Введение. 
Проектирование промышленных теплоэнергетических систем

Система теплоснабжения открытая; температурный график 150/70; отношение тепловой нагрузки Q_гв к суммарной нагрузке составляет. Параметры пара перед турбинами на ТЭЦ и КЭС принять одинаковыми: Р₀ = 13 МПа, t₀ = 565єС, t_пв = 230єС, Р_к = 0,005 МПа, температура охлаждающей воды в конденсаторе t_КЭС = 10є С, t_ТЭС = 20є С. Остальные данные приведены в табл.1.

Таблица 1 — Исходные данные для разработки схемы отпуска теплоты.

теплота отопление водоснабжение подогреватель.

Разработка и расчёт схемы отпуска теплоты

По [3] для г. Казань определяем расчётную температуру наружного воздуха t_нр = -32 єС, начало и конец отопительного сезона соответствуют t_н = +8 єС, длительность отопительного периода составляет 240 суток.

Рассчитываем относительную отопительную и вентиляционную нагрузки для.

t_н = +8 єС.

(1).

где t_вр — расчётная температура воздуха внутри помещений, принимаемая по [4].

Рассчитываем отопительно-вентиляционную нагрузку для t_н = +8єС.

(2).

Рассчитываем тепловую нагрузку горячего водоснабжения для зимнего и летнего периода.

В тёплый период года несколько снижается расход теплоты на горячее водоснабжение за счёт увеличения температуры холодной воды, а также снижения потребления горячей воды в этот период по сравнению с отопительным периодом, что учитывается коэффициентом в = 0,8 [5].

(4).

где — температура холодной воды летом, °С, если неизвестна, принимается равной 15 °C [5];

— температура холодной воды зимой, °С; при отсутствии данных принимаем равной 5 °C [5].

5 Строим годовой график расхода теплоты на отопление, вентиляцию и горячее водоснабжение.

Поскольку системы централизованного теплоснабжения имеют разнообразную тепловую нагрузку, причём одни из них являются сезонными, а другие — круглосуточными, то необходимо иметь годовой график суммарной нагрузки.

Построение годового графика расхода теплоты (рисунок 1) производится по суммарному расходу теплоты потребителями в зависимости от температуры наружного воздуха и данных о длительности периодов с различными температурами в расчетном городе, от которых зависит длительность работы системы теплоснабжения с различными нагрузками и которые определяются из [3].

Таблица 3.1 — Число часов за отопительный период со среднесуточной температурой наружного воздуха.

Принимаем удельные расходы топлива на ТЭЦ и КЭС следующими.

г/(кВт•ч);

г/(кВт•ч);

г/(кВт•ч).

Рассчитываем условную температуру насыщения пара в теплофикационном отборе по формуле, єС.

(6).

где t_кт — температура питательной воды до регенеративного подогрева, °С; при Р_к = 0,005 МПа по [6]: t_кт = 32,9єС;

t_пв — температура питательной воды после регенеративного подогрева; зависит от параметров пара перед турбиной (t_пв = 230єС, задана);

n — число ступеней регенеративного подогрева (n = 8);

Дt — недогрев питательной воды до температуры насыщения греющего пара в регенеративных подогревателях (Дt = 5…8єС).

єС.

Рассчитываем оптимальное время работы системы с оптимальным теплофикационным отбором по уравнению.

где ц = 1 — коэффициент (значение принимаем);

= 6000 ч — число часов использования электрической мощности теплофикационных турбин (задано);

= 1,75 — удельный отпуск теплоты внешним потребителям (задано);

— удельная комбинированная выработка электроэнергии на внешнем и внутреннем теплопотреблении; может быть рассчитана по уравнению.

(8).

где — средняя температура подвода теплоты в цикле, К; определяется по Р₀ = 13 МПа и t₀ = 565єС с использованием таблицы 2[1];

— внутренний относительный КПД турбины (таблица 2[1]);

Т_т — средняя температура насыщения пара в условном теплофикационном отборе, К; рассчитывается по уравнению.

(9).

где, ф_о2, — соответственно температуры сетевой воды на входе в основной подогреватель и на выходе из него, єС;

Дt_н = 5,0єС — температура недогрева воды до температуры насыщения пара, єС;

n = 2 — число ступеней подогрева сетевой воды.

Для определения температуры сетевой воды на выходе из подогревателя необходимо предварительно задаться оптимальным коэффициентом теплофикации. Как показывают проведённые исследования, при работе КЭС, ТЭЦ и котельных на органическом топливе примерно одинаковой стоимости и при современных типоразмерах теплофикационных турбин оптимальное значение б_т при первой формулировке задачи лежит обычно в пределах 0,35ч0,7. Верхний предел относится к одинаковым начальным параметрам ТЭЦ и КЭС [2]. Принимаем = 0,55.

Предварительно находим температуру сетевой воды на выходе из подогревателя.

єС.(10).

Итак.

єС;

;

ч.

Из годового графика (рисунок 1) определяем для ф_m определяем МВт.

Рассчитываем коэффициент теплофикации :

.(11).

Полученный коэффициент теплофикации отличается от ранее принятого всего на 3,7%, поэтому его расчёт считаем законченным и ранее сосчитанные величины в уточнении не нуждаются.

Рассчитываем минимальную электрическую мощность ТЭЦ на базе комбинированной выработки электроэнергии:

МВт,(12).

где, ш_к — коэффициент выработки мощности за счёт вентиляционного пропуска пара в конденсатор, величину ш_к принимаем равной 1,05.

