Перевод турбины ПТ-12-35/10 М на режим ухудшенного вакуума

Перевод турбины ПТ-12 -35/10 М на режим ухудшенного вакуума.

Здобников М.М.

Многие из турбин небольшой и средней мощности оказывается целесообразным переводить на режим ухудшенного вакуума. В первую очередь речь идет о турбинах, устанавливаемых на коммунальных и промышленных ТЭЦ. Повышая давление в конденсаторе до 0,06−0,08 мПа и, тем самым, температуру на выходе из конденсатора до t = 80−90^оС, можно использовать теплоту этой воды для отопления, горячего водоснабжения и др.

В теплофикационных турбинах с регулируемыми отборами старого типа (без ступенчатого подогрева сетевой воды) конденсатор можно использовать как первую ступень подогрева сетевой воды. Во всех этих случаях общая тепловая экономичность существенно повышается.

Как правило, перевод турбины на режим ухудшенного вакуума технологически не очень сложен и обычно осуществляется силами ремонтных организаций без привлечения турбинных заводов. Однако к такой модернизации следует подходить очень осторожно: с одной стороны, следует выбирать наиболее рациональные в конкретных условиях решения, с другой — не допускать таких изменений режима работы самой турбины и вспомогательного оборудования, которые могут вызвать аварии и неполадки в работе.

Серьезным недостатком при работе с ухудшенным вакуумом является существенное повышение температуры пара в выходном патрубке и в заднем подшипнике турбины (особенно если корпус этого подшипника выполнен заодно с выходным патрубком), что может привести к недопустимой вибрации турбины. При работе в режиме ухудшенного воздуха желательно вести эксплуатационный контроль за упорным подшипником. В теплофикационных турбинах должно быть организовано охлаждение патрубка впрыском конденсата. Такой впрыск, особенно неудачно организованный, может быть причиной эрозии выходных кромок последних лопаток.

Положительным моментом при переводе турбины на ухудшенный вакуум может служить то, что расход энергии на собственные нужды (на привод циркуляционных насосов) сокращается.

Нужно отметить следующее обстоятельство: поскольку температура конденсата, идущего на охлаждение эжектора, повышается, то необходимо изменить условия этого охлаждения.

Также в некоторых случаях уменьшается протяженность разъемов, находящихся под вакуумом, и тем самым сокращаются присосы воздуха, так что можно оставить в работе один эжектор.

При переводе турбины в режим ухудшенного вакуума наиболее радикально удалить одну или несколько последних ступеней, при этом отпадает проблема обеспечения надежности этих ступеней. Кроме того, повышается КПД собственно турбины, так как не будет дросселирования пара в этих ступенях и потребления ими мощности. Следует, однако, подчеркнуть, что после удаления ступеней, как правило, невозможна работа турбины при нормально вакууме и номинальной нагрузке, так как в последней из оставшихся ступеней недопустимо возрастет теплоперепад и, как следствие, заметно возрастут напряжения дизг в рабочих лопатках и диафрагмах. Кроме того, при номинальном глубоком вакууме может полностью исчерпаться расширительная способность косого среза рабочей решетки и это может привести к снижению экономичности турбоустановки в целом.

Построение i-S диаграммы.

1) Номинальному режиму турбины ПТ-12−35/10М соответствуют следующие значения начальных и конечных параметров:

Ро =3,5; tо = 435^оС; Д = 108,84 т/ч (20,23 кг/с); i_о = 3303,4 кДж/кг;

Рк = 0,01 мПа; tк = 45,8^оС; i_к = 2584,7 кДж/кг.

Полный теплоперепад, срабатываемый в турбине:

Но = iо — iко = 3303,4 — 2210 = 1093,4 кДж/кг.

Действительный теплоперепад:

Нi = 3303,4 — 2584,7 = 718,7 кДж/кг.

Относительный внутренний КПД турбины:

оi = Нi/Но = 718,7 / 1093,4 = 0,657.

2) При переводе турбины на режим ухудшенного вакуума задаемся давлением в конденсаторе Рк = 0,07 мПа и температурой tк = 120оС; к = 2719,7 кДж/кг.

Определим полный теплоперепад, срабатываемый в турбине, Но = iо — iк = 3303,4 — 2460 = 843,4 кДж/кг.

Действительный теплоперепад:

Нi = iо — к = 3303,4 — 2719,7 = 583, кДж/кг.

Относительный внутренний КПД турбины:

3) Параметры пара перед турбиной (вырабатываемые котлами):

Ро = 4мПа; tо = 440оС Считая процесс дросселирования в паровпускных органах изоэнтальпным, строим его в i-S диаграмма отрезком горизонтали до пересения в точке О' с изобарой Р’о = 3,5мПа.

