Оценка эффективности работы на частичных нагрузках турбоустановки Т-180/210-130 энергоблока со скользящим давлением

Актуальность выпускной квалификационной работы связана с тем, что при частичных нагрузках экономичность оборудования, в том числе энергоблока, значительно снижается, что определяется в основном особенностями работы турбинных установок и связано с увеличением потерь на дросселирование пара в органах парораспределения турбины, а также снижением внутреннего относительного КПД проточной части, прежде всего, регулирующей и последних ступеней. Учитывая это, актуальной задачей становится поиск повышения эффективности и экономичности работы оборудования на частичных нагрузках.

Для повышения эффективности действующих тепловых электростанций практически не пригодны такие традиционные пути, как повышение начальных параметров и увеличение ступеней перегрева пара, увеличение единичной мощности агрегатов и т. п. В качестве основного направления работ по повышению эффективности ТЭС принято совершенствование тепловых схем и режимов работы оборудования.

Степень разработанности темы исследования достаточно высока при принятых при выполнении работы условиях. В области повышения эффективности энергостанций рассмотрены труды следующих авторов: Аминов Р.З., Аракелян Э.К., Бажанов К.В., Бойко Е.А., Гнуни Т.С., Доверман Г.И., Кузнецов М.С., Ларионов В.С., Оганесян А.О., Пикина Г.А., Прокопенко А.Г., Рыжкин В.Я., Сахаров В.К., Суворов Д. М., Турхний А.Д., Хуршудян С.Р., Щегляев А.В.

Объектом проектной разработки в данной выпускной квалификационной работе является энергоблок №14 (Т-180/210-130) тепловой электростанции.

Предметом работы является мероприятия по увеличению эффективности работы энергоблока ТЭС.

Целью выпускной квалификационной работы является технико-экономическая оценка эффективности работы на частичных нагрузках турбоустановки Т-180/210-130 энергоблока со скользящим давлением в деаэраторе, разработка предложения по установке питательного насоса «дополнительного резерва».

В выпускной квалификационной работе были поставлены следующие задачи:

1. теоретический анализ направлений повышения эффективности и экономичности тепловых электростанций;

2. исследование и сравнительный анализ эффективности работы энергоблока с турбиной Т-180/210-130 на частичных нагрузках;

3. повышение эффективности работы ТЭС методом выбора дополнительного питательного насоса;

4. обоснование экономической и экологической эффективности предлагаемого проекта.

Теоретическая и научная новизна выпускной квалификационной работы заключается в том, что определены методические основы выбора оптимальных параметров технологической схемы и режимов работы конкретного энергоблока ТЭС при частичных нагрузках. Теоретическая значимость работы состоит в сформулированных основах повышения эффективности работы энергоблока ТЭС; в предложенных методиках определения оптимального режима работы энергоблока, основанных на математических моделях и алгоритмах расчета параметров и критериев эффективности работы установок.Практическая значимость работы определяется разработкой системыпитательного насоса «дополнительного резерва» с применением методик определения эффективности.

Теоретической основой данной работы являются труды отечественных и зарубежных ученных в области теплоэнергетики, физики и химии горения, инженерии теплоэлектростанций.

Методология и методы исследования, применяемые в выпускной квалификационной работе, включают в себя общенаучные теоретические методы исследования, в том числе: анализ, синтез, абстрагирование, моделирование, системный анализ.

В структуре данной работы можно выделить: введение, три главы основного содержания, заключение, список литературы и приложения. К работе приложен ряд графических материалов на двух листах.

ГЛАВА 1. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИИ ЧАСТИЧНЫХ НАГРУЗОК

1.1. Основные направления повышения экономичности ТЭС

В течение длительного времени принципиальная структура тепловой схемы паротурбинной установки как в нашей стране, так и за рубежом изменялась несущественно. В последний период обозначилось стремление использовать все возможности для существенного повышения экономичности энергоблоков, что привело к изменениям и тепловой схемы. На угольных энергоблоках мощностью 550 МВт на немецких ТЭС Штаудлентер и 750 МВт ТЭС Бексбах-II КПД нетто составляет соответственно 43 и 46,3%. На ТЭС Бексбах I, построенной в 80-х годах, он был равен 39 % [12].

Наименее затратным, и потому наиболее приемлемым путем повышения экономичности ТЭС и ТЭЦ России, является переход на эксплуатацию турбоустановок с учетом особенностей их состояния и условий работы. Для реализации такого подхода необходимо разработать новые правила эксплуатации турбоустановок, учитывающие реальное состояние и условия работы конкретной турбоустановки.

Анализ [9] показывает, что увеличение КПД достигнуто благодаря проведению следующих мероприятий:

- повышению параметров пара до 25 МПа и 575/595 °С (примерно на 2 %);

- увеличению температуры питательной воды до 300 °С (на 0,7 %);

- снижению давления в конденсаторе в результате совершенствования конструкции и поддержанию его в чистоте (на 0,7 %);

- использованию тепла дымовых газов (на 0,6 %);

- совершенствованию турбины, вспомогательного оборудования и тепловой схемы (на 2,4 %).

В связи с совершенствованием тепловой схемы расчетная доля повышения КПД составляет 1,2 – 1,3 %. Это обусловлено увеличением числа ступеней подогрева питательной воды до 9 – 10 и числа сливных насосов до 2 – 3, повышением давления в деаэраторе до 1 МПа, а на одной из электростанций даже до 2,2 МПа, снижением недогрева воды в регенеративных подогревателях ПНД и ПВД до 1 – 2 °С и уменьшением гидравлического сопротивления паропроводов отборного пара до 1 – 2 % давления в отборе.

Каждая турбоустановка в зависимости от ее технического состояния, электрической (и тепловой для ТЭЦ) нагрузки и температуры охлаждающей воды имеет максимальную эффективность при вполне определенных значениях параметров свежего и вторичного пара и при определенном расходе охлаждающей воды на конденсатор. Чтобы обеспечить максимальную экономичность турбоустановки в реальных условиях эксплуатации, каждый из этих параметров должен поддерживаться на оптимальном уровне. Для этого, прежде всего, необходимо определять действительные значения основных режимных параметров турбоустановки с высокой точностью, что резко повышает требования к классу точности измерительных приборов и к правильности установки измерительных средств. Поэтому одной из первоочередных задач является оснащение действующих турбоустановок современными измерительными средствами [10].

Принцип, применяемый в настоящее время при эксплуатации паротурбинных установок как на ТЭС, так и на ТЭЦ состоит в следующем - чем выше параметры свежего пара и промежуточного перегрева и чем ниже давление в конденсаторе, тем лучше. Такой подход является общепринятым при эксплуатации как конденсационных, так и теплофикационных турбоустановок. При эксплуатации конденсационных турбин, поддержание температуры промежуточного перегрева на максимально допустимом уровне в основном связывают с необходимостью недопущения увеличения влажности отработавшего пара из-за опасности эрозионного разрушения рабочих лопаток последних ступеней турбины. Имеется целый ряд работ[14,c.82], в которых показано, что интенсивность эрозионного износа последних ступеней турбин определяется в основном концентрацией крупнодисперсной влаги в паровом потоке и режимом работы турбины [38,c.7] и мало зависит от суммарной влажности пара [25,c.20].

Эти мероприятия в той или иной степени могут быть использованы и в отечественной энергетике после соответствующих технико-экономических обоснований с учетом конкретных условий. Неперспективной представляется только тенденция повышения давления в деаэраторе из-за усложнения схемы и практической невозможности создания абсолютно надежной защиты от переполнения и подпрессовки деаэратора, а значит возникновения потенциальной опасности крупномасштабной аварии. Реализация же расчетного повышения экономичности на 0,1 – 0,2 % весьма проблематична.

При частичных нагрузках экономичность энергоблоков снижается из-за уменьшения абсолютного электрического КПД турбинной установки. Во всем регулировочном диапазоне нагрузок КПД котлоагрегатов меняется незначительно (в пределах одного процента) и лишь в небольшой степени сказывается на экономичности энергоблока. Причины снижения КПД турбоустановки - рост потерь на дросселирование пара в прикрытых регулирующих клапанах турбины; снижение относительного внутреннего КПД регулирующей ступени ЧВД и последних ступеней турбины [31].

Применение скользящего начального давления (СНД) является основным способом повышения экономичности блоков при малых нагрузках. Метод основан на пропорциональной зависимости расхода пара через турбину с открытыми клапанами от начального давления пара. В.Д. Кирпичников предложил этот метод в 30-е годы, как возможный способ регулирования нагрузки. Как известно, ТЭС с установками с промежуточным перегревом пара имеют блочную компоновку, что также благоприятно с точки зрения применения СНД. Для неблочных станций, когда котлоагрегаты работают на общую магистраль, СНД может применяться как в случаи выделения отдельных блоков турбина-генератор, так и в целом для всей станции. В последнем случае появляется возможность отключения части питательных насосов и снижения расхода энергии на собственные нужды. Повышение экономичности работы турбинных установок при СНД происходит за счет увеличения внутреннего относительного КПД. Это обусловлено отсутствием потерь на дросселирование в регулирующих клапанах. Также при СНД пара достигается уменьшение затрат на привод питательного насоса.

Продолжаются работы [21] по совершенствованию вспомогательного оборудования. Так, в целях повышения тепловой экономичности ТЭС получают применение наряду с поверхностными контактные подогреватели низкого давления, испарительные установки мгновенного вскипания, новые типы деаэраторов, применяется турбопривод не только питательных насосов, но и воздуходувок. Больше внимания уделяется выбору и расчету пароводяных магистралей, являющихся основными связующими элементами ТЭС /4/. Расчет тепловой схемы, включающий в себя и расчет системы регенерации, позволяет установить показатели тепловой экономичности станции и отдельных установок, а также расходы пара и воды. По данным этого расчета уточняют технические характеристики оборудования.

При расчете тепловой схемы следует руководствоваться принципом сокращения необратимых потерь во всех элементах. Критерием оптимизации во всех случаях является минимум приведенных затрат.

Не остается без внимания совершенствование режимов работы ПТУ ТЭС [30]. Особое влияние на тепловую экономичность турбоустановки оказывает режим работы системы регенерации. Регенеративные подогреватели подключены к камерам нерегулируемых отборов пара из турбины, давление в которых меняется при изменении режима работы турбины. Этим фактором, а также изменением расхода проходящей через подогреватели питательной воды определяются изменения условий работы системы регенеративного подогрева питательной воды (РППВ) и ее влияние на характеристики турбоустановки в целом. С уменьшением мощности турбины давление в камерах регенеративных отборов понижается. Соответственно этому уменьшается температура подогрева питательной воды и доля теплоты, подведенной к рабочему телу в системе РППВ. Одновременное уменьшение расхода питательной воды и общего подогрева ее в системе РППВ приводит к тому, что доля пара, отбираемого в регенеративные подогреватели, сокращается. В то же время в связи со снижением давления в разных точках проточной части турбины уменьшаются недоиспользованные перепады энтальпий от камер отбора до выхлопного патрубка. Совокупность отмеченных факторов приводит к тому, что при снижении нагрузки уменьшается доля мощности, недовыработанной паром регенеративных отборов.

Для смягчения этого явления, обусловленное понижением температуры подогрева питательной воды, организовывают на частичных нагрузках дополнительный отбор пара повышенного давления, а так же изменение режима работы деаэратора.

Рассмотрим отечественные и зарубежные патентные решения по данной теме.Патентный поиск направлен на определение технического уровня и тенденции развития частичных режимов работы оборудования, в том числе энергоблоков ТЭС.

В качестве информационной базы были использованы патентные информационные базы следующих электронных ресурсов: www1.fips.ru [41] и www.freepatent.ru [40].

Результаты патентного поиска показали, что в отдельных работах предложены некоторые способы повышения экономичности режимов работы теплофикационных энергоблоков, направленные на частичную загруженность путем изменения режима работы систем регенерации и нагрева сетевой воды, а также на совершенствование способов регулирования режима работы питательных насосов.

В патенте № 2164605 в пиковых режимах тепловой нагрузки осуществляют дополнительный нагрев сетевой воды за счет использования тепловой мощности пиковых водогрейных котлов.

В патенте № 99102513 для повышения надежности, точности и упрощения процесса управления питательными насосами перед пуском каждого насоса закрывают задвижки на их выходе идущим к общему коллектору и на деаэратор, включают электродвигатель привода насоса и постепенно открывают задвижку на трубопроводе идущим к деаэратору, в реальном масштабе времени измеряют перепад давления на насосе, измеряют мощность потребляемую электродвигателем привода насоса из сети и вычисляют мощность действующую на валу насоса, вычисляют расходный коэффициент, вычисляют производительность насосной установки и когда эта производительность будет равна заданной открывают задвижку идущую на общий коллектор и закрывают задвижку на линии идущей к деаэратору.

Также интересен опыт маневрирования мощности энергоблока ядерного энергоблока № 2308103 путем регулирования работы реактора в соответствии с изменениями только в нагрузке двигателя. Способ маневра мощностью ядерного энергоблока с газотурбинным энергопреобразователем включает согласованное изменение мощности ядерного реактора и наполнения второго контура газом при неизменных температурах в ядерном реакторе и сохранении экономичности ядерного энергоблока в диапазоне нагрузок.

Анализ проведенного патентного поиска показал целесообразность разработки в настоящей выпускной квалификационной работе следующих способов повышения экономичности режимов работы энергоблока ТЭС-180 путем частичной нагрузки энергоблока:

- изменение мощности способом изменения нагрузки деаэратора в тепловой схеме;

- повышение эффективности использования резервных питательных насосов на частичных режимах работы энергоблоков;

совершенствование способов регулирования подачи питательных насосов и систем автоматического управления ими на частичных нагрузках.

1.2. Анализ применения технологии частичных нагрузок

Как показывает опыт эксплуатации магистральных газопроводов, режимы их работы, несмотря на наличие в целом ряде станций подземного хранения газа и буферных его потребителей, как правило, характеризуется неравномерностью подачи газа в течение года и из года в год. В зимнее время газопроводы, как правило, работают в режиме максимальной подачи газа, а в летнее время, когда потребление газа несколько снижается, снижается и загрузка компрессорных станций и отдельных ГПА на КС. Эта особенность режимов работы магистральных газопроводов и, как следствие, компрессорных станций в той или иной степени характерна для всей газотранспортной системы страны[18].

В связи с этим, оборудование и обвязка компрессорных станций приспособлены к обеспечению переменного режима работы газопроводов. Сезонные колебания в подаче газа через компрессорную станцию обычно регулируются включением и отключением работающих агрегатов, в ряде случаев отключением и самих компрессорных станций. Колебания газа в пределах суток или дней недели обычно регулируются изменением частоты вращения силовой турбины при использовании газотурбинных установок.

Изменение мощности и КПД газотурбинной установки в процессе изменения внешней нагрузки является следствием сложного взаимодействия осевого компрессора, газовой турбины, камеры сгорания и центробежного нагнетателя природных газов. Как и во всех тепловых двигателях, регулирование мощности и экономичности газотурбинных установок на частичных нагрузках может быть осуществлено тремя основными путями: количественно – путем изменения расхода рабочего тела, качественно – путем изменения термодинамических параметров цикла ГТУ и, наконец, смешанным путем, сочетающим в себе элементы количественного и качественного регулирования [24,c.311].

