообразное топливо, и ПГУ с внутрицикловой газификацией для электростанций на твердом топливе.

1. Экономическая часть

1.1 Актуальность дипломного проекта

Актуальность дипломного проекта обосновывается целями и приоритетами энергетической стратегии России на период 2020 года. Развитие электроэнергетики должно обеспечить необходимыми энергетическими ресурсами начавшийся экономический рост во всех отраслях народного хозяйства.

Природный газ в России является одним из самых востребованных продуктов экспорта. При этом только около 25% добываемого газа продается в Европу по рыночным ценам. Остальная часть либо продается по заниженным тарифам на внутреннем рынке, либо теряется. Поэтому руководство страны пытается сократить потребление газа внутри России, чтобы больше продать за рубеж. Энергетика — крупнейший внутренний потребитель природного газа, и поэтому экономить газ в первую очередь планируется именно в ней.

Основных путей экономии газа в энергетике не более 3-х:

— строительство новых АЭС взамен газовых ТЭС;

— строительство ТЭС на твердом топливе взамен газовых ТЭС;

— альтернативный вариант — повышение эффективности использования газа в самой энергетике, путем внедрения парогазовых установок на действующие газовые ТЭС;

При выполнении технико-экономического обоснования эффективности строительства парогазовой ТЭС, сравним два варианта наращивания мощностей в энергетике: за счет строительства пылеугольных энергоблоков и за счет внедрения парогазовых установок .

1.2 Расчёт основных технико-экономических показателей проектируемого конденсационного парогазового блока Определение ежегодных издержек, связанных с эксплуатацией В дипломном проекте рассчитана себестоимость электрической энергии на проектируемом блоке 400 МВт. В качестве основного оборудования используются парогазовая установка ПГУ-400, в составе:

— Одна газовая турбина ГТУ-110;

— Два барабанных котла, паропроизводительностью каждый 500 т/ч;

— Две паровые турбины К-150−130.

Эксплуатационные расходы в проектных технико-экономических расчётах, группируются в укрупненные статьи калькуляции, млн. руб/год.

; (1)

где — затраты на топливо;

— расходы на оплату труда;

— амортизация основных производственных фондов;

— расходы на ремонт основных фондов;

— прочие расходы;

Расчёт затрат на топливо

Число часов фактической работы турбоагрегата, т. е. календарное время за вычетом простоя в капитальном и текущем ремонте, час/год:

(2)

где — время простоя в ремонте, ч;

Выработка электроэнергии на ТЭС, МВт ч:

(3)

где — установленная мощность станции, МВт;

— число часов использования установленной мощности, ч,

Средняя нагрузка электростанции, МВт :

(4)

где — число часов фактической работы, ч;

Среднегодовая нагрузка энергоблока, МВт :

(5)

где — число блоков;

Годовой расход топлива блоками КЭС на выработку электрической нагрузки в установившемся режиме, т.н.т./год:

(6)

где — расход натурального топлива на парогазовую установку, т;

Для расчета расхода натурального топлива на парогазовую установку нам необходимы некоторые величины, рассчитываемые в основной части дипломного проекта и представленные в таблице 1.1.

(7)

где — расход натурального топлива на низконапорный парогенератор, т;

— число низконапорных парогенераторов, входящих в состав ПГУ;

— расход натурального топлива на газотурбинную установку, т;

Таблица 1.1 — Данные, необходимые для расчета расхода натурального топлива на парогазовую установку

;

.

Потери топлива в неустановившемся режиме, т. н.т./год:

_, (8)

где и — пусковые потери соответственно при останове на 6−10 часов и при пуске из холодного состояния;

и — число пусков и остановов соответственно на 6−10 часов и из холодного состояния;

— низшая теплота сгорания природного газа, кДж/кг, ;

Расход натурального топлива тыс. м³/год:

(9)

где — плотность природного газа, кг/м³, ;

;

Затраты на топливо, млн. руб./год:

(10)

где — цена природного газа, руб./тыс. м³, ;

;

Расходы на оплату труда

Для приближённых расчётов заработной платы по станции можно использовать формулу, млн. руб./год:

(11)

где — штатный коэффициент; примерно 0,46

— средняя зарплата одного работника за год;

Амортизационные отчисления

Размер амортизационных отчислений, млн. руб./год:

(12)

где — средняя норма амортизации станции в целом;

— капитальные вложения в ТЭС, млн. руб./год:

(13)

где и — капитальные вложения, связанные с установкой одного блока головного и каждого последующего, млн. руб./год.;

— коэффициент, учитывающий район размещения;

— коэффициент удорожания в ценах текущего года;

;

Расходы по ремонтному обслуживанию

Расходы по ремонту, млн. руб./год:

(14)

где — норма отчислений на ремонтное обслуживание от капитальных вложений в ТЭС;

.

Прочие расходы

К прочим расходам относятся:

— общецеховые и обще-станционные расходы;

— расходы по охране труда и технике безопасности;

— налоги и сборы;

— плата за землю;

— и др.;

Их величина принимается 20−30% от суммарных затрат на амортизацию, ремонт и зарплату, с учётом единого социального налога, млн. руб./год:

(15)

где — единый социальный налог, рассчитываемый по ставке 26% от расходов на оплату труда;

;

Эксплуатационные расходы составят, млн. руб./год:

;

Для оценки достоверности расчётов определим удельный вес топливной составляющей:

(16)

Таким образом, топливная составляющая себестоимости занимает 43,04% от полной производственной себестоимости, что позволяет сделать вывод о приемлемости результатов расчёта издержек производства.