4) Определим располагаемый и действительный теплоперепады регулирующей ступени. Для этого, зная ее геометрические размеры, найдем следующие величины:

Окружная скорость на среднем диаметре Условная фиктивная скорость.

где х =0,28 для двухвенечных ступеней.

Располагаемый теплоперепад регулирующей ступени:

Действительный теплоперепад с учетом :

5)Давление за регулирующей ступенью определим следующим образом: из i-S диаграммы определяем изобару давления за регулирующей степенью Ррс = 2мПа.

Точка 1, соответствующая окончанию процесса действительного расширения в регулирующей ступени, определяется энтапией Соответственно определяется и t1 = 378оС.

6) Давление за ЦВД равно давлению в П=отборе, т. е. Рп = 1мПа. Тогда используя i-S диаграмму, найдем располагаемый теплоперепад, приходящийся на ЦВД.

Действительный теплоперепад ЦВД с учетом :

Точка 2 имеет энтальпию Соответственно определяется и t2 = 295оС.

7) Располагаемый теплоперепад, приходящийся на ЦСД и ЦНД:

Действительный теплоперепад определим учитывая данные задания.

Определение параметров в регенеративных отборах, подогревателях, электроприводе.

1) Определим давление в отборе ЦВД и ПВД.

Температура за ПВД (tпвд) равна заданной конечной температуре питательной воды tпв = tпвд = 150оС. Подогрев до температуры насыщения в ПВД принимается равным бtпвд = 5оС.

Температура насыщения отборного пара в ПВД равна Из таблиц свойств воды и водяного пара на температуре насыщения находим давление в подогревателе Р’пвд = 0,543мПа. Потеря давления в паропроводе отбора принимается равной 9%. Тогда давление пара в отборе на ПВД равно.

• 2) Температура насыщения в деаэраторе tдн определяется из таблиц по заданному значению давления в деаэраторе Р’д = 0,12мПа, tдн = 104,8оС
• 3) Определение повышения энтальпии воды в питательном насосе

Здесь V' - удельный объем воды при температуре tдн = 104,8оС, V' =0,105 м3/кг.

Рпн — повышение давления в питательном насосе, н/м2, равное разности давлений за насосом Рзан и перед насосом Рпередн. Давление за насосом должно быть выше на 25−30% давления перед турбиной, чтобы можно было преодолеть сопротивление ПГ и ПВД.

Принимаем Рзан = 1,25· Ро = 1,25· 4 = 5мПа.

Давление перед насосом принимаем равным давлению в деаэраторе Рпередн = Р’д = 0,12мПа, так что Рпн = 5 — 0,12 = 4,88мПа = 4,88*10⁶ Па.

Внутренний КПД насоса принимаем равным пн = 0,8, тогда.

4) Определим нагрев воды в насосе:

Здесь tперед н — температура воды перед насосом, принимается равной температуре насыщения в деаэраторе, tперед н = tдн = 104,8^оС. Этой температуре соответствует этальпия iперед н = 439,1 кДж/кг. Этальпии за насосом, вычисляемой по формуле:

соответствует tзан = 106^оС, так что подогрев воды в насосе равен.

• 5) При переводе турбины ПТ-12 на ухудшенный вакуум с Рк = 0,07мПа температура основного конденсата перед ПНД tкн = 90^оС. Эта температура соответствует нормальной работе атмосферного деаэратора (подогрев до tSд принимается равным 10−15^оС), т. е. дальнейший нагрев основного конденсата в ПНД нецелесообразен. Следовательно, ПНД (отбор пара из турбины на ПНД) отключается.
• 6) При построении точек отборов на i-S диаграмме, как точек пересечения действительных процессов расширения с соответствующими изобарами, определяем температуры и этальпии в этих точках:

Тогда ПВД, как точка пересечения процесса 1−2 изобарой Рпвд; в этой точке iпвд = 2950кДж/кг; tпвд = 245^оС.

Точка Д, как точка пересечения процесса 1−2 с изобарой Рд; в этой точке iд = 2760кДж/кг; tд = 140^оС.

7) Параметры, полученные в результате расчетов, для удобства сводим таблицу. Температура дренажа на выходе из ПВД, tдр равна температуре насыщения в ПВД, т. е. tдр. пвд = t’н пвд. Этальпия конденсата и дренажа определяется с помощью таблиц для воды и водяного пара по температурам.

Составление тепловых балансов подогревателей и определение долей отборов Подогревать высокого давления (ПВД).