По значениям = 400 МВт и = 195 МВт, руководствуясь ГОСТ 3618–82 Турбины паровые стационарные [7], выбираем тип и количество теплофикационных турбин. Принимаем к установке две турбины Т-100/120−130−3 с номинальным теплофикационным отбором 204 МВт.

Для данной турбины разрабатываем схему приготовления горячей воды в системе теплоснабжения. Схема представлена на рисунке 2.

Рисунок 2 — Схема подготовки воды в системе теплофикации.

Рассчитываем расход подпиточной воды тепловой сети. Так как присоединение системы горячего водоснабжения осуществляется по открытой схеме, расчёт подпиточной воды определяется по выражению.

(13).

где G_ym — утечка воды из тепловой сети, кг/с;

G_гв — расход воды на горячее водоснабжение, кг/с.

Утечка воды (м³/ч) определяется для открытой системы по выражению.

кг/с,(14).

где V — объём воды, содержащийся в системе теплоснабжения и отнесённый к 1 МВт суммарной нагрузки, м³/МВт (для открытых систем V = 70 м³/МВт).

Расход воды на горячее водоснабжение для открытой системы определяется по уравнению, кг/с,.

кг/с,(15).

где Q_гв — тепловая нагрузка на горячее водоснабжение, МВт;

с — удельная массовая теплоёмкость воды, кДж/(кг•К);

t_г, — соответственно температура воды в системе горячего водоснабжения и холодной воды, єС (t_г = 65єС; = 5єС).

Итак, расход подпиточной воды будет кг/с.

Рассчитываем расход воды в системе теплоснабжения:

— на отопление и вентиляцию.

кг/с.(16).

— на горячее водоснабжение кг/с.

— суммарный расход кг/с.(17).

Рассчитываем температуру горячей воды в системе подготовки воды для тепловой сети:

• — температура воды после химводоподготовки принимается равной 30єС;
• — температура воды после деаэратора подпиточной воды принимается равной 65єС;
• — температура воды на входе в первую ступень подогрева воды

= 65єС;

— температура воды на выходе из второй ступени подогрева (на входе в пиковый водогрейный котёл) составляет (10).

єС.

Распределяем температурные напоры по ступеням поровну:

єС.(18).

Рассчитываем расход воды через сетевые подогреватели турбин:

кг/с.(19).

Определяем параметры пара, отбираемого из теплофикационных отборов турбин:

— из нижнего отбора (принимаем величину недогрева до температуры насыщения пара дt_н = 5єС):

єС.(20).

— из верхнего теплофикационного отбора:

єС.(21).

По полученным температурам из термодинамических таблиц воды и водяного пара по и находим давление пара в верхнем и нижнем отборах: P_н= 0,083 МПа, P_в= 0,19 МПа.

Строим в h-s диаграмме процесс расширения пара в турбине (рисунок 3).

Для начала откладываем точку с параметрами свежего пара поступающего в турбину (давление и температура принимается по характеристикам турбины, приложение А5[1]): P₀ = 12,75 МПа, t₀ = 555єС. По [6] находим энтальпию свежего пара: h₀ = 3485,275 кДж/кг.

Находим давление пара после редуцирования (дросселирования):

МПа.(22).

где — КПД дросселирования цилиндра высокого давления.

Процесс дросселирования пара происходит при h = const.

Далее для теоретического процесса расширения пара (S = const) определяем его энтальпию при давлении P₃ = 1,22 МПа:

кДж/кг;

кДж/кг.(23).

Для действительного процесса расширения пара.

кДж/кг.(24).

где — внутренний относительный КПД цилиндра высокого давления турбины.

кДж/кг.

Итак, для давления пара P₃ = 1,22 МПа соответствует энтальпия h₃ = 2975,81 кДж/кг.

Аналогично проводим расчёт для цилиндров среднего и низкого давления.

МПа;

кДж/кг при P_I = 0,2 МПа;

кДж/кг;

кДж/кг;

кДж/кг;

МПа;

кДж/кг при P_к = 0,005 МПа;

кДж/кг;

кДж/кг;

кДж/кг.

Строим процесс расширения пара в турбине и определяем параметры регенеративных отборов:

кДж/кг при P₁ = 3,32 МПа;

кДж/кг при P₂ = 2,28 МПа;

кДж/кг при P₃ = 1,22 МПа;

кДж/кг при P₄ = 0,57 МПа;

кДж/кг при P₅ = 0,29 МПа;

кДж/кг при P₆ = 0,1 МПа;

кДж/кг при P₇ = 0,04 МПа.

Находим энтальпии пара отбираемого на сетевые подогреватели:

кДж/кг при P_II = 0,19 МПа;

кДж/кг при P_I = 0,083 МПа.

Рисунок 3 — Процесс расширения пара в турбине.

Находим расходы пара на нижний и верхний сетевые подогреватели. Параметры элементов тепловой схемы принимаем по приложениям.

кг/с.

кг/с.

Рассчитываем мощности пиковых водогрейных котлов.

МВт.(27).

По нагрузке Q_ПВК = 337,5 МВт выбираем три котла типа КВ-ГМ-100 с суммарной телопроизводительностью 348 МВт.

В тепловую схему турбины входит два сетевых подогревателя для нижней и верхней ступеней подогрева типа ПСГ-2300−3-8-I с расчётным расходом воды 1250 кг/с, с площадью поверхности нагрева F = 2300 м² [2]. Трубки теплообменника имеют диаметр d_н/d_вн = 28/25 мм; длина трубок l = 6 м.

По ГОСТ 16 860–71 [8] выбираем деаэраторы подпиточной воды (по расходу подпиточной воды) — вакуумные, типа ДСВ-300 (три деаэратора).