1.3 Расчёт себестоимости единицы электроэнергии

Годовой отпуск энергии с шин станции, МВт ч;

(17)

где — коэффициент расхода электроэнергии на собственные нужды станции;

;

Себестоимость отпущенной энергии, руб./кВт ч:

(18)

;

Себестоимость выработанной энергии, руб./кВт ч:

(19)

;

Удельный расход натурального топлива на выработанный кВт· ч, кг н. т/кВт ч:

(20)

;

Удельный расход натурального топлива на отпущенный кВт· ч, кг н.т./кВт ч:

(21)

;

Во втором варианте расчёта установленная мощность остаётся прежней, состав основного оборудования: 2 блока К-200−130 с котельными агрегатами производительностью 670 т/ч, работающих на газовом топливе.

Второй вариант расчёта сведём в таблицу 1.2, т.к. методика расчёта повторяет методику, описанную выше.

Таблица 1.2 — Расчёт технико-экономических показателей станции по альтернативному варианту

Результаты расчётов двух вариантов сводим в таблицу 2

Таблица 1.3 — Основные технико-экономические показатели станции.

Таким образом, по показателю проектной себестоимости, а также по величине капитальных вложений, первый вариант с парогазовыми установками ПГУ-450 является более предпочтительным.

Хозрасчётный эффект для станции составит, млн. руб./год:

(22)

где — себестоимость единицы отпущенной электроэнергии по сопоставляемому варианту, руб./кВт· ч;

— себестоимость единицы отпущенной электроэнергии по рекомендуемому варианту состава основного оборудования, руб./кВт ч;

— годовой отпуск электроэнергии по рекомендуемому варианту, МВт· ч;

1.4 Расчёт срока окупаемости капитальных вложений по проекту блока

Срок окупаемости — это период (измеряемый в месяцах, кварталах или годах), начиная с которого первоначальные затраты покрываются суммарными результатами. Другими словами, это интервал времени, в течении которого общий объём капитальных затрат остаётся большим суммы амортизационных отчислений и прироста прибыли предприятия.

Соотношение между доходами и расходами по реализации проекта определяется показателем чистого дисконтированного дохода (ЧДД). Если ЧДД больше нуля, то все затраты по проекту окупаются доходами, т. е. данный проект инвестиций можно рекомендовать к практической реализации.

Чистый дисконтированный доход, млн. руб.:

(23)

где — стоимость строительства станции, млн.руб.;

— себестоимость отпущенной энергии, руб./кВт ч.;

— амортизация основных производственных фондов;

— годовой отпуск энергии с шин станции, МВт;

— текущий год;

— тариф на отпущенный кВт· ч с учётом планируемой рентабельности, принимаем фиксированный тариф, руб./кВт· ч, на уровне ;

Денежный поток по отпущенной электроэнергии, млн. руб.:

(24)

;

Расчёт срока окупаемости станции сведём в таблицу 1.4.

Таблица 1.4 — Срок окупаемости капитальных вложений

Капитальные вложения в проект ПГУ-400 окупается на девятый год эксплуатации при условии, что тариф на э/э принимается выше на уровне 0,6 руб./кВт· ч и стоимость топлива 779 руб./тыс. м³.

Однако в перспективе 2011 года цена на топливо будет увеличена до 2559 руб./тыс. м³, поэтому произведем перерасчет, а результат сведем в таблицу 1.5.

Таблица 1.5 — Пересчет экономических показателей эффективности проекта при новой цене на газ.

Из таблицы видно что при сохранение тарифа на электрическую энергию и повышение цены на топливо, станция становится нерентабельной, необходимо повышать тариф.

График чувствительности показателя эффективности инвестиций в проект парогазового блока к изменению ставки дисконта представлен на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 — График чувствительности показателя эффективности инвестиций в проект парогазового блока к изменению ставки дисконта Как видно из графика, показатель срока окупаемости инвестиций в проект парогазового блока является достаточно устойчивым к изменению ставки дисконта при учёте разновременных денежных потоков. В принятом диапазоне изменения ставки дисконта срок окупаемости капиталовложений составляет 9лет.

2. Основная часть

2.1 Разработка ПТС Парогазовый цикл реализуется работой газотурбинной установки в высокотемпературной части и паротурбинной установки в низкотемпературной части.

На листе 1 графической части дипломного проекта представлена принципиальная тепловая схема (ПТС) парогазовой установки мощностью 400 МВт. ПТС включает в себя одну газовую турбину ГТУ-110, один низконапорных парогенератора (НПГ) и две паровые турбины К-150−130.

Выходные газы энергетической газотурбинной установки (ГТУ) делятся поровну на два низконапорных парогенератора (НПГ), где большая часть их теплоты передается пароводяному рабочему телу. Генерируемый в НПГ пар направляется в паротурбинную установку (ПТУ), где вырабатывается дополнительное количество электроэнергии. Отработавший в паровой турбине (ПТ) пар конденсируется в однокорпусном конденсаторе ПТУ, конденсат с помощью насоса подается в схему.

Низконапорный парогенератор — барабанный котлоагрегат с естественной циркуляции воды в испарительных поверхностях нагрева.

Турбина К-150−130 двухцилиндровая. Пар проходит цилиндр высоко давления (ЦВД) и далее, цилиндр низкого давления (ЦНД).

Деаэрирование питательной воды производится в деаэраторе, работающем при давлении 0,7 МПа. Из деаэратора питательная вода, с помощью питательных насосов, подается в низконапорный парогенератор.

Потери конденсата восполняются обессоленной водой, поступающей из химводоочистки в деаэратор. Магистраль обессоленной воды общестанционная.