При эксплуатации оборудования (энергоблоков) на частичных нагрузках, особую роль в выборе технологии режима играет конструктивное решение системы парораспределения турбины.

В настоящее время в теплоэнергетике на современных турбинах используется либо сопловое парораспределение, либо дроссельное.

При использовании соплового парораспределения могут быть реализованы следующие технологические способы (режимы) регулирования (рис. 1.1).

Рис. 1. 1. - Технологические способы регулирования [27]

При использовании указанных способов регулирования можно рассматривать их эффективность с нескольких точек зрения:

- тепловая экономичность режима;

- надежность длительной эксплуатации;

- простота и удобство реализации.

Использование скользящего давления возможно при блочной компоновке оборудования. В этом случае начальное давление понижается за счет уменьшения расхода питательной воды и регулирования его насосом. При этом начальная температура остается постоянной, а регулирующие клапаны остаются в открытом положении.

Процесс расширения пара в регулирующей ступени и регулировании при постоянном и скользящем давлении представлен (дроссельное парораспределение) на рис. 1.2. При этом процесс расширения при Р₀= const идет по линии hо, а при Р₀=var по линии tо=const.

При Р₀=var начальная энтальпия даже возрастает, температурное состояние регулирующей ступени, всей проточной части и температура пара на выходе из ЦВД остается более высокой так как отсутствует процесс дросселирования.

Рис. 1.2 - Процесс расширения пара при скользящих параметрах[15]

Из рис. 1.2. видно, что температурное состояние регулирующей ступени практически не меняется во всем диапазоне изменения нагрузки, поэтому надежность этого режима для турбоагрегата выше.

Работа на частичных нагрузках при постоянном давлении может быть использована как для дроссельного так и для соплового парораспределения.

Недостатком такой работы, как говорилось выше, является существенное снижение экономичности при дросселировании в регулирующих клапанах, а также захолаживания проточной части турбины в районе регулирующей ступени в ЦВД вследствие дросселирования и сопровождающего этот процесс снижения температуры пара (рис.1.3).

$..\..\ILIN\METOD\SEM2LEC\RISUN\03\3_2.BMP$

Рис. 1.3. - Циклы ПТУ для различных режимов при постоянном и скользящем начальном давлении пара [26]

При скользящем давлении с изменением режима меняется также цикл ПТУ (рис.1.3). При номинальном режиме на Ts-диаграмме он изображается контуром a₀b₀c₀d₀e₀, а при частичном – a₀bcde. Удаление параметров цикла от оптимальных по мере снижения нагрузки определяет понижение термического к.п.д. цикла h_t при скользящем давлении. Однако это понижение оказывается менее интенсивным, чем для установки с дроссельным парораспределением при постоянном давлении. Это объясняется тем, что процесс дросселирования пара в регулирующих в регулирующих клапанах турбины d₀d₁ сопровождается понижением температуры пара перед турбиной. Поскольку с термодинамической точки зрения эффективность цикла определяется достигаемыми перед турбиной параметрами пара и не зависит от линии подвода теплоты, полученный цикл a₀b₀c₀d₁e₁ эквивалентен циклу a₀bcd₁e₁ Последний же практически совпадает с циклом скользящего давления по давлению перед турбиной, но отличается от него меньшей температурой. Вследствие отмеченного скользящее давление по термическому к.п.д. цикла при частичных нагрузках превосходит постоянное, сочетаемое с дроссельным парораспределением.

Заметим, что этот термодинамический выигрыш, определяемый параметрами пара перед турбиной и в конденсаторе, не зависит от того, каким путем достигается скользящее давление: изменением угловой скорости питательного насоса или дросселированием рабочей среды в питательных клапанах котла либо в специальных задвижках, встроенных в пароводяной тракт. Из этого следует, что термодинамический выигрыш от применения скользящего давления вместо дроссельного парораспределения при постоянном давлении обусловлен не самим по себе устранением дросселирования рабочего тела, а непостоянством удельной теплоемкости пара C_p, вследствие чего при дросселировании свежего пара понижается его температура.

При использовании водяного пара этот выигрыш тем больше, чем круче изотермы на is-диаграмме, т. е. возрастает с повышением номинального давления свежего пара.

На энергоблоках с промперегревом это приводит к тому, что более высокая температура пара остается за ЦВД в целом, что позволяет легче регулировать температуру пара промперегрева. При работе котла на сниженной нагрузке и скользящих параметрах происходит смещение зоны начала парообразования. В результате чего она может сместиться из конвективной зоны в нижнюю радиационную часть топочной камеры, что неблагоприятно сказывается на надежности работы поверхностей нагрева.

Значительный выигрыш в эффективности использования скользящего давления даст и снижение собственных нужд питательного насоса.

На рис. 1.4. приведена зависимость изменения мощности потребляемой питательным насосом блока мощностью 300 МВт при изменении нагрузки и работой с различными способами регулирования.

Рис. 1.4. - Зависимость мощности турбопривода питательного насоса от мощности турбогенератора [28]

Пояснения: 1 – располагаемая мощность турбопривода при питании деаэратора от IV отбора турбины; 2 – то же при питании деаэратора от III отбора турбины; 3 – то же при питании деаэратора от постороннего источника пара; 4 – требуемая мощность турбопривода при работе блока на двух корпусах котла при номинальном давлении свежего пара; 5 – то же при скользящем давлении свежего пара.

Как видно из рисунка использование скользящего давления позволяет снизить мощность привода питательного насоса при разгружении до 50% более чем на один МВт.

КПД паротурбинной установки h_б, ли обратная ему величина – удельный расход теплоты q_б не учитывают затрат энергии на собственные нужды установки. С учетом этих затрат КПД установки нетто h и удельный расход теплоты нетто q могут быть определены по формуле:

, (1.1)

где Q – количество теплоты, подводимой к рабочему телу в котле для получения пара, идущего как на выработку электрической энергии, так и на обеспечение собственных нужд установки;

N_э – полезная мощность, отдаваемая в электрическую сеть.

Существенная часть затрат энергии на собственные нужды ПТУ приходится на привод питательного насоса. С ростом начального давления пара удельная мощность питательного насоса возрастает и для мощных энергоблоков на сверхкритические параметры пара превышает 4%. В таких условиях выбор той или иной подпрограммы регулирования питательного насоса может оказать заметное влияние на тепловую экономичность всего блока, особенно при его работе со скользящим давлением.

Мощность, развиваемую насосом можно определить из выражения:

, (1.2)

Как отмечалось выше, реализация скользящего давления возможна как изменением угловой скорости питательного насоса при отсутствии дросселирования по всему пароводяному тракту, так и дросселированием рабочего тела в питательном клапане или в специальных клапанах, встроенных в тракт котла при нерегулируемом насосе. Удельный расход теплоты брутто во всех этих случаях практически одинаков. Однако возможность сокращения затрат мощности на привод питательного насоса делает наиболее эффективной первую из указанных подпрограмм.

Это связано с изменением характеристик сети, на которую работает насос.

Давление, которое должен при любом режиме работы блока обеспечить питательный насос, p_н=р₀+Dр+Dр_кл, где р₀ – давление пара перед стопорными клапанами турбины, определяемое программой регулирования блока; Dр – гидравлическое сопротивление пароводяного тракта, содержащего, кроме котла, также подогреватели высокого давления и главный паропровод; Dр_кл – потери давления в регулирующих питательных клапанах (РПК) котла, определяемые степенью их открытия. Она устанавливается регулятором питания котла.

Гидравлическое сопротивление каждого участка пароводяного тракта пропорционально rv², где v – скорость рабочего тела; r– плотность. При постоянном давлении, когда плотности воды и пара изменяются незначительно, гидравлические потери Dр можно считать пропорциональными квадрату расхода пара.

Характеристика сети определяется кривой 1 на рис. 1.5. При скользящем давлении гидравлическое сопротивление водяной части тракта меняется в зависимости от режима примерно также. Сопротивление же парового тракта при равных расходах оказывается большим, чем при постоянном давлении, ввиду больших скоростей пара. Таким образом, суммарное гидравлическое сопротивление пароводяного тракта при скользящем давлении больше, чем при постоянном. Однако понижение давления перед турбиной , во много раз превосходящее прирост гидравлического сопротивления, определяет общее уменьшение требуемого давления за насосом при скользящем давлении (кривая 2) и возможность сокращения в следствие этого затрат мощности на привод питательного насоса.

Поскольку рабочая точка насоса определяется пересечением его характеристики 3 с характеристикой сети (точка А при номинальном расходе G₀), для перехода к частичному расходу G требуется смещение характеристики насоса при постоянном и скользящем давлении соответственно в положения 4 и 5 с тем, чтобы они пересекались с характеристиками сети 1 и 2 в точках С и С₁. Такое смещение характеристики насоса, достигаемое понижением его угловой скорости, позволяет точно реализовать закон изменения р_н за насосом, определяемый характеристикой сети. При скользящем давлении требуется большой диапазон изменения угловой скорости, что должно учитываться при проектировании насоса и его привода.

$..\..\ILIN\METOD\SEM2LEC\RISUN\03\3_7.BMP$

Рис. 1.5. - Характеристики питательного насоса и сети [24]

Пояснения: 1 – характеристика сети при постоянном давлении; 2 – то же при скользящем давлении; 3 – характеристика нерегулируемого питательного насоса; 4, 5 – характеристики насоса при различных угловых скоростях; 6 – характеристика одного нерегулируемого насоса при параллельной работе двух насосов.

Недостатком использования скользящего давления является снижение мобильности блока. В этом случае мобильность блока целиком определяется мобильностью котла, инерция которого весьма значительна и измеряется минутами. Поэтому энергоблоки, которые эксплуатируются на скользящем давлении не могут участвовать в регулировании частоты сети, когда изменение мощности требуется в течение нескольких секунд.

1.3. Описание оборудования энергоблока рассматриваемой ТЭС

По виду генерируемой и отпускаемой энергии тепловые электростанции разделяют на два основных типа:конденсационные электрические станции (КЭС или ГРЭС — государственные районные электрические станции), предназначенные только для производства электроэнергии и теплофикационные электрические станции, или теплоэлектроцентрали (ТЭЦ), предназначенные для комбинированной выработки электроэнергии и теплоты в виде пара и горячей воды для производства и отопления.

Конденсационные электрические станции (КЭС), работающие на органическом топливе выгодно строить вблизи мест добычи топлива.По типу тепловой схемы тепловые электростанции подразделяются на блочные и неблочные.При блочной схеме все основное и вспомогательное оборудование различных паротурбинных установок в составе станции не имеет технологических связей между собой, и каждый котел питает паром свою турбину. Общими являются лишь вспомогательные трубопроводы, служащие для пусковых операций, подвода добавочной воды и других целей.

На КЭС в СССР устанавливались моноблоки 150 и 200 МВт с параметрами пара перед турбиной 13 МПа, 540 °С; 300, 500 и 800 МВт с параметрами пара 24 МПа, 540 °С. Наиболее мощный в мире одновальный турбоагрегат 1200 МВт с параметрами пара 24 МПа, 540 °С установлен в СССР (на Костромской ГРЭС).

На ТЭЦ работают теплофикационные турбины типа Т, которые обычно имеют два (реже один) регулируемых отбора, где поддерживается заданное давление пара.

Турбина типа Т (рис. 1.6) спроектирована так, чтобы в период максимальной тепловой нагрузки она работала с более высоким, чем у конденсационных турбин, давлением в конденсаторе — на ухудшенном вакууме. В этих режимах ступени части низкого давления мощности не вырабатывают.

Рис. 1.6. - Теплофикационная турбина [33]

Очень важную функцию в схеме паротурбинной установки выполняет деаэратор (рис. 1.6). Для обеспечения деаэрации и нагрева воды в термических деаэраторах используется пар или перегретая вода.

Наибольшее значение для высокоэффективной работы электростанций имеют деаэраторы повышенного давления (есть еще вакуумные и атмосферные деаэраторы), входящие в состав тепловой схемы паротурбинной установки и выполняющие три основные функции:

- деаэрации конденсата, поступающего из ПНД;

- повышения температуры конденсата до температуры насыщения, соответствующей давлению в деаэраторе;

- создания запаса питательной воды для парогенераторов.

Рис. 1.7. - Деаэраторная установка на ТЭС [33]

Объектом проектной разработки в данной выпускной квалификационной работе является энергоблок №14 (Т-180/210-130) тепловой электростанции Филиала ОАО «ОГК-2» - Сургутская ГРЭС-1, г. Сургут, Ханты-Мансийский автономный округ-Югра, п. Кедровый, сданный в эксплуатацию в декабре 2014 года.

Рассматриваемый энергоблок включает в себя котлоагрегат типа ТПГЕ-215 паропроизводительностью 670 т/ч и турбоагрегат Т-180/210-130-1 с параметрами свежего пара Р₀=13 МПа, t₀=540 ⁰С, с промперегревом пара при Р_пп= 2,77 МПа до t_пп= 540 ⁰С.

Котлоагрегат рассчитан на следующие параметры (таблица 1.1).

Таблица 1.1 - Параметры котлоагрегата [19]

Параметры	Значение
1	2
- номинальная паропроизводительность по первичному пару, т/ч	670
- рабочее давление в барабане, МПа	16
- давление острого пара, МПа	14
- температура острого пара, ⁰С	545
- расход вторичного пара, т/ч	575
- давление вторичного пара на входе в котёл, МПа	2,77
- тоже на выходе из котла, МПа	2,46
- температура вторичного пара на входе в котел, ⁰С	333
- температура вторичного пара на выходе из котла, ⁰С	545
- температура питательной воды, ⁰С	248
- расход топлива, т/ч	81,5

Основным топливом для котла является природный газ, резервное топливо - мазут.

Подача питательной воды на блок осуществляется двумя питательными насосами типа ПЭ-580-185-3. Питательная вода поступает из бака – аккумулятора деаэратора. Из насоса питательная вода под давлением 18,24 МПа, через ПВД, направляется в котёл.

Технические показатели насосного агрегата представлены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 – Параметры насосного агрегата [19]

Параметры	Значение
1	2
- подача, м³/ч	580
- давление на входе в насос, МПа	0,7
- давление на входе максимальное, МПа	0,98
- давление на выходе из насоса, МПа	18,8
- предельное давление насоса, МПа	22,5
- мощность, кВт	3705
- КПД, %	78,5
- температура на входе в насос, ⁰С	165
- скорость вращения, об/мин	2985
- число ступеней, шт.	11

Котёл работает в блоке с турбиной Т-180/210-130-1 ЛМЗ, предназначенной для комбинированной выработки тепловой и электрической энергии, и генератором ТГВ-200-2 МУЗ.

Паровая турбина Т-180/210-130 представляет собой одновальный трехцилиндровый агрегат с промежуточным перегревом пара и двумя регулируемыми теплофикационными отборами (верхним и нижним) для ступенчатого подогрева сетевой воды и предназначено для непосредственного привода генератора типа ТГВ-200 МУЗ мощностью 200 МВт.