Деаэратор

Материальный баланс деаэратора Дкд + Дпвд + Дд = Дпв + Двып или в долях расхода пара на турбину кд + пвд + д = пв + вып.

Управление теплового баланса запишется в виде или в долях расхода пара на турбину.

Принимаем пв = 1; вып = 0,011; iвып — энтальпия сухого насыщенного пара, отводимого с выпаром из деаэратора, находится по давлению в деаэраторе Рд = 0,12мПа; iвып =2688кДж/кг Из двух уравнений — материального и теплового баланса — находим искомые величины кд и д.

В уравнении материального баланса пвд = 0,0825, т. е. уравнение запишется в виде Подставляя кд в уравнение теплового баланса получим.

— доля пара, поступающего в конденсатор турбины без учета долей расходов пара П-отбора на производство и пара Т-отбора.

Найдем доли расхода пара П-отбора и Т-отбора:

— доля пара, поступающего в конденсатор.

По известным долям расхода и расходу пара через турбину определяем отдельные потоки пара и воды:

Определение располагаемых теплоперепадов по ступеням и давлений по отсекам.

1) Оценим степень реакции ступеней цилиндров СД и НД, начиная с шестой, зная их соответствующие геометрические размеры.

где — степень реакции у корня; - длина рабочей лопаты, мм; dсредний диаметр, мм.

ЦСД:

ЦНД:

1) Определим, обеспечивающее максимум лопаточного КПД:

Сф — фиктивная скорость пара в ступени, м/с;

yкоэффициент скорости. Принимаем 0,97;

'1 = 14^о — угол потока за сопловой решеткой.

ЦСД:

ЦНД:

2) Определим теплоперепады ступеней ЦСД и ЦНД по формуле.

кДж/кг.

ЦСД:

ЦНД:

4) Зная, что суммарный располагаемый теплоперепад, приходится на ЦСД и ЦНД,, определим количество демонтируемых ступеней:

т.е. XV, XVI и XVII ступени демонтируются, а располагаемый теплоперепад XIV ступени увеличится и составит.

.

5) Воспользуемся формулой Стодола-Флюгеля для нахождения величины изменения давления перед ЦНД по сравнению с номинальным режимом (до модернизации).

где.

G — расход пара через отсек на расчетном (новом) режиме, кг/с;

Gо — расход пара через отсек до модернизации (с учетом отбора на ПНД), кг/с;

Р₁ и Р₁₀ — давление перед ЧНД соответственно на расчетном и номинальном режимах, мПа;

Р₂и Р₂₀ — давление за ЧНД (вакуум в конденсаторе) соответственно на расчетном и номинальном режимах, мПа.

Величину Gо найдем путем последовательных приближений пользуясь уравнением:

где Количество тепла, воспринятое ПНД (в первом приближении):

где.

— энтальпия основного конденсата на входе в деаэратор;

— энтальпия основного конденсата на входе в ПНД при номинальном режиме.

следовательно это же количество тепла было отдано на подогреватель из отбора турбины, т. е.

или.

q — количество тепла, отданное одним килограммом пара, кДж.

Найдем Gо:

Определим количество тепла, воспринятое ПНД (во втором приближении):

Считая таким образом качество тепла, воспринятое ПНД (в третьем приближении), имеем:

Из формулы Стодола-Флюгеля:

Р₁ определилось как давление за последней (XIV) ступенью, т. е.

H₀^VI-XIV = i₂-H₀^{цнд+цсд} + (Н₀^XVII+ Н₀^XVI+ Н₀^XV) = 3038,7 — 492,8 + 48,24 + 54,4 + 59,53 =2708,1 КДж/кг.

Воспользовавшись i-s диаграммой процесса расширения пара в проточной части турбины, определяем P1=0,096 МПа. Разница давлений перед отсеком по сравнению с режимом после модернизации составит:

P₁-P₁₀ = 0,096−0,052 = 0,044 МПа.

Мощность турбины после модернизации и тепловой баланс конденсатора тепловой электропривод регенеративный турбина.

1) Мощность турбины после модернизации определим по формуле.

где, Но — теоретический теплоперепад, срабатываемый в турбине после модернизации, кДж/кг;

Но = 843,4кДж/кг.

Ноо — теоретический теплоперепад, срабатываемый в турбине до модернизации (Рк = 0,01мПа), кДж/кг;

Ноо = 1093,4кДж/кг.

— относительный электрический КПД после и до модернизации,.

Nэо — электрическая мощность турбоагрегата до модернизации, мВт;

2) Тепловой баланс конденсатора.