В тепловой схеме энергетической ГТУ газовая турбина выполняет функции теплового двигателя, преобразующего энергию горячих газов в крутящий момент на валу установки. Эта энергия частично потребляется компрессором, а оставшаяся её часть передается электрогенератору, к которому подключается нагрузка. Способ работы турбокомпрессоров — динамический — обеспечивает непрерывность сжатия газа и его перемещение благодаря силовому воздействию вращающихся лопаток и потока газа. Воздух, сжимаемый в компрессоре, поступает в камеру сгорания. Затем газы, образовавшиеся в камере сгорания, в результате сжигания топлива, поступают в газовую турбину.

Рассчитаем энергоустановку ПГУ-400, опираясь на разработанную принципиальную тепловую схему. Для этого выполним тепловой расчет каждого из элементов схемы: ГТУ, НПГ, ПТУ.

Температура наружного воздуха = 15 °C, давление =10⁵ Па.

Давление в конденсаторе = 0,0035 МПа; допустимая влажность = 10%.

2.2 Тепловой расчет ГТУ При расчете тепловой схемы ГТУ исходными величинами, заданными или принимаемыми по оценке, являются:

— электрическая мощность МВт;

— температура газов перед газовой турбиной °С;

— температура воздуха на входе в компрессор °С;

— наибольшая допустимая температура металла сопловых и рабочих лопаток, по условиям прочности °С;

— степень сжатия в компрессоре ;

— число ступеней газовой турбины и ;

— коэффициент потерь давления ;

— коэффициент использования теплоты топлива в камере сгорания ;

— механический КПД турбины ;

— КПД электрогенератора ;

— изоэнтропийный КПД турбины ;

— изоэнтропийный КПД компрессора ;

— коэффициент утечек ;

В качестве топлива принимаем стандартный углеводород (,), имеющий следующие характеристики:

— теплота сгорания кДж/кг;

— минимально необходимое количество воздуха для полного сжигания газа кг/кг;

Рисунок 2.1 — Схема простой ГТУ Рисунок 2.2 — Цикл простой ГТУ Расчет тепловой схемы ГТУ производился в следующем порядке.

1. Определяем параметры процесса сжатия воздуха в компрессоре и. По первому приближению принимаем .

Тогда средняя теплоемкость воздуха, кДж/кг:

(25)

гдегазовая постоянная кДж/(кг•К), воздуха, ;

Температура воздуха в конце процесса сжатия в компрессоре, K:

(26)

Пользуясь таблицей [19], находим энтальпии, кДж/кг:

(27)

(28)

Находим среднюю теплоемкость, кДж/кг, воздуха в процессе сжатия:

(29)

после чего уточняем :

(30)

а также температуру воздуха в конце процесса сжатия в компрессоре по формуле (2.2) и энтальпию по формуле (2.3).

2. Определяем энтальпии воздуха и продуктов сгорания, кДж/кг перед газовой турбиной по таблице [19]:

(31)

(32)

Коэффициент избытка воздуха в газах после камеры сгорания:

(33)

3. Находим энтальпию газа, кДж/кг, перед турбиной:

(34)

4. Определяем параметры процесса расширения газа в турбине, предварительно задавшись в первом приближении величиной .

Температура газа за турбиной, К:

(35)

гдедействительная степень сжатия в компрессоре, с учётом потерь давления, ;

Определяем энтальпию воздуха и продуктов сгорания, кДж/кг, за турбиной:

(36)

(37)

Рассчитываем энтальпию газов за турбиной, кДж/кг, по формуле (33).

Средняя теплоемкость газа в процессе расширения, кДж/(кг· К):

(38)

Соотношение массового количества воздуха и продуктов сгорания:

(39)

где — молекулярная масса продуктов сгорания, кг/кмоль, для продуктов сгорания стандартного углеводорода ;

— молекулярная масса воздуха, кг/кмоль, ;

Объемная доля воздуха в продуктах сгорания:

(40)

Молекулярная масса газовой смеси, кг/кмоль:

(41)

Газовая постоянная для газовой смеси, кДж/кг:

(42)

Уточняем значение ;

(43)

а также температуру газов за турбиной по формуле (2.10) и энтальпию воздуха, продуктов сгорания и газовой смеси соответственно по формулам (35, 36, 33).

5. Работа расширения 1 кг газа в турбине:

(44)

6. Работа затраченная на сжатие 1 кг воздуха в компрессоре:

(45)

7. Работа турбины на валу агрегата, кДж/кг:

(46)

где — коэффициент, учитывающий изменение расхода воздуха и газов вследствие утечек,

(47)

8. Коэффициент полезной работы:

(48)

9. Относительный расход воздуха на охлаждение, кг/кг:

(49)

10. Температура газов после первой ступени, К:

(50)

11. Коэффициент снижения работы охлаждаемой турбины:

(51)

где — коэффициент снижения работы турбины за счет сжатия воздуха, подаваемого га охлаждение;

— коэффициент потери удельной работы турбины вследствие снижения эффективности охлаждаемых ступеней по сравнению с неохлаждаемыми;

— коэффициент увеличения работы турбины за счет работы охлаждающего воздуха, сбрасываемого в проточную часть;

По экспериментальным данным получена зависимость коэффициента снижения работы охлаждаемой турбины:

(52)

где — опытный коэффициент, зависящий отконструктивных особенностей охлаждаемых элементов ступени, принимаем ;

12. Удельная работа ГТУ с охлаждением, кДж/кг:

(53)

13. Расход газа на турбину, кг/с:

(54)

где — механический КПД ГТУ:

(55)

14. Расход газообразного топлива на ГТУ, кг/с:

(56)

15. Расход воздуха подаваемого в камеру сгорания, кг/с:

(57)

16. Расход воздуха на входе в компрессор, кг/с:

(58)

17. Расход газов на выходе из турбины, кг/с:

(59)

18. Электрический КПД ГТУ:

(60)

где — электрический КПД ГТУ без учета охлаждения:

(61)

Результаты расчета сведены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 — Результаты расчета тепловой схемы ГТУ

2.3 Расчет тепловой схемы ПГУ с НПГ Предварительные расчёты Коэффициент избытка воздуха в сбросных газах газовой турбины:

(62)

где — относительный расход утечки, ;

— расход сухого воздуха на входе в камеру сгорания с учётом охлаждения газовой турбины, кг/с;

— теоретически необходимое количество воздуха для горения газового топлива, кг/кг;

— расход топлива на газовую турбину, кг/с;

.

Расход воздуха на охлаждение газовой турбины, кг/с:

(63)

где — расход газов на выходе из газовой турбины с учётом охлаждения, кг/с;

— расход газов на выходе из газовой турбины без учёта охлаждения, кг/с;

.

Температура смеси выхлопных газов и охлаждающего воздуха за газовой турбиной, °С:

(64)

где — температура газов за газовой турбиной, определённая в тепловом расчёте ГТУ по формуле (35), °С;

— температура воздуха за компрессором, определённая в тепловом расчёте ГТУ по формуле (26), °С;

.

Объёмное содержание кислорода в окислителе после газовой турбины:

(65)

где — удельный объём воздуха, определяемый при температуре смеси выхлопных газов и охлаждающего воздуха за газовой турбиной, определяемый по следующей зависимости по таблице [19], м³/кг;

(66)

;

.

Расход окислителя, идущего в топку каждого НПГ от газовой турбины, кг/с:

(67)

.

Расход добавочного воздуха, кг/с:

(68)

где — теоретически необходимое для горения газового топлива содержание кислорода в окислителе после добавки воздуха от вентилятора в топку НПГ, %;

.

Суммарный расход окислителя, идущего на горение в топку каждого НПГ, кг/с:

(69)

.

Относительная добавка воздуха:

(70)

.

КПД паротурбинной установки:

(71)

где — термический КПД паротурбинной установки, ;

— внутренний относительный КПД паровой турбины, ;

— механический КПД, ;

— КПД генератора;

— КПД низконапорного парогенератора, ;

— КПД транспорта, ;

.

Начальные параметры перегретого пара по [7]:

бар;

°С.

Определяем энтальпию перегретого пара по [7], кДж/кг:

.

Энтропия пара при идеальном процессе расширения по справочнику [7], кДж/(кг•°С):

.

Давление пара в конденсаторе паровой турбины по[7], бар:

.

Энтальпия пара в конденсаторе при идеальном процессе расширения по [7], кДж/кг:

.

Теплоперепад идеального процесса расширения пара в паровой турбине, кДж/кг:

(72)

.

Расход перегретого пара на паровую турбину, кг/с:

(73)

где — электрическая мощность паровой турбины, кВт;

— коэффициент регенерации, который принимается равным, так как паровая регенерация полностью отсутствует;

.

Энтальпия питательной воды на входе в водяной экономайзер, кДж/кг:

(74)

где — заданная температура питательной воды, °С;

— теплоёмкость воды кДж/(кг • °С);

.

Расход продувочной воды, кг/с:

(75)

.

Давление в барабане, бар:

(76)

.

Энтальпия продувочной воды по справочнику [7], кДж/кг:

(77)

.

Расход пара на эжектора, кг/с:

(78)

.

Расход пара на уплотнения, кг/с:

(79)

.

Расход пара на утечки, кг/с:

(80)

.

Расход пара на собственные нужды, кг/с:

(81)

.

Расход острого пара, идущего с НПГ, кг/с:

(82)

.

Теплота, использованная в НПГ, кВт:

(83)

.

Поскольку низконапорный парогенератор? это обычный барабанный котёл, необходимо произвести расчёт расширителя непрерывной продувки (РНП). Расчётная схема расширителя непрерывной продувки представлена на рисунке 2.3.

Рисунок 2.3 — Схема расширителя непрерывной продувки Энтальпия продувочной воды за РНП по [7], кДж/кг:

(84)

.

Энтальпия выпара из РНП по [7], кДж/кг:

(85)

.

Расход выпара, полученный из теплового баланса РНП, кг/с:

(86)

.

Расход продувочной воды, сбрасываемой в подогреватель хим. очищенной воды и далее в техническую канализацию, кг/с:

(87)

.

Расход химически очищенной воды определится так, кг/с:

(88)

.

Температура химически очищенной воды на входе в деаэратор, °С:

(89)

где — температура химически очищенной воды на входе в подогреватель химически очищенной воды, °С;

— температура продувочной воды за РНП, °С;

— температура продувочной воды, сливаемой в техническую канализацию после подогревателя химически очищенной воды, °С;

.

Энтальпия сухого воздуха при температуре за газовой турбиной по табдице [19], кДж/кг:

(90)

.

Энтальпия продуктов сгорания при температуре за газовой турбиной по таблице [19], кДж/кг:

(91)

.

Энтальпия газов ГТА при температуре за экономайзером, определяемая по таблице [19], кДж/кг:

(92)

где°С — заданная температура газов за экономайзером НПГ;

.