Турбина имеет 7 нерегулируемых отборов, предназначенных для подогрева питательной воды в подогревателях низкого давления, деаэраторе, подогревателях высокого давления.

Технические данные турбины представлены в таблице 1.3.

Таблица 1.3 - Технические данные турбины [19]

Показатель	Значение
1	2
Номинальная мощность, МВт	180
Частота вращения роторов, об/мин.	3000
Номинальная тепловая нагрузка, Гкал/час.	260
Максимальная мощность, МВт.	210
Номинальные параметры свежего пара перед стопорными клапанами:
давление, кгс/см²;	130
температура, ⁰С;	540

Отопительные отборы имеют следующие пределы регулирования избыточного давления: верхний - 0,4 ÷ 1,0 кгс/см², нижний - 0,5 ÷ 0,5. Регулирование давления в отопительных отборах осуществляется регулятором:

- в верхнем - при включенных двух отопительных отборах;

- в нижнем - при включенном одном отопительном отборе.

Допускается нагрев сетевой воды в одном ПСГ-1.Подогрев сетевой воды только в ПСГ-2, при отключенном ПСГ-1 не допускается.Расход сетевой воды через ПСГ-1 и ПСГ-2 должен быть одинаков. Температура сетевой воды на входе в ПСГ-1 не должна быть ниже 30⁰С и выше 70 ⁰С, но должна быть не ниже температуры воды, охлаждающей конденсатор.

Нагрев сетевой воды в сетевых подогревателях не должен превышать 50 ⁰С, во избежание нарушения вальцовки трубок в трубных досках ПСГ.

Максимальная тепловая нагрузка верхнего теплофикационного отбора составляет 147 Гкал/час (расход пара 260 т/час), при этом избыточное давление в отборе равно - 0,2 кгс/см².

На режимах работы турбины с одним нижним теплофикационным отбором максимальная тепловая нагрузка ПСГ-1 составляет 245 Гкал/ч (расход пара 450 т/час), при этом избыточное давление в отборе равно 0 кгс/см².

Номинальная суммарная тепловая нагрузка отопительных отборов равная 260 Гкал\час обеспечивается при номинальных параметрах свежего пара, расходе охлаждающей воды через конденсатор с ее расчетной температурой на входе в количестве не менее 11000 м³/час, полностью включенной регенерации, количестве питательной воды, подогреваемой в подогревателях высокого давления, равном 100% расхода пара на турбину, работе турбоустановки по схеме предприятия-изготовителя со ступенчатым подогревом сетевой воды в сетевых подогревателях при полном использовании пропускной способности турбины и минимальном пропуске пара в конденсатор.

Мощность турбины при этом зависит от температуры подогрева сетевой воды и составляет:

- 185 МВт при подогреве от 41 до 85⁰С;

- 180 МВт при подогреве от 51 до 95⁰С;

- 177 МВт при подогреве от 61 до 105⁰С.

Максимальная расчетная температура сетевой воды при расходе свежего пара 670 т/час, на выходе из подогревателя сетевой воды верхнего отопительного отбора (ПСГ-2) составляет примерно 118⁰С.

При частичных отопительных нагрузках, в зависимости от ее величины, максимальная мощность турбины составляет от 180 до 210 МВт.

При отключении подогревателей высокого давления, номинальных параметрах пара, расход пара на турбину снижается на 100 т/ч. При этом мощность при номинальных условиях теплофикационного режима не должна превышать 170 МВт и при конденсационном режиме 200 МВт. Избыточное давление в камере регулирующей ступени при теплофикационном и конденсационном режимах не должна быть более 80 кгс/см².

При отключении подогревателей низкого давления мощность на конденсационном режиме при номинальных условиях не должна превышать 195 МВт, на теплофикационном режиме - 165 МВт. Избыточное давление в камере регулирующей ступени при теплофикационном и конденсационном режимах не должна быть более 86 кгс/см².

При полностью отключенной регенерации мощность турбины при номинальных условиях не должна превышать 185 МВт, на теплофикационном режиме - 155 МВт. Избыточное давление в камере регулирующей ступени при теплофикационном и конденсационном режимах не должна быть более 72 кгс/см².

Насосная группа теплофикационной установки состоит из 6-ти сетевых насосов СЭ-1250-70 и СЭ-5000-70 первого подъема и 9-ти насосов СЭ-2500-180 и СЭ-1250-140 второго подъема, 4-х перекачивающих насоса СЭ-2500-70 и подпиточных насосов типа Д800-57.

1.4. Особенности работы энергоблока на частичных нагрузках при переводе деаэратора с постоянного на скользящее давление

При проектировании энергоблока, как правило, удается добиться близкого к оптимальному распределения общего подогрева питательной воды между подогревателями при номинальном режиме. При этом подогревы оказываются распределенными более или менее равномерно. При частичных нагрузках происходит перераспределение между подогревателями подвода теплоты к питательной воде. Это определяется, с одной стороны, понижением давлений пара по проточной части турбины при ее разгрузке, а с другой – особой ролью деаэратора в тепловой схеме паротурбинной установки (ПТУ).

Применяют два способа включения деаэратора в тепловую схему ПТУ. В первом случае (рис. 1.7, а) деаэратор является самостоятельной ступенью подогрева питательной воды, во втором (рис. 1.8, б) - предвключенной составной частью обобщенного подогревателя высокого давления.

Рис. 1.8. - Принципиальные схемы включения деаэраторов питательной воды в тепловую схему ПТУ; а) - в качестве самостоятельной ступени РППВ; б) - в качестве предвключенного подогревателя

Пояснения: 1 - ПВД; 2 - турбина; 3 - регулирующий клапан; 4 - конденсатор; 5 - ПНД; 6 - деаэратор; 7 - питательный насос.

Для большинства находящихся в эксплуатации и проектируемых ПТУ давление в деаэраторе при всех режимах поддерживают постоянным, используя для этого установленный на линии подвода пара регулирующий клапан 3(рис. 1.8, а и б), которым управляет регулятор давления в деаэраторе. Это предопределяет подключение деаэратора к линии отбора, давление в которой при номинальном режиме выше давления в деаэраторе, и дросселирование пара при этом режиме в частично прикрытом регулирующем клапане. Если деаэратор включен по схеме, приведенной на рис. 1.7, а, то при номинальном режиме и режимах больших нагрузок дросселирование пара в регулирующем клапане деаэратора приводит к энергетическим потерям.

Включение деаэратора по схеме, приведенной на рис. 1.8, б, где деаэратор, присоединенный через дроссельный регулирующий клапан 3к линии отбора, питающей паром следующий подогреватель, образует совместно с ним единую ступень РППВ (обобщенный подогреватель высокого давления), позволяет избежать энергетических потерь, несмотря на дросселирование пара в регулирующем клапане. При этом суммарный подогрев питательной: воды в деаэраторе и последующем подогревателе выбирают таким же, каким по экономическим соображениям он был бы выбран, если бы вместо них был применен только один подогреватель. В связи с этим применение такой схемы (рис. 1.8, б) требует дополнительного (по сравнению со схемой на рис. 1.8, а) теплообменного аппарата, работающего при высоком давлении питательной воды, что существенно усложняет тепловую схему ПТУ и увеличивает капитальные затраты.

При разгрузке турбины снижается давление в линии отбора, к которой присоединен деаэратор. При этом регулятор, поддерживающий давление в деаэраторе, открывает регулирующий клапан, уменьшая дросселирование в нем. Для схемы, приведенной на рис. 1.8, а, это сопровождается уменьшением потерь энергии, а для схемы на рис. 1.8, б приводит к перераспределению подогрева воды в рамках обобщенного подогревателя, увеличивая долю деаэратора и соответственно сокращая долю последующего подогревателя. При снижении мощности турбины до определенного уровня давление в линии отбора пара к деаэратору окажется равным тому значению, которое поддерживает регулятор давления в деаэраторе. Регулирующий клапан 3(рис. 1.8, а и б) при этом полностью открыт. В схеме на рис. 1.8, б весь подогрев питательной воды в обобщенной ступени РППВ при этом режиме происходит в деаэраторе; следующий подогреватель питательная вода проходит без подогрева в нем, и начиная от этого режима обе схемы становятся практически равноценными.

Для поддержания заданного давления в деаэраторе при дальнейшей разгрузке турбины необходимо переключение его на линию с более высоким давлением. Дросселирование пара в регулирующем клапане до давления в деаэраторе при таких режимах сопровождается значительными потерями энергии. Для того чтобы обеспечить работу деаэратора до его переключения на питание высокопотенциальным паром в достаточно широком диапазоне режимов, приходится выбирать давление в линии отбора к деаэратору при номинальном режиме значительно выше давления в самом деаэраторе.

Вследствие снижения давлений в линиях отборов пара при разгрузке турбины уменьшается подогрев конденсата в подогревателях низкого давления, и конденсат при входе в деаэратор имеет более низкую температуру, чем при номинальном режиме. Если давление и температура насыщенной воды в деаэраторе поддерживаются неизменными, подогрев в деаэраторе возрастает по мере снижения мощности турбины. Подогревы же питательной воды в подогревателях высокого давления при этом уменьшаются из-за понижения давлений пара в камерах отборов к ним. В режиме, при котором давление в деаэраторе окажется равным давлению в первом по ходу питательной воды ПВД, прекратится подогрев воды в этом подогревателе. При дальнейшем снижении мощности последовательно будет прекращаться подогрев воды в остальных ПВД.

Таким образом, при включении деаэратора по схеме, соответствующей рис. 1.8 а, с уменьшением мощности турбины сокращается подвод теплоты к питательной воде в подогревателях высокого и низкого давления и увеличивается подогрев питательной воды в деаэраторе. Распределение подогревов воды между подогревателями по мере разгрузки турбины все более отличается от исходного оптимального. Многоступенчатый подогрев питательной воды при этом, по существу, приближается к одноступенчатому, что заметно снижает эффективность регенерации. Отмеченное относится и к схеме включения деаэратора согласно рис.1.8, б при режимах после переключения деаэратора на питание паром более высокого потенциала.

На основании изложенного можно сделать вывод, что общее уменьшение эффективности регенерации при снижении нагрузки ПТУ определяется двумя факторами: уменьшением степени регенерации, связанным со снижением температуры подогрева питательной воды, и отклонением от оптимального распределения подогревов питательной воды между отдельными подогревателями, усиливающимся вследствие поддержания постоянного давления в деаэраторе. Влияние первого из этих факторов может быть ослаблено переключением последнего из основных ПВД.

Эффективный путь устранения отмеченных выше недостатков – отказ от постоянного давления в деаэраторе и перевод его на работу с переменным (скользящим) давлением. При этом могут быть устранены дросселирование пара в регулирующем клапане деаэратора и связанные с ним потери энергии. Достигаемое при этом в номинальном режиме повышение тепловой экономичности турбоустановок в схемах с одноступенчатым и двухступенчатым переключением деаэратора составляет соответственно 0,23 и 0,11 %. Такой же эффект был бы получен при введении в тепловую схему ПТУ соответственно двух и одной дополнительных ступеней регенеративного подогрева. Распределение подогревов между отдельными подогревателями на частичных нагрузках блока при скользящем давлении в деаэраторе отличается от принятого на номинальном режиме в значительно меньшей мере, чем при постоянном давлении. Вследствие приближения к оптимальному распределению подогревов на частичных нагрузках возрастает коэффициент регенерации и соответственно тепловая экономичность блока.

Исследованиями, выполненными различными организациями, установлено, что в широком диапазоне давлений и гидравлических нагрузок при достаточном выпаре деаэрирующая способность применяемых конструкций деаэраторов стабильна и не вызывает опасений. Надлежащим выбором разности высот установки деаэратора и группы питательных и бустерных насосов, а также сопротивлений соединяющих их трубопроводов может быть предотвращено вскипание питательной воды во всасывающих патрубках насосов и обусловленный этим срыв их работы. При наиболее глубоких сбросах нагрузки, когда происходит переключение деаэратора на питание паром от высокопотенциального источника, на время переключения прерывается подача пара в деаэратор, но и в этих режимах не наблюдается срыва насосов.

Высокая экономичность и надежность работы турбоустановок как при стационарных, так и при переходных режимах подтверждены опытом эксплуатации ряда энергоблоков 300 МВт с турбинами ЛМЗ при скользящем давлении в деаэраторе [37,c.96].

В турбоустановке Т-180/210-130 энергоблока № 14деаэратор подключен к четвертому отбору пара и является самостоятельной ступенью подогрева питательной воды. При номинальном режиме давление в четвертом отборе составляет 0,656 МПа и при снижении нагрузки турбины уменьшается. Следовательно, снижается давление и в деаэраторе. В этих условиях деаэратор работает на скользящем давлении. При снижении нагрузки турбоустановки до 120 МВт, давление в деаэраторе снижается до 0,45 МПа. При этом возможно ухудшение деаэрации питательной воды в деаэраторе и возникновение кавитации на входе в питательный насос. Имеющийся опыт эксплуатации второго энергоблока Комсомольской ТЭЦ-3 показывает, что давление всасывания питательного насоса обеспечивается допустимым кавитационным запасом, а минимальное значение содержания О₂ (10 млг/дм³) и СО₂ в питательной воде поддерживают добавлением в воду гидрозина и аммиака, которые связывают О₂ и СО₂.

Таким образом, на основании изученного в данной главе материала, по проблеме анализа эффективности оборудования на частичных нагрузках, позволяет выделить следующие заключения:

Были рассмотрены основные направления повышения экономичности ТЭС и проведен анализ применения технологии частичных нагрузок, дано описание оборудования энергоблока рассматриваемой ТЭС.

Проведенный анализ показал целесообразность разработки следующих способов повышения экономичности режимов работы энергоблока ТЭС-180 путем частичной нагрузки энергоблока: изменение мощности способом изменения нагрузки деаэратора в тепловой схеме; повышение эффективности использования резервных питательных насосов на частичных режимах работы энергоблоков; совершенствование способов регулирования подачи питательных насосов и систем автоматического управления ими на частичных нагрузках.

Исходя из вышеперечисленного одно из эффективных направлений повышения экономичности блочных станций является переход от постоянного давления к скользящему давлению в деаэраторе.

ГЛАВА 2. АНАЛИЗ ВОЗМОЖНОСТЕЙ РАБОТЫ ТУРБОУСТАНОВКИ Т-180/210-130 ПРИ ПЕРЕВОДЕ НА ЧАСТИЧНЫЕ НАГРУЗКИ

2.1. Расчет режимов работы энергоблока на номинальной и частичных нагрузках при работе на скользящем давлении в деаэраторе

Расчет турбинной установки выполнен по действительным данным работы тепловой электростанции на режимах частичной электрической нагрузки.Основные исходные данные для расчета на N_э = 120 МВт приведены в таблицах 2.1 и 2.2.