Исходя из технических характеристик турбины ПТ-12 расход охлаждающей воды через конденсатор (пропускная способность) G_охл=2000 т/ч (555, 56 кг/с), следовательно часть расхода сетевой воды в количестве G_сет= G_сет^общ

— G_сет^К = 763,85 — 555,56 = 208,29 кг/с (749, 84 т/ч) необходимо пустить на СП ТФУ помимо конденсатора.

Из уравнения теплового баланса:

3) Условно разделим ТФУ на 2 группы и составим балансы сетевых подогревателей:

Расход пара на СП ТФУ до модернизации:

D_сп^р = G_сет^общ (i_пс— i _ос)/q=763,85(546,6−292,97)/0,99*2200= 88,95 кг/с (320,22 т/ч).

Сравнивая полученные результаты имеем сокращение расхода пара на СП ТФУ в количестве 88,95 — 86,27 = 2,68 кг/с (9,64 т/ч). Переведем полученную разницу на топливное соотношение используя формулу.

Bq=D₀(i_тфу— i_пв)/катп (X), где.

B — расход топлива на КА ТЭЦ, кг/с;

i_пв — энтальпия питательной воды, КДж/кг;

_ка,_тп — КПД КА ТЭЦ и коэффициент потерь тепла;

qудельная теплота сгорания топлива КДж/кг.

q1 =29 330 КДж/кг — для условного топлива;

q2 =30 700 КДж/кгдля мазута, используемого ТЭЦ.

Соответственно получим:

B1= 2,68 (2777−632,2)/ 0,92*0,98*29 330 = 0,217 кг у.т./с (0,783 т.у.т/ч).

B2=2,68 (2777−632,2)/ 0,92*0,98*39 700 = 0,161 кг н.т./с (0,578 т.н.т/ч).

Для годового промежутка времени:

B1 год = 0,783*24*365 =6854,92 т.у.т/год;

B2 год = 0,578*24*365 =5064,35 т.н.т/год.

4) Для сравнения величин годового потребления топлива на ТЭЦ рассмотрим работу турбины ПТ-12 на конденсационном режиме (с отключенными отборами).

Зная расход пара в «голову» турбины на этом режиме D₀^{к р} =58,5 т/ч, а также считая величины расходов пара на систему регенерации D пвд =8,96 т/ч и Dд =1,98т/ч (из предыдущих расчетов) неизменными, вычислим расход пара в конденсатор турбины:

D_к^{к р} = D₀^{к р} — Dпвд — Dд = 58,5 — 8,96 — 1,98 = 47,56 т/ч (13, 21 кг/с).

Тогда тепловой баланс конденсатора запишется в виде:

Тепловой баланс СП (1 группы):

D_сп1^р = G_сет^к (i_пс— i _ос')/q=555,56(546,6−348,12)/0,99*2200= 50,62 кг/с (182,26 т/ч).

D_сп2^р остается неизменным и равным 24,26 кг/с (87,32 т/ч).

Суммарно D_сп1^р + D_сп2^р = 50,62 +24,26 =74,88 кг/с (269,57 т/ч).

Следовательно, имеем сокращение расхода пара на СП ТФУ для конденсационного режима по сравнению с режимом до модернизации в количестве.

88,95−74,88=14, 07 кг/с (50,56 т/ч).

Переведем полученную разницу на топливное соотношение, используя формулу (x):

B1^{к р}= 14,07 (2777−632,2)/ 0,92*0,98*29 330 = 1,141 кг у.т./с (4,108 т.у.т/ч).

B2 ^{к р} =14,07 (2777−632,2)/ 0,92*0,98*39 700 = 0,843 кг н.т./с (3,035 т.н.т/ч).

Для годового промежутка времени:

B1_год ^{к р} = 4,108*24*365 =35 986,08 т.у.т/год;

B2_год ^{к р}= 3,035*24*365 =26 587,84 т.н.т/год.

Библиографический список

• 1. Выбор оборудования и расчет тепловой схемы ТЭЦ с турбинами типа ПТ и Р: учебное пособие к дипломному и курсовому проектированию. Сост. Шелудько Л. П., Ткачев О. А. Самара, 1997.
• 2. Методическое руководство по расчету принципиальной тепловой схемы энергоблока ТЭС. Сост. Денисов И. Н., Куйбышев, 1982.
• 3. Ривкин С. Л., Александров А. А. Термодинамические свойства воды и водяного пара. М: Энергоатомиздат, 1984.
• 4. Самойлович Г. С., Трояновский Б. М. Переменные и переходные режимы в паровых турбинах. М: Энергоиздат., 1982.
• 5. Кирюхин В. И., Тараненко Н. М. Паровые турбины малой мощности КТЗ. — М: Энергоиздат, 1985.