Теплота, внесённая в НПГ с топливом, кДж/кг:

(93)

где — теплоёмкость топлива НПГ, определённая по таблице [19], кДж/(кг• °С);

— температура топлива НПГ, °С;

.

Энтальпия сухого воздуха при температуре за экономайзером, определённая по таблице [19], кДж/кг:

(94)

.

Энтальпия газов НПГ при температуре за экономайзером по таблице [19], кДж/кг:

(95)

.

Энтальпия добавочного воздуха после воздухоподогревателя добавочного воздуха, определяемая по таблице [19], кДж/кг:

(96)

где°С — заданная температура добавочного воздуха за вентилятором НПГ;

.

Энтальпия добавочного воздуха перед воздухоподогревателем добавочного воздуха, определяемая по таблице [19], кДж/кг:

(97)

где°С — заданная температура добавочного воздуха перед воздухоподогревателем НПГ;

.

Расход натурального топлива на НПГ предварительный, т/ч:

(98)

гдекДж/кг — теплота сгорания натурального топлива (газа);

Коэффициент избытка воздуха в уходящих газах после экономайзера НПГ без учёта добавочного воздуха:

(99)

где — КПД камеры сгорания;

.

Коэффициент избытка воздуха в уходящих газах после экономайзера НПГ с учётом добавочного воздуха:

(100)

.

Уточнённый расход топлива в топку НПГ, т/ч:

где — теплоёмкость добавочного воздуха за дутьевым вентилятором, кДж/(кг • °С);

Расчёт температуры газов за теплообменниками, расположенными в конвективной шахте НПГ В проектируемом блоке паровая регенерация полностью заменяется газовой. Газоводяные подогреватели высокого и низкого давления (ГВПВД и ГВПНД) размещаются в конвективной шахте НПГ. В рассечку размещается воздухоподогреватель добавочного воздуха. Задаёмся температурой уходящих газов за НПГ 80 °C и определяем температуры за подогревателями, расположенными в конвективной шахте НПГ. Расчётная схема конвективной шахты НПГ, включающей в себя систему газовой регенерации, изображена на рисунке 2.4.

Рисунок 2.4 — Схема конвективной шахты НПГ, включающей в себя систему газовой регенерации Тепловой расчёт газоводяного подогревателя высокого давления Тепловой баланс газоводяного подогревателя высокого давления (ГВПВД) составим для греющей (газовой) среды и нагреваемой (водяной) среды отдельно. В результате определяется температура газов за ГВПВД. Расчётная схема газоводяного подогревателя высокого давления изображён на рисунке 2.5.

Рисунок 2.5 — Расчётная схема ГВПВД Изначально температуру газов за ГВПВД необходимо задать, °С:

(102)

где — температурный напор ГВПВД, который принимается равным 110,401°С;

.

Теплота, отданная греющими газами к нагреваемой среде в ГВПВД, кВт:

(103)

где — энтальпия газов ГТА, определённая по таблице при температуре за ГВПВД по следующей зависимости, кДж/кг;

(104)

.

— энтальпия воздуха, определённая по таблице при температуре за ГВПВД по следующей зависимости, кДж/кг;

(105)

.

— КПД ГВПВД, ;

Теплота, воспринятая в ГВПВД нагреваемой средой, кВт:

(106)

где — расход питательной воды, нагреваемой в ГВПВД, который определяется по следующей формуле, кг/с:

(107)

.

— энтальпия питательной воды на входе в ГВПВД, определяемая с учётом нагрева её в питательном насосе, кДж/кг:

(108)

где — энтальпия питательной воды на выходе из деаэратора, кДж/кг, которая определяется по следующей зависимости по справочнику [7]:

(109)

где — задаваемое давление в деаэраторе, бар;

.

— повышение энтальпии питательной воды в питательном насосе, кДж/кг;

(110)

где — перепад давления питательной воды в питательном насосе, бар; м³/кг — удельный объем питательной воды; - КПД насоса;

.

Итак, теплота, воспринятая в ГВПВД нагреваемой средой равна, кВт:

.

Так как тепло, отданное в ГВПВД греющими газами, должно равняться теплу, воспринятому в ГВПВД нагреваемой питательной водой, то для того, чтобы правильно определить температуру за ГВПВД, необходимо определить погрешность расчёта, %:

.(111)

Погрешность не должна превышать 0,5%, в противном случае необходимо перезадаваться температурой газов за ГВПВД, перезадав соответствующим образом температурный напор ГВПВД, и далее повторять расчёт до тех пор, пока не будет получена заданная погрешность.

Итак, погрешность расчёта ГВПВД составляет, %:

.

Так как погрешность расчёта не превышает 0,5%, расчёт можно считать оконченным. Тепловой расчёт воздухоподогревателя Далее аналогичным образом произведём расчёт воздухоподогревателя (ВЗП) и определим температуру газов за ним. Отличие расчёта ВЗП от расчёта ГВПВД заключается в том, что нагреваемой средой здесь является воздух, подаваемый в НПГ. Расчётная схема ВЗП изображена на рисунке 2.6.

Рисунок 2.6 — Расчётная схема ВЗП Так же, как и в расчёте ГВПВД, необходимо задать температуру газов за ВЗП, °С:

(112)

где — температурный напор ГВПВД, который принимается равным 14,797°С;

.

Теплота, отданная греющими газами нагреваемой среде в ВЗП, кВт:

(113)

где — энтальпия газов ГТА, определённая по таблице при температуре за ВЗП по следующей зависимости, кДж/кг;

(114)

.

— энтальпия воздуха, определённая по таблице при температуре за ВЗП по следующей зависимости, кДж/кг;

(115)

.