Таблица 2.1. - Основные исходные данные для расчета

Показатель	Значение
1	2
Электрическая мощность N_э, кВт	120000
Расход свежего пара на турбину D₀, кг/с	119,3
Расход сетевой воды G_св, кг/с	1778
Теплоёмкость воды С_р, кДж/(кг град)	4,19
Давление свежего пара Р₀, МПа	12,8
Температура свежего пара Т₀, ⁰С	535
Энтальпия свежего пара i₀, кДж/кг	3434
Энтальпия питательной воды i_пв, кДж/кг	982

Таблица 2.2 – Параметры турбины при работе на номинальном и частичных режимах

Значения параметров

Значение электрической мощности N_э, МВт

180

163

140

120

158

136

Начальные параметры пара

давление, МПа

температура, ⁰С

Параметры пара после пром. перегрева

давление, МПа

температура, ⁰С

Давления в отборах, МПа

первый

второй

третий

четвертый

пятый

шестой

седьмой

12,8

540

2,49

540

4,12

2,72

1,26

0,658

0,259

0,098

0,049

12,8

535

1,96

535

3,75

2,37

1,12

0,6

0,27

0,13

0,055

12,8

538

1,88

535

3,45

2,18

1,03

0,56

0,27

0,15

0,062

12,8

535

1,62

535

2,92

1,87

0,9

0,48

0,2

0,11

0,081

12,5

542

1,7

540

3,26

2,08

0,98

0,52

0,23

0,09

0,049

12,8

540

541

2,86

1,79

0,86

0,45

0,2

0,092

0,047

Проведем расчет принципиальной тепловой схемы (ПТС). Результаты расчетов представим ниже в таблицах

Проведем расчет сетевой подогревательной установки.

Q_т = G_св∙ С_р∙ (t_п – t_о)∙10^–
3 (2.1)

Q_сп1 = G_св× (t_св1 – t_о) × С р × 10^-3 (2.2)

Q_сп2 = G_св× (t_п – t_св1) × С р × 10^-3 (2.3)

где Q_т - мощность тепловых потребителей, МВт;

Q_сп1 - Тепловая нагрузка ПСГ-1, МВт;

Q_сп2- Тепловая нагрузка ПСГ-2, МВт;

t_п - температура прямой сетевой воды, (t_п =89)⁰С;

t_о - температура обратной сетевой воды, (t_о = 61) ⁰С;

t_св1- температура сетевой воды за нижним сетевым подогревателем, (t_св1 = 75)⁰С;

Q_т = 1778∙4,19∙(89 – 61)∙ 10^–
3= 208,6 МВт,

Q_сп1 = 1778 × (75 – 61) × 4,19 × 10^-3 = 104,3 МВт,

Q_сп2 = 1778 × (89 – 75) × 4,19 × 10^-3 = 104,3 МВт.

Определим расход пара:

(2.4)

(2.5)

где D_сп1- расход пара в нижнем сетевом подогревателе, кг/с;

D_сп2 - расход пара в верхнем сетевом подогревателе , кг/с;

i₆ - энтальпия пара на ПСГ-2, (i₆ = 2875) кДж/кг;

i7 - энтальпия пара на ПСГ-1, (i₇ = 2824) кДж/кг;

i_др2- энтальпия дренажного конденсата за ПСГ-2, (i_др2= 419) кДж/кг;

i_др1- энтальпия дренажного конденсата за ПСГ-1, (i_др1 = 384) кДж/кг;

h_то – КПД теплообменника, принимаем h_то = 0,98.

D_сп1 = = 43,617 кг/с,

D_сп2 = = 43,33 кг/с.

Рассчитаем доли отборов нижнего и верхнего сетевых подогревателей:

, (2.6)

, (2.7)

a_сп1 = = 0,366

a_сп2 = = 0,363

Значения параметров пара и воды были определены с использованием программы WaterSteamPro [39] и представлены в приложении В.

Далее проведем расчет регенеративной подогревательной установки. Относительный расход питательной воды на выходе из последнего ПВД с учетом протечек через уплотнения и потери рабочего тела составляет α_пв = 1,03

Тепловой баланс подогревателя №1 (ПВД 7) определим по следующей формуле:

(2.8)

где α₁ - доля регенеративного отбора пара в подогреватель ПВД 7, определяется по формуле:

, (2.9)

a₁ = = 0,053

Тепловой баланс подогревателя №2 (ПВД 6) определим по следующей формуле:

(2.10)

где α₂ – где доля регенеративного отбора пара в подогреватель ПВД 6

(2.11)

a₂ = = 0,072

Тепловой баланс подогревателя №3 (ПВД5) определим по следующей формуле:

(2.12)

где α₃ - доля регенеративного отбора пара в подогреватель ПВД 5

(2.13)

a₃ = = 0,036

Доля конденсата входящего в деаэратор

(2.14)

a_в3 = 1,03 – 0,036 – 0,072 – 0,053 = 0,869

Принимаем долю отбора пара выпара из деаэратораα_вып = 0,01

Энтальпию выпара находим по параметрам насыщения в деаэратореi_вып = 2760 кДж/кг

Тогда тепловой балансдеаэратора составит:

(2.15)

Решая это уравнение с помощью пакета Mathcad, находим долю отбора пара на деаэратор питательной воды α_д = 0,054

Для нахождения долей отбора пара в ПНД 3, ПНД 2, ПНД 1 а также энтальпий i_см1, i_см2 составляем систему уравнений с пятью неизвестными.

Подогреватель низкого давления ПНД 3

(2.16)

Смеситель №1

(2.17)

Подогреватель низкого давления ПНД 2

(2.18)

Смеситель №2

(2.19)

Подогреватель низкого давления ПНД 1

(2.20)

Решая систему с пятью неизвестными, получим:

a₅ = 0,022;

a₆ = 0,0046;

a₇ = 0,0045;

i_см1 = 412 кДж/кг;

i_см2 = 376кДж/кг.

Тепловой баланс подогревателя паром из уплотнений (ПС)

(2.21)

где α_пс - Доля пара на ПС;

(2.22)

a_пс== 0,000847

Тепловой баланс охладителя эжектора

(2.23)

Доля пара на охладитель эжектора

(2.24)

a_эж== 0,000402

Доля расхода конденсата турбины

(2.25)

a_к = 1 – 0,053 – 0,072 – 0,036 – 0,054 – 0,022 – 0,0046 – 0,0045 – 0,366 – 0,363 –

– 0,000847 – 0,000402 = 0,024 = 0,024

Далее проведем расчет электрической мощности турбины.

(2.26)

(2.27)

где q_пп - тепло полученное от промежуточного перегрева, кДж/кг;

H_k - тепло в действительном процессе, кДж/кг;

i₀ - энтальпия пара в начале процесса, (i₀ = 3434) кДж/кг;

i_пп - энтальпия пара в конце пром. перегрева, (i_пп = 3549) кДж/кг;

i’_пп - энтальпия пара в начале пром. перегрева, (i’_пп = 2999) кДж/кг;

i_к - энтальпия пара перед конденсатором, (i_к = 2396) кДж/кг.

q_пп = 3549 – 2999 = 550 кДж/кг.

H_k = 3434 – 2396 + 550 = 1588 кДж/кг.

Рассчитаем коэффициенты недовыработки мощности паром отбора.

Подгреватель ПВД 7

у₁ = 1 – , (2.28)

у₁ = 1 – = 0,787

Подгреватель ПВД 6

у₂ = 1 – , (2.29)

у₂ = 1 – = 0,727

Подгреватель ПВД 5

у₃ = 1 – , (2.30)

у₃ = 1 – = 0,622

Деаэратор питательной воды

у_д = 1 – , (2.31)

у_д = 1 – = 0,513

Подгреватель ПНД 3

у₅ = 1 – , (2.32)

у₅ = 1 – = 0,38

Подгреватель ПНД 2

у₆ = 1 – , (2.33)

у₆ = 1 – = 0,302

Подгреватель ПНД 1

у₇ = 1 – , (2.34)

у₇ = 1 – = 0,27

Паровой баланс турбины представим в таблице 2.3

Таблица 2.3 – Расходы пара

Расход пара, кг/с	Доля отбора a_i	Формула	Величина
1	2	3	4
d₁	0,053	d₁= D₀×a₁	6,308
d₂	0,072	d₂= D₀×a₂	8,62
d₃	0,036	d₃= D₀×a₃	4,245
d_д	0,054	d_д = D₀×a_д	6,442
d₅	0,022	d₅= D₀×a₅	2,625
d₆	0,0046	d₆= D₀×a₆	0,554
d₇	0,0045	d₇= D₀×a₇	0,539
d_пс	0,000847	d_пс = D₀×a_пс	0,101
d_эж	0,000402	d_эж = D₀×a_эж	0,048
d_к	0,023	d_к = D₀×a_к	2,868
d_сп1	0,366	d_сп1= D₀×a_сп1	43,617
d_сп2	0,363	d_сп2= D₀×a_сп2	43,333

, (2.35)

где D_пп - количество пара идущего на промежуточный перегрев, кг/с

D_пп = 119,3 – 6,308 – 8,62 = 104,372 кг/с.

Энергетический баланс турбины определим через внутреннюю мощность каждого отсека:

Отсек 0’ – 1

, (2.36)

N₁ = 119 × (3434 – 3095) = 40440 кВт.

Отсек 1 – 2

, (2.37)

N₂ = (119 – 6,308) × (3095 – 3001) = 10620 кВт.

Отсек 2’ – 3

, (2.38)

N₃ = (119 – 6,308 – 8,62) × (3549 – 3384) = 17220 кВт.

Отсек 3 – Д

, (2.39)

N₄ = (119 – 6,308 – 8,62 – 4,245)× (3384 – 3210) = 17420 кВт.

Отсек Д – 5

, (2.40)

N₅ = (119 – 6,308 – 8,62 – 4,245 – 6,442 – 0,101 – 0,048)×(3210 – 3000)=19640кВт.

Отсек 5 – 6

, (2.41)

N₆ = (119–6,308–8,62–4,245–6,442–0,101–0,048–2,625)×(3000-2875)=11360 кВт.

Отсек 6 – 7

,(2.42)

N₇ = (119–6,3–8,62–4,2–6,4–0,1–0,048–2,6–0,55–43,3)×(2875 – 2824) = 2398 кВт.

Отсек 7 – К

(2.43)

N₈=(119–6,3–8,62–4,2–6,4–0,1–0,04–2,6–0,55–43,3–0,54–43,6)×(2824–2396)=1228 кВт.

Таблица 2.4 – Внутренняя мощность по отсекам

Номер отсека	N_i, кВт
1	2
0’ – 1	40440
1 – 2	10620
2’ – 3	17220
3 – Д	17420
Д – 5	19640
5 – 6	11360
6 – 7	2398
7 – К	1228

Внутренняя мощность турбины:

, (2.44)

N = 40440 – 10620 – 17220 – 17420 – 19640 – 11360 – 2398 – 1228 = 120300 кВт.

Электрическая мощность турбины:

N’_э = N×h_эм (2.45)

N’_э = 120300 × 0,98 = 117900 кВт.

Заданная электрическая мощность турбоагрегата N_э = 120000 кВт.

Погрешность:

, (2.46)

δ = = 1,75%

Экономические показатели турбоустановки и энергоблока ТЭЦ

Полный расход тепла на турбоустановку:

, (2.47)

Q_ту = 119,3 × (3434 – 982) + 104,37 × (3549 – 3001) = 349700 кВт.

КПД трубопровода составляет h_тп = 0,99

Расход тепла на теплофикационный отбор:

, (2.48)

Q_то = = 210700 кВт.

Расход тепла на производство электроэнергии:

, (2.49)

Q_э = 349700 – 210700 = 139000 кВт.

КПД ТУ по производству электроэнергии

, (2.50)

h_э = = 0,337

КПД трубопровода и котла составляют h_тр = 0,99, и h_ку = 0,94.

КПД энергоблока ТЭЦ по выработке электрической энергии:

, (2.51)

h_с = 0,337 × 0,99 · 0,94 = 0,314

КПД теплофикационной установки:

, (2.52)

h_т = = 0,596

КПД энергоблока ТЭЦ по производству и отпуску тепловой энергии:

, (2.53)

h_Тс = 0,596 × 0,99 × 0,94 · 100 = 0,555

Удельный расход условного топлива на производство электроэнергии:

, (2.54)

b_уэ = = 391,946 г/кВт×ч

Удельный расход условного топлива на производство и отпуск тепловой энергии:

, (2.55)

b_ут = = 221,594 г/кВт×ч

Полный КПД энергоблока:

, (2.56)

h_тэц = = 0,869

Полный удельный расход условного топлива энергоблока:

, (2.57)

b_тэц = = 141,56 г/кВт×ч

Оценка необходимого кавитационного запаса. Скорость вращения питательного насосаn = 2985 об/мин. Подача, Q = 0,22 м³/с. Критический кавитационный коэффициент Руднева С_кр = 1600. Коэффициент запасаА = 1,2.

Критический кавитационный запас:

, (2.58)

Δh_кр = = 5,9 м

Сопротивление всасывающего трубопровода h_тп = 1,9 м.

Допустимый кавитационный запас:

Δh_доп = - (Аּ Δh_кр + h_тп), (2.59)

Рекомендуемый геометрический подпор для насоса ПЭ-580-185-200 H = 12 м. Для рабочих условий всасывания подпор должен бытьH ≥ Δh_доп + h_тп

Тогда 12 м ≥ 7,8 м

Т. е. условие безкавитационной работы насоса на минимальном режиме обеспечивается. Величина подпора на этом режиме Δh_доп + h_тп = 7,8 м не ниже допустимого кавитационного запаса, по рабочей характеристике ПЭ 580-185-200.

2.2. Расчет режимов работы энергоблока на частичных нагрузках при работе на постоянном давлении в деаэраторе

Все расчеты проведем по уже рассмотренным в пункте 2.1 формулам. Принимаем мощность тепловых потребителей и расход пара аналогично уже имеющимся значениям.

Доля регенеративного отбора пара в подогреватель ПВД 7:

a₁ = = 0,053.

Доля регенеративного отбора пара в подогреватель ПВД 6:

a₂ = = 0,072.

Доля регенеративного отбора пара в подогреватель ПВД 5

a₃ = = 0,00823.

Доля конденсата входящего в деаэратор

a_в3 = 1,03 – 0,00823 – 0,072 – 0,053 = 0,897.

Принимаем долю отбора пара выпара из деаэратораα_вып = 0,01

Энтальпию выпара находим по параметрам насыщения в деаэратореi_вып = 2760 кДж/кг

Тепловой баланс деаэратора

Решая это уравнение с помощью пакета Mathcad находим долю отбора пара на деаэратор питательной воды α_д = 0,077

Решая систему с пятью неизвестными, получим;

a₅ = 0,022;

a₆ = 0,00477;

a₇ = 0,00256;

i_см1 = 412 кДж/кг;

i_см2 = 375 кДж/кг

Доля пара на ПС

a_пс==0,000907.

Доля пара на охладитель эжектора

a_эж== 0,000402.

Доля расхода конденсата турбины

a_к = 1 – 0,053 – 0,072 – 0,00823 – 0,077 – 0,022 – 0,00477 – 0,0025 – 0,366 – 0,363 –0,000907 – 0,000402 = 0,03

Тепло полученное от промежуточного перегрева:

q_пп = 3549 – 2999 = 550 кДж/кг.

Тепло в действительном процессе:

H_k = 3434 – 2396 + 550 = 1588 кДж/кг.

Коэффициенты недовыработки мощности паром отбора

Подгреватель ПВД 7

у₁ = 1 – = 0,787

Подгреватель ПВД 6

у₂ = 1 – = 0,727

Подгреватель ПВД 5

у₃ = 1 – = 0,622

Деаэратор питательной воды

у_д = 1 – = 0,623

Подгреватель ПНД 3

у₅ = 1 – = 0,38

Подгреватель ПНД 2

у₆ = 1 – = 0,302

Подгреватель ПНД 1

у₇ = 1 – = 0,27

Расход пара представим в таблице 2.5.

Таблица 2.5 – Расходы пара

Расход пара, кг/с	Доля отбора a_i	Формула	Величина
1	2	4
d₁	0,053	d₁= D₀×a₁	6,308
d₂	0,072	d₂= D₀×a₂	8,62
d₃	0,00823	d₃= D₀×a₃	0,982
d_д	0,077	d_д = D₀×a_д	9,186
d₅	0,022	d₅= D₀×a₅	2,625
d₆	0,00477	d₆= D₀×a₆	0,569
d₇	0,00256	d₇= D₀×a₇	0,305
d_пс	0,000907	d_пс = D₀×a_пс	0,108
d_эж	0,000402	d_эж = D₀×a_эж	0,048
d_к	0,03	d_к = D₀×a_к	3,599
d_сп1	0,366	d_сп1= D₀×a_сп1	43,333
d_сп2	0,363	d_сп2= D₀×a_сп2	43,617

Количество пара идущего на промежуточный перегрев:

D_пп = 119,3 – 6,308 – 8,62 = 104,372 кг/с.

Внутренняя мощность каждого отсека, кВт

Отсек 0’ – 1

N₁ = 119 × (3434 – 3095) = 40440 кВт.

Отсек 1 – 2

N₂ = (119 – 6,308) × (3095 – 3001) = 10620 кВт.

Отсек 2’ – 3

N₃ = (119 – 6,308 – 8,62) × (3549 – 3384) = 17220 кВт.

Отсек Д – 5

N₅=(119 – 6,308 – 8,62 – 4,245 – 6,442 – 0,101 – 0,048)×(3384 – 3000)=36110 кВт.

Отсек 5 – 6

N₆=(119–6,308–8,62–4,245–6,442–0,101–0,048–2,625)×(3000-2875) = 11430 кВт.

Отсек 6 – 7

N₇ = (119–6,3–8,62–4,2–6,4–0,1–0,048–2,6–0,55–43,3)×(2875 – 2824) = 2424 кВт.

Отсек 7 – К

N₈=(119–6,3–8,62–4,2–6,4–0,1–0,04–2,6–0,55–43,3–0,54–43,6)×(2824–2396)=1540 кВт.

Таблица 2.6 – Внутренняя мощность по отсекам

Номер отсека	N_i, кВт
1	2
0’ – 1	40440
1 – 2	10620
2’ – 3	17220
Д – 5	36110
5 – 6	11430
6 – 7	2424
7 – К	1540

Внутренняя мощность турбины

N = 40440 – 10620 – 17220 – 36110 – 11430 – 2424 – 1540 = 119800 кВт.

Электрическая мощность турбины

N’_э = 119800 × 0,98 = 117700 кВт.

Заданная электрическая мощность турбоагрегатаN_э = 120000 кВт.

Погрешность

δ = = 2,2%

Полный расход тепла на турбоустановку:

Q_ту = 119,3 × (3434 – 982) + 104,37 × (3549 – 3001) = 349700 кВт.

КПД трубопроводаh_тп = 0,99

Расход тепла на теплофикационный отбор:

Q_то = = 210700 кВт.

Расход тепла на производство электроэнергии:

Q_э = 349700 – 210700 = 139000 кВт.

КПД ТУ по производству электроэнергии h_э

h_э = = 0,336

КПД трубопровода и котлаh_тр = 0,99 , h_ку = 0,94.

КПД энергоблока ТЭЦ по выработке электрической энергии h_с

h_с = 0,337 × 0,99 · 0,94 = 0,312

КПД теплофикационной установки h_т

h_т = = 0,596

КПД энергоблока ТЭЦ по производству и отпуску тепловой энергии h_т

h_т = 0,596 × 0,99 × 0,94 = 0,555

Удельный расход условного топлива на производство электроэнергии

b_уэ = = 393,739 г/кВт×ч

Удельный расход условного топлива на производство и отпуск тепловой энергии:

b_ут = = 221,549 г/кВт×ч

Полный КПД энергоблока ТЭЦ

h_тэц = = 0,867

Полный удельный расход условного топлива энергоблока ТЭЦ

b_тэц = = 141,794 г/кВт×ч

2.3. Проработка технического предложения по установке питательного насоса «дополнительного резерва»

Насосные установки страны ежегодно расходуют около 300 млрд. кВт-ч электроэнергии, т.е. примерно 20% всей электроэнергии, вырабатываемой энергосистемами страны. Высокое энергопотребление этих объектов придает важное народнохозяйственное значение проблеме экономии электроэнергии в насосных установках. К сожалению, большинство насосных установок работает не самым экономичным образом. Так, например, в результате применения неэкономичных способов регулирования режимов работы насосов в системах водоснабжения и водоотведения теряется 5—15% потребляемой электроэнергии, а в некоторых из них потери достигают 20 — 25 %.

Широкое распространение в этих системах экономичных способов регулирования, основанных на изменении частоты вращения рабочих колес насосов, позволит уменьшить потребление электроэнергии на 14-15 млрд. кВт-ч, т.е. сэкономить примерно 1% электроэнергии, вырабатываемой энергосистемами страны. Для сравнения укажем, что ежегодный прирост выработки электроэнергии в стране не превышает 3,5-4%.

Применение современных способов регулирования насосов позволяет также увеличить единичную мощность насосных агрегатов и тем самым уменьшить их общее число на насосных станциях. Благодаря этому при определенных условиях могут быть существенно снижены строительные объемы насосных станций. Кроме того, применение способов регулирования за счет стабилизации давления уменьшает утечки и соответственно сокращает расход воды в системах водоснабжения на 3-5%.

Существуют и другие способы экономии электроэнергии в насосных установках. Например, придание кромке рабочих колес оптимального профиля и шлифовка лопастей рабочего колеса насоса позволяют снизить энергопотребление на 2-3 %.

Насос или группа насосов подбираются обычно по максимальной величине требуемой подачи. Однако в условиях эксплуатации часто оказывается необходимым иметь возможность подавать в напорную линию и меньший расход, т. е. изменять, регулировать подачу насоса в довольно широких пределах. Применяется несколько способов регулирования подачи.

1. Регулирование задвижкой, или способ дросселирования, является одним из наиболее широко используемых способов регулирования подачи насосов. Состоит он в том, что, уменьшая открытие задвижки, установленной на напорной линии, создают дополнительное сопротивление и за счет этого изменяют характеристику сети.

2. Регулирование подачи перепуском (байпасирование) может осуществляться с помощью задвижки. Эта задвижка не изменяет характеристику сети, а как бы воздействует на характеристику насоса, если ее относить к сечению за отводной трубкой.

3. Регулирование подачи путем изменения скорости вращения насоса. Уменьшая скорость вращения получим сниженные характеристики, при которых подача будет уменьшаться. В случае привода от асинхронного электродвигателя имеется возможность изменять скорость вращения гидромуфтой. Тогда между валом насоса и электродвигателя должна устанавливаться гидромуфта, позволяющая за счет скольжения уменьшать скорость вращения насоса при постоянной скорости двигателя.

4. Регулирование подачи изменением угла лопастей рабочего колеса может осуществляться только в осевых и диагональных поворотнолопастных насосах, имеющих механизм, обеспечивающий возможность менять угол лопастей на ходу.

5. Регулирование подачи путем изменения числа работающих насосов. При параллельном соединении нескольких насосов подаваемый расход можно регулировать изменением числа работающих насосов. Такой способ регулирования удобен, но он дает только скачкообразное изменение подаваемого расхода.

На четырнадцатом энергоблоке Сургутской ГРЭС-2 подача питательной воды в парогенератор осуществляется двумя питательными насосами ПЭ-580-185-3. На номинальном и конденсационном режимах производительность насосной установки существенно больше требуемого расхода питательной воды, что ведет к перерасходу электроэнергии и снижению показателей энергоблока. Для повышения эффективности работы насосной установки можно установить питательный насос «дополнительного резерва» меньшей производительности, например, ПЭ-250-180, который на режимах близким к номинальному, будет работать вместо одного ПЭ-580-185-3. Для более экономичной работы энергоблока, регулирование питательного насоса ПЭ-250-180, будет осуществляться путем изменения частоты вращения вала насоса гидромуфтой.

2.3.1. Определение потребляемой мощности питательного насоса при различных способах регулирования подачи

Определение потребляемой мощности питательной насосной установки при регулировании подачи способом дросселирования в питательном клапане производится в таблице 2.7.

Таблица 2.7 – Определение напорной характеристики насоса

Производительности насоса на частичных режимах принимаем равными расходам пара на турбину, м³/ч

По напорной характеристике насоса определяем соответствующие напоры насоса, м

Q₁ = 713

Q₂ = 605,6

Q₃ = 508,3

Q₄ = 472,6

Q₅ = 434,4

Q₆ = 433,8

H₁ = 1820

H₂ = 2010

H₃ = 2130

H₄ = 2180

H₅ = 2200

H₆ = 2220

Определяем потерю давления в клапане Δp_i в таблице 2.8.

Таблица 2.8 – Потеря давления в клапане

Потеря давления в клапане Δp_i, кПа	Коэффициент А_i	Формула	Величина
Δp₁	0,1	Δp₁= А₁×(р₀- р_к)	2056
Δp₂	0,3	Δp₂= А₂×(р₀- р_к)	6169
Δp₃	0,5	Δp₃= А₃×(р₀- р_к)	10280
Δp₄	0,55	Δp₄ = А₄×(р₀- р_к)	11310
Δp₅	0,58	Δp₅= А₅×(р₀- р_к)	11930
Δp₆	0,63	Δp₆= А₆×(р₀- р_к)	12950

где р₀ = 2090 кПа – давление нагнетания при перекрытом трубопроводе,

р_к = 338 кПа – невилирный напор обусловленный разностью уровнейнавходе и самой высокой точки трубопровода на выходе.

Определяем потерю напора в клапане Δh_iв таблице 2.9.

Таблица 2.9– Потеря напора в клапане

Потеря напора в клапане Δh_i, м	Потеря давления в клапане Δp_i, кПа	Формула	Величина
Δh₁	2056	Δh₁= Δp₁/ ρ×g	231
Δh₂	6169	Δh₂= Δp₂/ ρ×g	694
Δh₃	10280	Δh₃= Δp₃/ ρ×g	1157
Δh₄	11310	Δh₄ = Δp₄/ ρ×g	1273
Δh₅	11930	Δh₅= Δp₅/ ρ×g	1342
Δh₆	12950	Δh₆= Δp₆/ ρ×g	1458

Находим КПД насосной установки на соответствующем режиме в таблице 2.10.

Таблица 2.10 – КПД насосной установки

КПД насосной установки η_нуi	Потеря напора в клапане Δh_i, м	Напорная характеристика Н_i, м	Формула	Величина
η_ну1	231	1820	η_ну1= η_н×(Н₁-Δh₁)/Н₁	0,685
η_ну2	694	2010	η_ну2= η_н×(Н₂-Δh₂)/Н₂	0,514
η_ну3	1157	2130	η_ну3= η_н×(Н₃-Δh₃)/Н₃	0,359
η_ну4	1273	2180	η_ну4= η_н×(Н₄-Δh₄)/Н₄	0,327
η_ну5	1342	2200	η_ну5= η_н×(Н₅-Δh₅)/Н₅	0,306
η_ну6	1458	2220	η_ну6= η_н×(Н₆-Δh₆)/Н₆	0,269

где η_н = 0,785 – КПД насоса

Вычисляем потребляемую мощность насосной установки N_iв таблице 2.11.

Таблица 2.11 – Потребляемая мощность насосной установки

Потребляемая мощность Ni, кВт	Формула	Величина
N1		4506
N2		3502
N3		2798
N4		2421
N5		1956
N6		1525

Определение потребляемой мощности питательной насосной установки при регулировании подачи способом изменения частоты вращения.Определяем мощность насоса при регулировании подачи гидромуфтой в таблице 2.12.

Таблица 2.12 – Потребляемая мощность насоса

Потребляемая мощность N_i, кВт	Отношение расходов Q_i/Q₀	Формула	Величина
N₁	1		4090
N₂	0,849		2821
N₃	0,713		2012
N₄	0,663		1577
N₅	0,609		1417
N₆	0,608		1413

Определяем КПД насосной установки в таблице 2.13.

Таблица 2.13 – КПД насосной установки

КПД насосной установки η_нуi	Отношение оборотов n_i/n₀	Формула	Величина
η_ну1	1		0,685
η_ну2	0,849		0,514
η_ну3	0,713		0,359
η_ну4	0,663		0,327
η_ну5	0,609		0,306
η_ну6	0,608		0,269

где S₀ = 2 – 4 % - коэффициент скольжения гидромуфты

График изменения потребляемой мощности ПЭН при различных способах регулирования подачи питательной воды представлен в приложении Г.

Как видно из графика при регулировании подачи питательной воды способом изменения частоты вращения вала насоса потребляема мощность меньше потребляемой мощности, при регулировании подачи способом дросселирования, на 12,5 – 33 %, в зависимости от расхода питательной воды.

2.3.2 Выбор дополнительного питательного насоса и описание изменений в схеме деаэрационно-питательной установки

С учетом расходов питательной воды в парогенератор, при работе энергоблока на номинальном и конденсационном режимах наиболее подходящим, в качестве дополнительного питательного насоса, является ПЭ-250-180-2 (таблица 2.14).

Таблица 2.14 - Технические показатели насосного агрегата ПЭ-250-180-2

Показатель	Значение
1	2
подача, м³/ч	250
давление на входе в насос, МПа	0,78
максимальный напор, МПа	17,6
подпор сверх упругих паров жидкости, м	12
рабочая температура, ⁰С	160
мощность, кВт	1640
КПД, %	75
скорость вращения, об/мин
число ступеней, шт.	13

Тип насоса: центробежный, однокорпусной, секционный.

Исполнение: горизонтальный с приводом от электродвигателя.

Подшипники – скольжения.

Система смазки – принудительная.

В схеме питательной насосной установки второго энергоблока насос ПЭ-250-180 включен параллельно к двум основным питательным насосам ПЭ-580-185 (Приложение Д).

Для более экономичной работы энергоблока в состав насоса ПЭ-250-180 может входить гидромуфта ГМ 580-2 для регулирования скорости вращения насоса. Гидромуфта с регулировочным золотником обеспечивает глубину регулирования до 50 %. Мощность гидромуфты 2000 кВт, скорость вращения ведущего вала 2980 об/мин.

Оценка необходимого напора в нагнетательном патрубке насоса, необходимого при подачи питательной воды в парогенератора ТПГЕ-215

Избыточное номинальное давление в барабане, P_б = 16 МПа. Запас давления на открытие предохранительных клапанов, ΔP_б = 0,64 МПа. Столб воды от уровня оси насоса до уровня воды в барабане, Н_н = 50 м.