— КПД ВЗП, ;

Теплота, воспринятая в ВЗП нагреваемым воздухом, кВт:

(116)

.

Так как тепло, отданное в ВЗП греющими газами, должно равняться теплу, воспринятому в ВЗП нагреваемым воздухом, то для того, чтобы правильно определить температуру за ВЗП, необходимо определить погрешность расчёта, %:

.(117)

Погрешность не должна превышать 0,5%, в противном случае необходимо перезадаваться температурой газов за ВЗП, перезадав соответствующим образом температурный напор ВЗП, и далее повторять расчёт до тех пор, пока не будет получена заданная погрешность.

Итак, погрешность расчёта ВЗП составляет, %:

.

Так как погрешность расчёта ВЗП не превышает 0,5%, расчёт можно считать оконченным.

Тепловой расчёт деаэратора Следующим по ходу газов в конвективном газоходе является газоводяной подогреватель низкого давления (ГВПНД). Но для того, чтобы приступить к его расчёту необходимо знать расход конденсата, который в свою очередь можно определить, рассчитав деаэратор. Произведём расчёт деаэратора. Схема включения деаэратора представлена на рисунке 2.7.

Рисунок 2.7 — Схема включения деаэратора Уравнение материального баланса для деаэратора:

(118)

где — расход пара в деаэратор из отбора паровой турбины, кг/с;

— расход основного конденсата в деаэратор, кг/с.

Уравнение теплового баланса для деаэратора:

(119)

где — энтальпия пара, подаваемого в деаэратор от паровой турбины, определяемая по следующей зависимости, кДж/кг:

(120)

где — теоретическая энтальпия отборного пара, определяемая по справочнику по следующей зависимости, кДж/кг:

(121)

где — заданное давление пара в отборе паровой турбины на деаэратор, бар;

;

.

— энтальпия основного конденсата после ГВПНД, кДж/кг, определяемая по температуре основного конденсата за ГВПНД, которая в свою очередь задаётся равной 160°С:

(122)

.

Объединяя полученные уравнения теплового и материального балансов для деаэратора в систему, и подставляя известные нам величины, получаем:

Решая эту систему, находим:

;

.

Расчёт точки смешения Для того, чтобы исключить коррозию пакета ГВПНД, необходимо поддерживать температуру основного конденсата на входе в него равной 60 °C. Для обеспечения такой температуры основного конденсата на входе в ГВПНД необходимо произвести рециркуляцию части основного конденсата, отбираемого перед деаэратором, в точку смешения, расположенную на входе в ГВПНД. Следовательно, для расчёта ГВПНД теперь нужно определить расход основного конденсата за точкой смешения.

Расчётная схема точки смешения и включения ГВПНД изображена на рисунке 2.8.

Рисунок 2.8 — Расчетная схема точки смешения и включения ГВПНД Уравнение материального баланса для точки смешения:

(123)

где — расход рециркуляции основного конденсата из точки смешения, кг/с;

— расход основного конденсата за точкой смешения (через ГВПНД), кг/с.

Уравнение теплового баланса для деаэратора:

(124)

где — энтальпия основного конденсата после точки смешения, кДж/кг, определяемая по температуре основного конденсата за точкой смешения, которая в свою очередь задаётся равной 60°С:

(125)

;

— энтальпия воды за конденсатором, определяемая по справочнику по следующей зависимости, кДж/кг:

(126)

.

Объединяя полученные уравнения теплового и материального балансов для деаэратора в систему, и подставляя известные нам величины, получаем:

Решая эту систему, находим:

;

.

Расчёт газоводяного подогревателя низкого давления Изначально температуру уходящих газов за ГВПНД необходимо задать, °С:

(127)

где — температурный напор ГВПНД, который принимается равным 146 °C;

.

Теплота, отданная греющими газами к нагреваемой среде в ГВПНД, кВт:

(128)

где — энтальпия газов ГТА, определённая по таблице при температуре уходящих газов за ГВПНД по следующей зависимости, кДж/кг;

(129)

.

— энтальпия воздуха, определённая по таблице при температуре уходящих газов за ГВПНД по следующей зависимости, кДж/кг;

(130)

.

— КПД ГВПНД, ;

Теплота, воспринятая в ГВПНД нагреваемой средой, кВт:

(131)

.

Так как тепло, отданное в ГВПНД греющими газами, должно равняться теплу, воспринятому в ГВПНД нагреваемым основным конденсатом, то для того, чтобы правильно определить температуру за ГВПНД, необходимо определить погрешность расчёта, %:

.(132)

Погрешность не должна превышать 0,5%, а температура уходящих газов не должна быть меньше 80 °C, в противном случае необходимо перезадаваться температурой газов за ВЭК и повторять расчёт всех поверхностей нагрева, расположенных в конвективной шахте, до тех пор, пока не будут получены заданные температура уходящих газов и погрешность расчёта.

Итак, погрешность расчёта ГВПНД составляет, %:

.

Так как погрешность расчёта не превышает 0,5% и температура уходящих газов, полученная при расчёте, равна 80,802°С, следовательно расчёт можно считать оконченным, в следствие того, что условия его окончания выполнены.

Проверка по балансу мощности паровой турбины Электрическая мощность паровой турбины, кВт:

(133)

где — электромеханический КПД, ;

.

Погрешность расчёта не должна превышать 0,5%:

(134)

.

Так как погрешность не превышает 0,5%, расчёт можно считать оконченным.

Уточним значение коэффициента регенерации:

(135)

.