Давление столба воды от оси насоса до уровня воды в барабане:

Р_ст = Н_н·g·ρ·10^-6 , (2.60)

Р_ст = 50·9,8·905·10^-6 = 0,4 МПа.

Давление в нагнетательном патрубке насоса:

Р_н = P_б + ΔP_б + Р_ст, (2.61)

Р_н = 16 + 0,64 + 0,4 = 17,04 МПа.

Давление в деаэраторе, Р_д = 0,6 МПа.

Давление столба воды от уровня ее в деаэраторе до оси насоса:

Р_ст.в = Н_вс·g·ρ·10^-6, (2.62)

Р_ст.в = 12·9,8·905·10^-6 = 0,106 МПа.

Сопротивление всасывающего трубопровода, ΔP_с.в = 0,01 МПа.

Давление во всасывающем патрубке насоса:

Р_в = Р_д + Р_ст.в – ΔP_с.в, (2.63)

Р_в = 0,6 + 0,106 – 0,01 = 0,696 МПа.

Полное давление питательного насоса:

Р_пн = Р_н – Р_в, (2.64)

Р_пн = 17,04 – 0,696 = 16,3 МПа.

Таким образом, питательный насос ПЭ-250-180 обеспечивает необходимое давление для подачи воды в парогенератор ТПГЕ-215. Схема питательной насосной установки четырнадцатого энергоблока с ПН дополнительного резерва приведена в приложении Д.

2.3.3. Оценка показателей отпускаемой электроэнергии на частичных нагрузках при применении дополнительного питательного насоса с различными вариантами регулирования режимов работы

1. Работа энергоблока с двумя ПЭ-580-185

Расход электроэнергии на конденсационные насосыN_кн = 558 кВт.

Расход электроэнергии на сетевые насосыN_сн = 1035 кВт.

Расход электроэнергии на сливной насос N_сл = 52 кВт.

Расход электроэнергии на питательные насосы N_пн = 7410 кВт.

КПТ энергоблока по выработке электроэнергии нетто определим по формуле:

, (2.65)

h_э = = 0,312

Удельный расход условного топлива на отпускаемую электроэнергию энергоблока (нетто):

, (2.66)

b_э = = 394,23 г/кВт×ч

Расход условного топлива на отпуск электроэнергии энергоблока

, (2.67)

В = 0,395·178300 = 70340 кг/ч

2. Работа энергоблока сПЭ-250-180 и регулированием подачи питательной воды способом дросселирования

Расход электроэнергии на конденсационные насосыN_кн = 558 кВт.

Расход электроэнергии на сетевые насосы N_сн = 1035 кВт.

Расход электроэнергии на сливной насосN_сл = 52 кВт.

Расход электроэнергии на питательные насосы N_пн = 5345 кВт.

КПТ энергоблока по выработке электроэнергии нетто:

h_э = = 0,316

Удельный расход условного топлива на отпускаемую электроэнергию энергоблока (нетто):

b_э = = 389,24 г/кВт×ч

Расход условного топлива на отпуск электроэнергии энергоблока:

В = 0,39·178300 = 69490 кг/ч

3. Работа энергоблока сПЭ-250-180 и регулированием подачи питательной воды способом изменения частоты вращения вала насоса гидромуфтой

Расход электроэнергии на конденсационные насосы N_кн = 558 кВт.

Расход электроэнергии на сетевые насосы N_сн = 1035 кВт.

Расход электроэнергии на сливной насосN_сл = 52 кВт.

Расход электроэнергии на питательные насосы N_пн = 4090 кВт.

КПТ энергоблока по выработке электроэнергии нетто:

h_э = = 0,318

Удельный расход условного топлива на отпускаемую электроэнергию энергоблока (нетто):

b_э = = 386,792 г/кВт×ч

Расход условного топлива на отпуск электроэнергии энергоблока:

В = 0,39·178300 = 68990 кг/ч

Таким образом, при работе дополнительного насоса ПЭ-250-180 с гидромуфтой вместо одного ПЭ-580-185 расход электроэнергии на собственные нужды уменьшается на 3320 кВт. КПД энергоблока на отпуск электроэнергии (нетто) увеличивается на 0,6 %, удельный расход условного топлива на отпуск электроэнергии (нетто) уменьшается на 2 %.

2.3.4. Определение параметров и разработка схемы маслоустановки ПЭН

По условиям компоновки оборудования крупные питательные электронасосные агрегаты снабжаются индивидуальной маслоустановкой, которая служит для обеспечения смазки подшипников, зубчатых муфт, наполнения гидромуфты.

Принципиальная схема маслоустановки для большинства типов насосных агрегатов с гидромуфтой одинакова; различие может быть лишь в количестве единиц и типе комплектующего оборудования. Схема маслоустановки питательного насоса ПЭ-250-180 с гидромуфтой приведена в приложении Е. Масло из бака 10 рабочим маслонасосом 7по напорной линии через маслоохладитель 4 подается к золотнику 5. В золотнике масло разделяется и подается в гидромуфту. После гидромуфты 1 масло через маслоохладитель 4сливается в бак.

Масло для смазки подшипников в агрегате отбирается от напорной линии и через фильтр 6 подается к точкам смазки. На напорной магистрали предусмотрена байпасная линия со сливным клапаном 8. Сливой клапан предусмотрен также на линии отвода маслаперед маслоохладителем 4.

Температура масла регулируется количеством циркуляционной воды, подаваемой на маслоохладители.

Перед пуском насосного агрегата включаются резервные маслонасосы, которые заполняют маслом и создают необходимое давление в маслосистеме, после чего дается разрешение на пуск основного электродвигателя. Для регулирования количества масла на подводах к точкам потребления устанавливаются дроссельные шайбы. Диаметр отверстия в шайбе определяется опытным путем при пробных пусках агрегата.

Отработанное масло самотеком возвращается в бак. При повышении давления масла до 0,13—0,15 МПа в напорной магистрали срабатывает сливной клапан и масло по байпасному трубопроводу сбрасывается в бак. Уровень масла в баке контролируется поплавковым указателем. Для слива отстоя масла и выпуска воды в нижней части бака имеется вентиль 10.

Благодаря расположению в подвальном помещении маслонасосы постоянно заполнены маслом и готовы к запуску. Для обеспечения смазки подшипников при внезапном отключении основного двигателя и маслонасосов в схеме предусмотрен аварийный бачок 3. Бачок вместимостью 0,15 м³ приподнят над осью насоса на высоту 2 м. Вместимость бачка рассчитана на обеспечение смазки подшипников в течение времени выбега агрегата.

В качестве рабочих и резервных обычно используются трехвинтовые маслонасосы.

Винтовой насос – трехвинтовой, горизонтального типа. Направление вращения ведущего винта насоса может быть по часовой стрелке или против, если смотреть со стороны привода. Насос с помощью лап может быть установлен на общую фундаментную плиту с электродвигателем или крепиться фланцем к приводу. Соединение вала насоса с приводом осуществляется упругой муфтой.

Сдвоенный масляный фильтр дает возможность производить чистку одного из фильтров во время работы насосного агрегата. Переключение фильтров производится трехходовыми кранами. Степень загрязнения фильтра контролируется по перепаду давления в фильтре, показываемому дифференциальным манометром.

Проведем выбор масляного насоса.

Расход масла в сети Q_с = 29 м³/ч.

Подача насоса:

Q_в = k · Q_с (2.68)

где k = 1,1 – коэффициент запаса

Q_в = 1,1·29 = 31,9 м³/ч

Максимальное рекомендуемое давление в маслоустановке, Р_с = 0,4 МПа.

Принимаем давление насоса:

Р_в = k · Р_с (2.69)

Р_в = 1,1·0,4 = 0,44 МПа

По подачи и давлению насоса выбираем трехвинтовой масляный насос горизонтального типа 3В40/25–35/6,3Б (таблица 2.15).

Таблица 2.15 - Технические показатели масляного насоса 3В40/25–30/25Б

Показатель	Значение
1	2
подача, м³/ч	35
давление нагнетания, МПа	0,63
мощность, кВт	15
КПД, %	73
скорость вращения, об/мин	1500

Проведем поверочный расчет теплообменной поверхности маслоохладителя. Целью поверочного расчета является уточнение концевых температур спроектированного теплообменного аппарата.Исходные данные:

Температура охлаждающей воды на входе в МОt_в1 = 10 ⁰С.

Температура охлаждающей воды на выходе из МО t_в2 = 20 ⁰С.

Температура масла на входе в МОt_м1 = 55 ⁰С.

Температура масла на выходе из МОt_м2 = 40⁰С.

Расход масла через маслоохладительG_м = 9,7 кг/с.

Скорость течения масла, ω_м = 1 м/с.

Скорость течения воды, ω_в = 2 м/с.

Наружный диаметр трубки, d₁ = 0,014 м.

Внутренний диаметр трубки, d₂ = 0,0125м.

Средняя арифметическая температура масла:

t_м = 0,5·( t_м1 + t_м2) (2.70)

t_м = 0,5·(55 + 40) = 47,5 ⁰С

Теплофизические свойства масла при t_м = 47,5 ⁰С

- плотность ρ_м = 862,2 (кг/м³)

- теплоемкость Ср_м = 1,939 (кДж/кг·⁰С)

- теплопроводность λ_м = 0,1275 (Вт/ м·⁰С)

- кинематическая вязкость ν_м = 57·10^-6 (м²/с)

- число Прандтля Pr_м = 785

Количество передаваемого тепла:

Q = G_м· Ср_м·( t_м1 – t_м2) (2.71)

Q = 9,7·1,939·( 55 – 40) = 2,821·10⁵ Вт

Число Re для потока масла:

, (2.72)

Re_м = = 245,6

Число Нуссельта:

, (2.73)

Nu_м = = 75,63

Коэффициент теплоотдачи со стороны масла α_м

, (2.74)

α_м = = 688,4

Средняя арифметическая температура воды:

t_в = 0,5·( t_в1 + t_в2) (2.75)

t_в = 0,5·(10 + 20) = 15⁰С

Теплофизические свойства воды при t_в = 15 ⁰С

- плотность ρ_в = 999,2 (кг/м³)

- теплоемкость Ср_в = 4,183 (кДж/кг·⁰С)

- теплопроводность λ_в = 58·10^-2 (Вт/ м·⁰С)

- кинематическая вязкость ν_в = 1,35·10^-6 (м²/с)

- число Прандтля Pr_в = 10

Число Re для потока воды:

Re_в = = 1,85·10⁴

Число Нуссельта:

Nu_в = = 166,6

Коэффициент теплоотдачи со стороны воды:

, (2.76)

α_в = = 7,732·10³

Толщина стенкиδ_с = 1,5·10^-3м.

Теплопроводность латуни, λ_с = 93 Вт/м·К.

Коэффициент теплопередачи:

, (2.77)

k = = 626

Средний температурный напор:

, (2.78)

Δt = = 32,47⁰С

где Δt_б = t_м1 – t_в2 - разность больших температур

Δt_м = t_м2 – t_в1 - разность меньших температур

Требуемая для обеспечения температур поверхность нагрева маслоохладителя:

, (2.79)

F = = 13,878 м²

Заданная поверхность нагрева F^* = 25 м².

Коэффициент запаса C_F для обеспечения температурных условий должен быть больше 1

C_F = F^*/F (2.80)

C_F = 25/13,878 = 1,8

Так как С_F> 1 , то выбранный маслоохладитель соответствует температурным условиям эксплуатации маслоустановки.Таким образом, для выяснения эффективности работы питательной НУ и энергоблока были проведены расчеты потребляемой мощности питательного насоса при различных способах регулирования подачи питательной воды. В результате выявлено, что при регулировании подачи питательной воды способом изменения частоты вращения вала насоса гидромуфтой потребляемая мощность меньше на 12,5 – 33 %.

Расчет показателей энергоблока с насосом «дополнительного резерва» на номинальном режиме показал, что расход электроэнергии на собственные нужды уменьшается на 3320 кВт. КПД энергоблока на отпуск электроэнергии (нетто) увеличивается на 0,6 %. Удельный расход условного топлива на отпуск электроэнергии уменьшается на 2 %. И экономия топлива составляет 1350 кг/ч. Также для питательного насоса дополнительного резерва с гидромуфтой разработана схема маслоустановки.

ГЛАВА 3. ОБОСНОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРЕДЛАГАЕМОГО ПРОЕКТА

3.1. Анализ технико-экономических показателей работы энергоблока на частичных нагрузках со скользящим и постоянным давлением в деаэраторе

Как видно из результатов расчета тепловых схем, более эффективной на всех режимах является работа энергоблока при переводе деаэратора на скользящее давление. Это является следствием следующих факторов:

1. отсутствие энергетических потерь при дросселировании пара регулирующим клапаном;

2. осуществление более равномерного распределения подогрева питательной воды между отдельными подогревателями;

3. увеличение выработки мощности в четвертом отсеке турбины.

В приложении Ж приведена таблица сравнения технико-экономических показателей энергоблока при постоянном и скользящем давлении в деаэраторе.На рисунке 3.1 представлена гистограмма удельных расходов условного топлива на расчетных режимах энергоблока при постоянном и скользящем давлении в деаэраторе.

Рис. 3.1 - Гистограмма удельных расходов условного топлива при работе энергоблока на скользящем и постоянном давлении в деаэраторе

Как видно по гистограмме на всех режимах удельный расход условного топлива по выработке электроэнергии при работе энергоблока на скользящем давлении в деаэраторе меньше на 1 – 2 % чем при работе на постоянном давлении в деаэраторе.

На рисунке 3.2 представлен график изменения коэффициента регенерации при работе энергоблока на скользящем и постоянном давлении в деаэраторе.

Рис. 3.2 – График изменения коэффициента регенерации при работе энергоблока на скользящем и постоянном давлении в деаэраторе

Значение коэффициента регенерации на всех режимах работы энергоблока при скользящем давлении в деаэраторе выше, чем при постоянном, что показывает повышение степени регенеративного подогрева питательной воды при переводе деаэратора на скользящее давление. Поведение коэффициента регенерации одинаково как на скользящем давлении, так и на постоянном давлении в деаэраторе. С уменьшением мощности турбины коэффициент регенерации повышается, но в узких диапазонах режимов от 180 МВт до 158 МВт. Преобладающая тенденция состоит в уменьшении коэффициента регенерации при снижении нагрузки, чем обусловлено общее снижение эффективности РППВ при разгрузки турбины.

Таким образом, при работе энергоблока на скользящем давлении в деаэраторе технико-экономические показатели изменяются следующим образом:

- Коэффициент регенерации возрастает на 0,2 – 0,5 %.

- КПД энергоблока по производству электрической энергии возрос на 0,22 – 0,29 %.

- Полный КПД энергоблока повысился на 0,2 – 0,3 %.

- Удельный расход условного топлива снизился на 1 – 2%.

На основании рассмотренного в работе улучшения технических показателей работы установки, определим экономическую выгоду от предлагаемых мероприятий.

Определим стоимость капитальных вложений по приобретению и установке насоса ПЭ-250-180:

(3.1)

где: Р_к– капитальные затраты;

Р_пр–затраты на приобретение (2250000руб.);

Р_дос–затраты надоставку (10% от затрат на приобретение);

Р_уст–затраты на установку (20% от затрат на приобретение);

Р_обсл–затраты на первоначальное обслуживание и пуско-наладку (15% от затрат на приобретение);

Рассмотрим экономическую выгоду от внедренных мероприятий. Зная расчетное уменьшение расхода удельного топлива – 2% или 1350 кг/ч, а также стоимость 1 т условного топлива для Ханты-Мансийского автономного округа, утвержденного РЭК на 2017 год в размере 4000 руб.

, (3.2)

где: – экономическая выгода в час;

V - уменьшение расхода удельного топлива;

p – цена 1 т условного топлива.

Принимая во внимание круглосуточный характер функционирования установки, рассчитаем суточную и месячную экономическую выгоду:

Таким образом, можно определить срок окупаемости данного проекта в сутках.

, (3.3)

где: Т – срок окупаемости в сутках.

Таким образом, экономическая эффективность предложенной установки насоса ПЭ-250-180 составляет в месяц, срок окупаемости решения составит 26 суток.

На основании полученных данных построим расчетную таблицу и результирующий график экономической выгоды работы установки на частичных нагрузках, с учетом ввода в эксплуатацию насоса ПЭ-250-180, представим их в приложении З.

3.2. Анализ экологичности и безопасности проекта

3.2.1. Вредные производственные факторы

Согласно ГОСТ «Опасные и вредные производственные факторы» вредными факторами на местах обслуживания спроектированной установки являются:

1. физические:

- повышенная запыленность и загазованность воздуха;

- повышенная или пониженная температура воздуха рабочей зоны;

- повышенная или пониженная влажность воздуха;

- повышенная или пониженная подвижность воздуха;

- повышенное значение напряжения в электрической цепи, замыкание которой может произойти через тело человека;

- повышенный уровень электромагнитных излучений;

- отсутствие или недостаток естественного света.

- повышенный уровень шума;

- повышенный уровень вибрации;

- пожароопасность.

2. психофизиологические:

- физические перегрузки;

- нервно-психические перегрузки.

В соответствии с ГОСТ 12.1.005-88 «Общие санитарно-гигиенические требования к воздуху рабочей зоны», содержание вредных веществ в воздухе рабочей зоны определяется таблицей 3.1

Таблица 3.1 - Содержание вредных веществ в воздухе рабочей зоны

Вредное вещество, содержащееся в воздухе рабочей зоны	Величина ПДК, мг/м³	Класс опасности
1	2	3
Оксид азота	5	3
Оксид углерода	20	4
Углеводороды	300	4
Сажа	4	3
Свинец и его соединения	0.01	1
Сера	6	4

Нормы на температуру, относительную влажность и скорость движения воздуха устанавливаются в зависимости от сезона года и категории работ в соответствии с ГОСТ 12.1.005 – 88 по таблице 3.2.

Таблица 3.2 - Допустимые нормы температуры, влажности и скорости движения воздуха в рабочей зоне

Период года

Категория работ

Температура на постоянных рабочих местах, °С

Относительная влажность, %

не более

Скорость движения воздуха, м/с

не более

Верхняя граница

Нижняя граница

Холодный

Средней тяжести - II а

Тяжелая - III

0.2

0.3

Теплый

Средней тяжести - II а

Тяжелая - III

65 – при 26°С

75 – при 24°С

0.2 - 0.4

0.2 – 0.6

Нормы на допустимые показатели микроклимата устанавливаются для холодного и теплого периодов года при категории тяжести работ: средней тяжести - II а, тяжелая - III.

Напряжения прикосновения и токи, протекающие через тело человека, при нормальном режиме электроустановки не должны превышать значений, указанных в таблице 3.3 в соответствии с ГОСТ 12.1.038 – 82 «Электробезопасность. Предельно допустимые уровни напряжений прикосновения и токов».

Таблицы 3.3 – Предельно-допустимые уровни напряжений и токов при нормальном режиме электроустановок

Род тока	U, В	I, А
Переменный с частотой 50 Гц	не более 2,0^*	не более 0,3^*
^* Напряжения прикосновения и токи приведены при продолжительности воздействия не более 10 минут в сутки

В соответствии с ГОСТ 12.1.045-84 и ГОСТ 12.1.002-84, предельно допустимые значения напряженности электрического и магнитного полей устанавливаются по таблице 3.4.

Таблица 3.4 - Предельно допустимые значения напряженности электрического поля Е и магнитного поля Н

Параметр электромагнитного поля	Диапазон частот, МГц
Параметр электромагнитного поля	0,03-3	3-30	30-300
Е, В/м	500	300	80
Н,А/м	50	-	-
ЭНЕ, (В/м)^{2 *}	20000	7000	800
ЭНН, (А/м)^{2 *}	200	-	-
^__________ ^*ЭН - напряженность поля в течение дня

Нормы проектирования естественного и искусственного освещения по СНиП 23-05-95 «Строительные нормы и правила. Естественное и искусственное освещение» приведены в таблице 3.5.

Таблица 3.5- Нормы проектирования естественного и искусственного освещения

Характеристика зрительной работы	Наименьший размер объекта	Разряд зрительной работы	Искусственное освещение		Естественное освещение		Совмещенное освещение
			освещенность, лк		КЕО, %		КЕО, %
			комбинированное	общее	верхнее	боковое	верхнее	боковое
Высокой точности	0.3-0.5	III	750	300	5	2	2-3	1.2

В соответствии с ГОСТ 12.1.003 - 83 «Шум. Основные требования безопасности» установлены предельно-допустимые условия постоянного шума на рабочих местах, которые указаны в таблице 3.6.

Таблица 3.6 - Допустимые уровни шума

Вид трудовой деятельности, рабочего места	Уровни звукового давления, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими частотами, Гц
Вид трудовой деятельности, рабочего места	31	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
Выполнение всех видов работ на постоянном рабочем месте	103	91	83	77	73	70	68	66	64	75

В соответствии с ГОСТ 12.1.012-90 «Технологическая вибрация, воздействующая на операторов стационарных машин и оборудования» допустимый уровень вибрации на рабочем месте определяется по таблице 3.7.

Таблица 3.7 - Допустимый уровень вибрации

Вид вибрации	Допустимый уровень виброскорости, дБ, в октавных полосах со среднегеометрическими частотами, Гц.
Вид вибрации	2	4	8	16	31,5	63
Технологическая	108	99	93	92	92	92

Согласно ГОСТ 12.1.004 – 91 возможная частота пожаров допускается такой, чтобы вероятность их возникновения в течение года не превышала 10^-6 или чтобы вероятность воздействия опасных факторов на людей в течение года не превышала 10^-6 на человека.

3.2.2. Мероприятия по достижению безопасных условий работы

Требуемое состояние воздуха рабочей зоны обеспечивается выполнением следующих мероприятий:

- дистанционное управление производственными процессами;

- применение респираторов для защиты от вредных веществ;

- надежная герметизация оборудования, в котором находятся вредные вещества, в частности насосов, компрессоров;

- устройства вентиляции и отопления;

- экранирование источников тепловых излучений.

Меры защиты от поражения электрическим током:

- обеспечение недоступности токоведущих частей, находящихся под напряжением, для случайного прикосновения;

- работа в исправной сухой спецодежде и рукавицах;

- устранение опасности поражения при появлении напряжения на корпусах, кожухах и других частях электрооборудования, что достигается применением малых напряжений, использованием двойной изоляции, защитным заземлением, защитным отключением.

Ослабление мощности электромагнитного поля на рабочем месте достигается применением индивидуальных средств защиты и экранированием источника излучения.

Тщательный и регулярный уход за установками естественного и искусственного освещения обеспечивает требуемые величины освещенности. Светофильтры подбирают в соответствии с характером и интенсивностью излучения. Своевременно заменяются перегоревшие лампы.

Чистка стекол световых проемов производится не реже 4 раз в год для помещений со значительным выделением пыли.

Для защиты от яркого света применяют очки и щитки со специальными светофильтрами.

Изменение направленности излучения шума так, чтобы его максимум был направлен в противоположную сторону от рабочего места. Средствами индивидуальной защиты от шума являются: ушные вкладыши, наушники и шлемофоны. Они позволяют снизить уровень звукового давления на 10 - 15 дБ.

Гашение вибрации осуществляется путем установки агрегатов на фундаменты и виброизоляцией.

Мероприятия по пожарной профилактике разделяются на организационные, технические, режимные и эксплуатационные.

Организационные мероприятия предусматривают правильную эксплуатацию машин, правильное содержание зданий, территории, противопожарный инструктаж рабочих и служащих, организацию пожарно-технических комиссий, издание приказов по вопросам усиления пожарной безопасности.

К техническим мероприятиям относятся: соблюдение противопожарных правил, норм при проектировании зданий, при устройстве электропроводов и оборудования, отопления, вентиляции, освещения, правильное размещение оборудования.

Мероприятия режимного характера – это запрещение курения в неустановленных местах, произведение сварочных и других огневых работ в пожароопасных помещениях.

Эксплуатационными мероприятиями являются своевременные профилактические осмотры, ремонты и испытания технологического оборудования.

Конструкция, взаимное расположение элементов рабочего места (органы управления, средства отображения информации и т.д.) соответствуют антропометрическим, физиологическим и психологическим требованиям, а также характеру работы.

Рабочее место организуется в соответствии с требованиями стандартов, технических условий и методических указаний по безопасности труда и обеспечивает выполнение трудовых операций в пределах зоны досягаемости моторного поля.

3.2.3. Расчет освещения рабочего места

В данной части выпускной квалификационной работы будет произведен расчет освещения рабочего места машиниста энергоблока.

Рациональное освещение помещений - один из наиболее важных факторов, от которых зависит эффективность трудовой деятельности человека. Хорошее освещение необходимо для выполнения большинства задач машиниста энергоблока. Для того, чтобы спланировать рациональную систему освещения, учитывается специфика рабочего задания, для которого создается система освещения, скорость и точность, с которой это рабочее задание должно выполняться, длительность его выполнения и различные изменения в условиях выполнения рабочих операций.

Помещение, в котором находится рабочее место машиниста энергоблока,имеет следующие характеристики:

- длина помещения 16 м;

- ширина помещения 6 м;

- высота 4 м;

- количество рабочих мест 2;

В помещении, где находится рабочее место машиниста энергоблока используется смешанное освещение,т.е. сочетание естественного и искусственного освещения.

В качестве естественного - боковое освещениечерез окна.

Искусственное освещение используется при недостаточном естественном освещении. В данном помещении используется общее искусственное освещение.

Расчет его осуществляется по методу светового потока с учетом потока, отраженного от стен и потолка.

Нормами для данных работ установлена необходимая освещенность рабочего места Ен=200лк (средняя точность работы по различению деталей размером от 1 до 5 мм). Разряд зрительной работы V.

Для организации общего искусственного освещения выберем лампы типа ЛБ40.

Люминесцентные лампы имеют ряд преимуществ перед лампами накаливания: их спектр ближе к естественному; они имеют большую экономичность (больше светоотдача) и срок службы (в 10-12 раз). Наряду с этим имеются и недостатки: их работа сопровождается иногда шумом; хуже работают при низких температурах; их нельзя применять во взрывоопасных помещениях; имеют малую инерционность.

Для выбранного помещения люминесцентные лампы подходят.

Необходимое число светильников определяется по формуле:

, (3.1)

где Е_н - нормированная освещенность, (Е_н=200лк);

S - площадь помещения, м²;

z - коэффициент минимальной освещенности, значения которого для люминесцентных ламп – 1.1;

Ф_л – световой поток, который определяется для люминесцентной лампы заданной мощности, лм;

n – число ламп в светильнике;

k – коэффициент запаса, принимаем в соответствии с таблицей 1.2 - 1.5;

N – число светильников в помещении;

η – коэффициент использования светового потока ламп, зависящий от КПД и кривой распределения силы света светильника, коэффициента отражения потолка ρ_П= 70% и стен ρ_с = 50%, высоты подвеса светильников и размеров помещения.

Площадь помещения:

S = A∙B, (3.2)

где S – площадь помещения, м²;

А – длина помещения, м;

В – ширина помещения, м.

S = 16∙6 = 96

Световой поток определяем по таблице 1.4

Ф_л= 3120 лм

В качестве светильников выбираем ПВЛ-1, 2х40 Вт. Количество ламп определяется конструкцией светильника.

n=2

Индекс помещения определим по формуле:

, (3.3)

где i-индекс помещения;

h-высота помещения, м.

Определяем коэффициент использования светового потока (η =34).

По формуле (3.1) определяем необходимое количество светильников

Расчетную высоту подвеса определяем по формуле:

H_р= H-h_c-h_р, (3.4)

где H_р – расчетная высота подвеса, м;

H – высота помещения, м;

h_c = 0,1 м– высота светильников от перекрытия;

h_р= 0,8 м - высота рабочей поверхности от пола, м.

H_р= 4-0,1-0,8=3,1

Отношение расстояния между светильниками к расчетной высоте их подвеса составляет 1,5.Откуда:

L=1.5∙ H_р, (3.5)

где L- расстояние между светильниками, м.

L=1.5∙3.1= 4,65

Определяем количество светильников по длине и по ширине помещения:

, (3.6)

где n₁ – количество светильников по длине помещения.

, (3.7)

где n₂ – количество светильников по ширине помещения

С учетом того, что расположение светильников в два ряда по ширине и и в семь по длине не превышает требований выбираем схему расположения, приведенную на рисунке 3.3.

Рис. 3.3 - Схема расположения светильников

Электрическая мощность одной лампы ЛБ40 W_л=40 Вт.

Мощность всей осветительной системы:

W_общ = W_л ∙ N (3.8)

где W_общ- мощность всей осветительной системы,

W_общ=40∙28=1120 Вт.

Сделаем проверку, найдя значение светового потока:

(3.9)

лм

Как видно, полученное значение светового потока равное 3328 мало отличается от принятого ранее (3120). Поэтому можно сделать вывод, что расчет выполнен правильно.

Из произведенного в данном разделе расчета следует, что для нормальной работы пользователя рабочего места необходимо общее освещение помещения со световым потоком 139764 лм, для чего необходимо наличие 14 светильников типа ПВЛ-1 с двумя лампами типа ЛБ40.

Таким образом, в данной главе проведено экономическое обоснование проекта, произведены расчеты себестоимости электрической энергии на ТЭЦ при работе энергоблока с дополнительным питательным насосом ПЭ-250-180 и без него. В разделе экологичность и безопасность проекта произведен расчет освещения рабочего места, которым определил общее освещение помещения.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Перспективное направление развития энергетики связано с применением газотурбинных (ГТУ) и парогазовых (ПГУ) установок на тепловых электростанциях. ПГУ на природном газе – единственные энергетические установки, которые в конденсационномрежиме могут вырабатывать электроэнергию с КПД 58–60 %. Кроме того, удельные капитальные затраты, себестоимость выработки электроэнергии для ПГУв 1,5-2 раза, а сроки строительства в 2-3 раза ниже, чем для паротурбинных и атомных электростанций.С учетом достоинств ПГУ в «Энергетической стратегии России на период до 2030 года» отмечается, что наиболее эффективными установками по производству электроэнергии для тепловых электрических станций на газе являются парогазовые установки комбинированного цикла.