Расчёт технико-экономических показателей Мощность механизмов собственных нужд паровых турбин, кВт:

(136)

где — величина собственных нужд паровой турбины, %;

— количество паровых турбин, в моём случае .

.

Мощность механизмов собственных нужд газовой турбины, кВт:

(137)

где — величина собственных нужд газовой турбины, %;

.

Мощность механизмов собственных нужд ПГУ, кВт:

(138)

.

Мощность ПГУ брутто, кВт:

(139)

.

Мощность ПГУ нетто, кВт:

(140)

.

КПД ПГУ брутто, %:

(141)

где — количество НПГ в блоке ПГУ, .

.

КПД ПГУ нетто, %:

(142)

.

По данному алгоритму составлена программа расчёта тепловой схемы ПГУ с НПГ на алгоритмическом языке С ++, приведённая в приложении А.

2.4 Расчёт проточной части газовой турбины Предварительные расчёты Газовая турбина проектируется по закону постоянства корневого диаметра. По прототипу принимаем:

— корневой диаметр газовой турбины м;

— число ступеней газовой турбины шт;

— высота рабочих лопаток первой ступени м;

— высота рабочих лопаток последней ступени м;

— степень реактивности первой ступени ;

— степень реактивности последней ступени ;

— эффективный угол выхода потока из сопловой решетки первой ступени ?;

— эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени ?;

— частота вращения ротора n=62 об/с;

— отношение скоростей на уровне 0,51?0,57;

— расход газа на турбину, кг/с, ;

— давление газа перед турбиной, МПа, ;

— температура газа перед турбиной, ?С, ;

— располагаемый теплоперепад газовой турбины, кДж/кг, ;

Средние диаметры первой и последней ступеней, м:

(143)

;

.

Принимаем линейный закон изменения среднего диаметра в газовой турбине и определяем средние диаметры промежуточных ступеней, м:

.

Определяем высоту рабочих лопаток второй и третьей ступеней газовой турбины, м:

(144)

.

Высота сопловых лопаток определяется по формуле, м:

(145)

гдеД — перекрыша, Д=0,01 м;

.

Принимая, что степень реактивности изменяется линейно, определим степень реактивности во второй и третьей ступенях:

.

Теплоперепады ступеней определяется по формуле, кДж/кг:

(146)

.

Детальный расчет первой ступени Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения, кДж/кг:

(147)

где₀ — коэффициент использования абсолютной скорости потока в данной ступени (для первой ступени ₀ =0);

Окружная скорость на среднем диаметре, м/с:

(148)

Располагаемые теплоперепады в сопловой и рабочей решётках, кДж/кг:

(149)

(150)

Теоретические температуры газа за решётками, °К:

(151)

(152)

Давление газа за решётками, МПа:

(153)

гдеm — показатель степени адиабаты в газовой турбине, m=0,232;

(154)

Теоретические объемы газа за решётками, м³/кг:

(155)

(156)

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решётки, м/с:

(157)

Скорость звука в потоке газа за сопловой решёткой, м/с:

(158)

гдеk = 1,4 — показатель изоэнтропы для газа;

Число Маха сопловой решётки:

(159)

Выходная площадь сопловой решётки, м²:

(160)

гдем₁ — коэффициент расхода сопловой решётки, м₁ =0,98 132;

Высота рабочей лопатки, м:

(161)

Высота сопловой лопатки, м:

(162)

Эффективный угол сопловой решетки, град;

(163)

Выбираем профиль сопловой решётки по значениям числа М_1t, углов и, следуя рекомендациям [19], С-90−15А.

По рекомендациям выбираем хорду м. и относительный шаг м.

Шаг сопловых лопаток, м:

(164)

Так как М_1t < 1, то отклонения в косом срезе не происходит и .

Число сопловых лопаток:

(165)

Абсолютная скорость выхода из сопловой решётки, м/с:

С₁ = С_1t· ,(166)

гдец — коэффициент скорости сопловой решётки, ц =0,9788;

С₁= 553,173· 0,9788 =541,4285

Относительная скорость газа на входе в рабочую решётку, м/с:

(167)

Угол входа в рабочую решётку, град:

(168)

Потеря энергии в сопловой решётке, кДж/кг:

(169)

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решётки, м/с:

(170)

Скорость звука в потоке газа за рабочей решёткой, м/с:

(171)

Число Маха рабочей решётки:

(172)

Выходная площадь рабочей решётки, м²:

(173)

где₂ — коэффициент расхода рабочей решётки, ₂=0,963;

Угол выхода из рабочей решётки, град:

(174)

Выбираем профиль рабочей решётки по значениям числа М_2t, углов и, следуя рекомендациям [19], Р-35−25А.

По рекомендациям выбираем хорду м и относительный шаг м.

Действительная скорость выхода из рабочей решётки, м/с:

(175)

где — коэффициент скорости рабочей решетки, =0,9555;

= 0,9555· 345,529 =330,1585

Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с:

(176)

Угол выхода потока, град:

(177)

Шаг рабочих лопаток, м:

(178)

Число рабочих лопаток:

(179)

Потеря энергии в рабочей решётке, кДж/кг:

(180)

Потеря с выходной скоростью, кДж/кг:

(181)

Располагаемая энергия ступени, кДж/кг:

(182)

Относительный лопаточный КПД:

(183)

(184)

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

(185)

гдеK_тр = 0,8· 10 — коэффициент трения;

Потери от трения, кДж/кг:

(186)

Потери от протечек через диафрагменное уплотнение в первой ступени отсутствуют.

Коэффициент потерь от протечек через бандажное уплотнение поверх рабочих лопаток:

(187)

где_r =0,0005м — радиальный зазор;

_a = 0,005м — осевой зазор;

z — число гребней бандажного уплотнения;

(188)

Суммарная потеря от утечек, кДж/кг:

(189)

h_ут = ,(190)

h_ут = 6,787· 10^-4·180 = 0,1222

Использованный теплоперепад ступени, кДж/кг:

(191)

Внутренний относительный КПД:

(192)

Внутренняя мощность ступени, кВт:

(193)

Расчет последующих ступеней производится аналогично. Результаты расчета представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2 — Детальный расчет последующих ступеней

2.5 Расчёт проточной части паровой турбины Процесс расширения пара в проектируемой паровой турбине построен по найденным ранее параметрам пара и изображён на рисунке 2.9.

Рисунок 2.9 — Процесс расширения пара в турбине Детальный расчёт регулирующей ступени цилиндра высокого давления Для проектируемой паровой турбины выбираем одновенечную регулирующую ступень.

Задаёмся суммарной степенью реактивности для выбранной одновенечной регулирующей ступени:

.

Задаёмся таплоперепадом регулирующей ступени, кДж/кг:

.

Теплоперепады в сопловой решётке, рабочей решётке первого венца, поворотной решётке и рабочей решётке второго венца, кДж/кг:

(194)

;

(195)

;

Параметры пара за решётками:

МПа,

МПа,.

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решётки, м/с:

(196)

Скорость звука в потоке пара за сопловой решёткой, м/с:

(197)

где? показатель изоэнтропы для перегретого пара;

.

Число Маха сопловой решётки:

(198)

Профиль сопловой решётки: С-90−15А.

Относительный шаг: .

Хорда лопаток сопловой решётки: .

Коэффициент расхода сопловой решётки: .

Коэффициент скорости сопловой решётки: .

Выходная площадь сопловой решётки:

(199)

В регулирующих ступенях применяется парциальный подвод пара:

(200)

.

Оптимальная степень парциальности:

.

Высота лопаток, м:

(201)

Отношение: .

Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:

(202)

Шаг сопловых лопаток, м:

(203)

Число сопловых лопаток:

(204)

Уточнение шага сопловых лопаток, м:

(205)

Потеря энергии в сопловой решётке, кДж/кг:

(206)

Окружная скорость на среднем диаметре, м/с:

(207)

Относительная скорость пара на входе в рабочую решётку, м/с:

(208)

Угол входа в рабочую решётку, град:

(209)

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(210)

Скорость звука и число Маха рабочей решетки:

(211)

м/с,

(212)

Высота рабочих лопаток, м:

(213)

м.

Профиль рабочей решётки: Р-30−21А.

Относительный шаг: .

Хорда лопаток рабочей решётки: .

Отношение: .

Коэффициент расхода рабочей решётки: .

Коэффициент скорости рабочей решётки: .

Выходная площадь рабочей решётки:

(214)

Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки, град:

(215)

Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(216)

Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(217)

Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении, град:

(218)

Шаг рабочей решетки, м:

(219)

Число рабочих лопаток первого венца:

(220)

Уточнение шага рабочих лопаток первого венца, м:

(221)

Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:

(222)

Потеря с выходной скоростью, кДж/кг:

(223)

Располагаемая энергия ступени, кДж/кг:

(224)

Относительный лопаточный КПД ступени:

(225)

где — коэффициент использования энергии выходной скорости в следующей ступени, для регулирующей ступени ;

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

(226)

где.

Потери от трения, кДж/кг:

(227)

В регулирующей ступени диафрагма отсутствует, поэтому потеря от протечек через диафрагменное уплотнение не учитывается.

Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:

(228)

гдем — периферийный диаметр ступени;

(229)

гдем — осевой зазор;

м — радиальный зазор;

? число гребней банднжного уплотнения.

м, Потеря от протечек, кДж/кг:

(230)

Использованный теплоперепад ступени, кДж/кг:

(231)

Внутренний относительный КПД:

(232)

Внутренняя мощность ступени, кВт:

(233)

Процесс расширения пара в одновенечной регулирующей ступени изображён на рисунке 2.10.

Рисунок 2.10 — Процесс расширения пара в регулирующей ступени Детальный расчёт нерегулируемых ступеней цилиндра высокого давления Проектирование остальных ступеней цилиндра высокого давления (ЦВД) паровой турбины производится по закону постоянства корневого диаметра с постоянной степенью реактивности, эффективным углом выхода потока из сопловой решётки и отношением скоростей в прикорневом сечении. Это позволяет унифицировать профили сопловых и рабочих лопаток большей части ступеней ЦВД. Одновременно получаем одинаковые теплоперепады во всех ступенях ЦВД. Методика расчёта нерегулируемых ступеней ЦВД повторяет методику расчёта регулирующей ступени.

Исходные данные к расчету нерегулируемых ступеней ЦВД:

— расход пара в ЦВД, кг/с, ;

— начальное давление пара перед ЦВД, МПа, ;

— начальная энтальпия пара перед ЦВД, кДж/кг, ;

— корневой диаметр, м, ;

— число оборотов, с^-1, ;

— эффективный угол выхода из сопловой решетки, ?;

— площадь зазора диафрагменного уплотнения, м², ;

— располагаемый теплоперепад ЦВД, кДж/кг, ;

— число нерегулируемых ступеней в ЦВД, ;

Результаты расчёта сведены в таблицу 2.3 и таблицу 2.4.

Таблица 2.3 — Детальный расчёт 1 — 7 нерегулируемых ступеней ЦВД