Мощные турбоустановки, спроектированные для работы в базовом режиме в реальных условиях эксплуатации, большую часть времени эксплуатируются на режимах частичных нагрузок в широком диапазоне температур охлаждающей воды. Поддержание номинальных режимных параметров при снижении электрической нагрузки и изменении температуры охлаждающей воды не всегда обеспечивает максимальную экономичность турбоустановки. Существующие правила эксплуатации разрабатывались, исходя из эксплуатации турбоустановок в базовом режиме, и не дают ответа на вопрос: как необходимо изменять режимные параметры чтобы обеспечить максимальную экономичность турбоустановок при изменении электрической нагрузки и изменении температуры охлаждающей воды. Повышение качества эксплуатации турбоустановки тепловых электростанций России позволит уменьшить удельный расход топлива на (1-2 %) при минимальных финансовых затратах.

Целью выпускной квалификационной работы являлось исследование эффективности работы на частичных нагрузках турбоустановки Т-180/210-130 на скользящем давлении в деаэраторе и разработка технического предложения по установке питательного насоса «дополнительного резерва».

Актуальность проведенной работы состоит в том, что перевод деаэратора на переменное давление является эффективным путем устранения общего уменьшения эффективности регенерации при снижении нагрузки турбинной установки.

В четырнадцатом энергоблоке Сургутской ГРЭС-3 деаэратор является предвключенной составной частью ПВД-5, работающими на третьем отборе и давление в деаэраторе на всех режимах поддерживают постоянным - 0,69 МПа, используя для этого установленный на линии подвода пара регулирующий клапан, которым управляет регулятор давления в деаэраторе. В турбоустановке Т-180/210-130 деаэратор подключен к четвертому отбору пара и является самостоятельной ступенью подогрева питательной воды. При номинальном режиме давление в четвертом отборе составляет 0,656 МПа и при снижении нагрузки турбины уменьшается. Следовательно, снижается давление и в деаэраторе. В этих условиях деаэратор работает на скользящем давлении. При снижении нагрузки турбоустановки до 120 МВт, давление в деаэраторе снижается до 0,45 МПа. При этом возможно ухудшение деаэрации питательной воды в деаэраторе и возникновение кавитации на входе в питательный насос. Опыт эксплуатации подобных ТЭЦ показывает, что давление всасывания питательного насоса обеспечивается допустимым кавитационным запасом (рекомендуемый подпор 12м, подпор на минимальном режиме 7,8м), а минимально-допустимое значение содержания О2 (10 млг/дм3) и СО2 в питательной воде поддерживают добавлением в воду гидрозина и аммиака.

Для выявления эффективности работы энергоблока на скользящем давлении в деаэраторе проведены расчеты режимов работы энергоблока на номинальной и частичных электрических нагрузках.

Для расчета режимов работы энергоблока при постоянном давлении в деаэраторе был рассмотрен вариант тепловой схемы турбинной установки при подключении деаэратора к третьему отбору, как предвключенная составная часть ПВД-5 и постоянное давление в деаэраторе поддерживается регулирующим клапаном.

В результате расчетов получены следующие данные:

- удельный расход условного топлива по выработке электроэнергии на всех режимах меньше на 1 – 2 % при работе на скользящем давлении в деаэраторе.

- при работе энергоблока на скользящем давлении в деаэраторе значение коэффициента регенерации на всех режимах больше на 0,2 – 0,5 %. Тенденция изменения коэф. рег. одинаково как на скользящем давлении, так и на постоянном давлении в деаэраторе.

- КПД энергоблока по производству электрической энергии выше на 0,22 – 0,29 %.Полный КПД энергоблока больше на 0,2 – 0,3 %.

В энергоблоке Сургутской ГРЭС-2 подача питательной воды в парогенератор осуществляется двумя питательными насосами ПЭ-580-185-3. На номинальном и конденсационном режимах производительность насосной установки существенно больше требуемого расхода питательной воды, что ведет к перерасходу электроэнергии на собственные нужды и снижению показателей энергоблока. Для устранения этого недостатка разработано предложение по включению в схему деаэрационно-питательной установки питательного насоса «дополнительного резерва». По своим параметрам для этой цели подходит насос ПЭ-250-180 (схема ДПУ). Номинальный и конденсационный режимы будут обеспечиваться работой двух насосов: основного ПЭ-580 и дополнительного ПЭ-250.

Для выяснения эффективности работы питательной НУ и энергоблока в целом проведены расчеты потребляемой мощности питательного насоса при различных способах регулирования подачи питательной воды. В результате выявлено, что при регулировании подачи питательной воды способом изменения частоты вращения вала насоса гидромуфтой потребляемая мощность меньше на 12,5 – 33 %, чем при регулировании подачи способом дросселирования (как показано на графике потребляемой мощности ПЭНов). В связи с этим для более экономичной работы энергоблока регулирование питательного насоса ПЭ-250-180, будет осуществляться способом изменения частоты вращения вала насоса гидромуфтой.

Расчет технико-экономических показателей энергоблока с насосом «дополнительного резерва» на номинальном режиме показал, что расход электроэнергии на собственные нужды уменьшается на 3320 кВт.

КПД энергоблока на отпуск электроэнергии (нетто) увеличивается на 0,6 %. Удельный расход условного топлива на отпуск электроэнергии уменьшается на 2 %. И экономия топлива составляет 1350 кг/ч.

Для питательного насоса дополнительного резерва с гидромуфтой разработана схема маслоустановки. Определены параметры и выбраны масляные насосы. Произведен поверочный расчет теплообменной поверхности с целью уточнение концевых температур выбранного теплообменника. Для предотвращения подплавления подшипников на выбеге насоса в схеме предусмотрен подпорный масляный бак (вместимостью 0,15 м3, приподнят над осью насоса на высоту 2 м)

В экономическом обоснование проекта произведены расчеты себестоимости электрической энергии на ТЭЦ при работе энергоблока с дополнительным питательным насосом ПЭ-250-180 и без него. Расчеты показали, что при работе питательного насоса «дополнительного резерва» себестоимость 1кВт·ч электроэнергии уменьшается на 1,6 %.

В разделе экологичность и безопасность проекта произведен расчет освещения рабочего места, которым определил общее освещение помещения со световым потоком 139764 лм для нормальной работы пользователя рабочего места в котлотурбинном цехе Сургутскойй ГРЭС-2.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. ГОСТ Р 52527-2006. Установки газотурбинные. Надежность, готовность, эксплуатационная технологичность и безопасность.- Введ. 2006-07-01.

2. РД 34.25.102-87 Теплофикационный моноблок с турбиной Т-110/120-130 и барабанным котлом. Типовая пусковая схема

3. РД 34.25.103-87 теплофикационный дубль-блок с турбиной Т-185/220-130 и барабанными котлами. Типовая пусковая схема

4. Александров А. А., Орлов К. А., Очков В. Ф. Теплофизические свойства рабочих веществ теплоэнергетики: Интернет-справочник. — М.: Издательский дом МЭИ. 2009. — 224 с.

5. Александров А. А., Очков В. Ф., Орлов К. А., Очков А. В. Теплофизические свойства воды и водяного пара// Промышленная энергетика. — 2007. — № 2.

6. Аминов Р.З., Кожевников А.И., Янков А.В. Оценка влияния режимов использования на выработку ресурса газотурбинными установками // Известия высших учебных заведений. Проблемы энергетики. 2013. № 3-4. С.95-100.

7. Аракелян Э.К., Болонов В.О., Сахаров К.В. Выбор оптимальных режимов работы бинарных ПГУ на пониженных нагрузках // Новое в российской электроэнергетике. -2011.-№11.

8. Аракелян Э.К., Сахаров К.В. Исследование температурного состояния ступеней ЦВД паровой турбины Т-125/150 ПГУ-450 при работе в малопаровом режиме // Новое в российской электроэнергетике. -2013.-№1.

9. Аракелян Э.К., Хуршудян С.Р. Выбор оптимальных режимов газовых турбин ПГУ-450Т при пониженных нагрузках // Новое в российской электроэнергетике.- 2013.-№7.

10. Аракелян, Э. К. Оптимизация и оптимальное управление [Текст]: учеб, пособие / Э. К. Аракелян, Г. А. Пикина; под ред. Т. Е. Щедеркиной; Моек, энергет. ин-т (техн. ун-т). - 2-е изд., перераб. и доп. - Москва : Изд. дом МЭИ, 2008. - 407 с. : ил.

11. Биленко В.А. Многоконтурные автоматические системы регулирования с несколькими регулирующими воздействиями и их применение для регулирования температуры пара прямоточных котлов // Теплоэнергетика. 2011. №10. С. 51 – 59

12. Бойко Е.А., Бажанов К.В., Грачев П.А. «Тепловые электрические станции (паротурбинные энергетические установки ТЭС). Справочное пособие. Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2006. 152 с.

13. Гнуни Т.С., Оганесян А.О. Разработка методики определения текущих и среднегодовых показателей работы теплофикационных парогазовых установок // Вестник ГИУА, Серия «Электротехника, энергетика», вып.16.-2013.- №1.

14. Даскал, Ю.И. Осаждение мелкодисперсной влаги в турбинных решетках[Текст] / Ю.И. Даскал// Изв. высших учебных заведений«Энергетика». –1983. – №12. – С. 81-83.

15. Доверман, Г.И. Расчет котельных агрегатов с использованием современных программных продуктов : учеб, пособие / Г.И. Доверман, Б.Л. Шелыгин, А.В. Мошкарин, Ю.В. Мельников; ГОУВПО «Ивановский государственный энергетический университет им. В.И. Ленина». - Иваново, 2007.

16. Дрейпер, H. Прикладной регрессионный анализ. В 2 т. / H. Дрейпер, Г. Смит. - М.: Финансы и статистика, 1986.

17. Елизаров, Д.П. Эксплуатация котельных установок высокого давления / Д.П. Елизаров. - М.: Госэнергоиздат, 1961.

18. Иванов, В.А. Режимы мощных паротурбинных установок. 2-е изд. / В.А. Иванов. -Л.: Энергоатомиздат, 1986.

19. Каталог газотурбинного оборудования. - М.: ЗАО «Газотурбинные технологии», 2007.

20. Ларионов В.С., Ноздренко Г.В., Щинников П.А., Зыков В.В. Технико-экономическая эффективность энергоблоков ТЭС: Учеб, пособие. - Новосибирск: Изд-во НГТУ, 1998. - 31 с.

21. Мошкарин, А.В. О влиянии характеристик газовых турбин на показатели работы мощных парогазовых блоков в переменных режимах / А.В. Мошкарин, Ю.В. Мельников // Энергосбережение и водоподготовка. - 2007. - № 4. - С. 32 - 34.

22. Мошкарин, А.В. Оценка показателей работы мощных одноцелевых парогазовых и паросиловых энергоблоков на частичных нагрузках / А.В. Мошкарин, Ю.В. Мельников // Вестник ИГЭУ. - 2007. - № 2. - С. 3 - 6.

23. Надежность ТЭС. Отказы и повреждения в работе электрооборудования. Электронная библиотека по энергетике. Энергосервис. Режим доступа: http://lib.rosenergoservis.ru/nadegnost-tec?start.

24. Никишин В.И. –Энергосберегающие технологии трубопроводного транспорта природных газов. М. «Нефть и газ», 1998. 420 с.

25. Повышение экономичности турбоустановок ТЭС и ТЭЦ в условиях энергорынка [Текст] / А.А. Тарелин, В.П. Скляров // Вюник НТУ «ХП1». Cepia: Енергетичш та теплотехшчш процеси й устаткування. - X.: НТУ «ХП1», 2013. - № 12(986). - С. 17-23

26. Прокопенко, А.Г. Стационарные, переменные и пусковые режимы энергоблоков ТЭС / А.Г. Прокопенко, И.С. Мысак. - М.: Энергоатомиздат, 1990.

27. Радин Ю.А. Исследование и улучшение маневренности парогазовых установок. Дисс….докт. техн. наук. М., 2013.-40с.

28. Развитие топочных технологий в российской энергетике: учеб-ное пособие / В. Л. Шульман [и др.]. — Екатеринбург : Изд-во Урал. ун-та, 2016. — 504 с.

29. Самойлович, Г.С. Переменные и переходные режимы в паровых турбинах / Г.С. Самойлович, Б.М Трояновский. - М.: Энергоиздат, 1982.

30. Сахаров В.К. Выбор оптимальных режимом энергоблоков ПГУ при участии их в регулировании мощности энергосистемы. Дисс. канд. техн. наук. М.:, 2013.-20с.

31. Суворов, Д. М. Оптимизация режимов работы отопительной ТЭЦ с однотипнымоборудованием: учебно-методическое пособие/ Д. М. Суворов. – Киров: ФГБОУ ВПО«ВятГУ», 2014. – 24 с.

32. Суворов, Д. М. Тепловые электрические станции [Текст]: лаб. практикум / Д. М. Суворов, Е. И. Эфрос, В. М. Сущих. - Киров, 2010. - 38 с.

33. Тепловая электрическая станция ― это очень просто : учеб. пособие / К. Э. Аронсон, Ю. М. Бродов, Н. В. Желонкин, М. А. Ниренштейн ; под общ. ред. д‑ратехн. наук, проф. Ю. М. Бродова. —Екатеринбург : Изд‑воУрал. ун‑та, 2016. — 203с.

34. Тепловой расчет котельных агрегатов. Нормативный метод. Издание третье, переработанное и дополненное. С.Петербург, 1998, 258 с.

35. Теплофикационные паровые турбины: повышение экономичности и надежности [Текст]: учебное пособие / Л. Л. Симою [и др.]. - Санкт-Петербург, 2001. - 208 с.

36. Турхний А.Д. Исследование работы ПГУ утилизационного типа при частичных нагрузках// Теплоэнергетика.-1999.-№3.

37. Щегляев, А.В. Паровые турбины / А.В. Щегляев. - М.: Энергоатомиздат, 1993.

38. Эрозия рабочих лопаток последних ступеней паровых турбин на пусковых и малорасходных режимах[Текст] / В.Г. Орлик, Ю.Я. Качуринер, В.Ф. Червонный[и др.]// Тепловые электростанции. – 2007. – №4. – С. 6-10.

39. Электронный ресурс. Режим доступа: http://www.wsp.ru/ru/ (дата обращения 12.12.2016)

40. Электронный ресурс. Режим доступа: www.freepatent.ru (дата обращения 12.12.2016)

41. Электронный ресурс. Режим доступа: www1.fips.ru (дата обращения 12.12.2016)

Оценка эффективности работы на частичных нагрузках турбоустановки Т-180/210-130 энергоблока со скользящим давлением

Оценка эффективности работы на частичных нагрузках турбоустановки Т-180/210-130 энергоблока со скользящим давлением

ВВЕДЕНИЕ

Похожие работы на - Оценка эффективности работы на частичных нагрузках турбоустановки Т-180/210-130 энергоблока со скользящим давлением