Тепловые электростанции (стр. 2 )

t1, °С

450

500

540

ηt, доли ед.

0,42

0,43

0,44

При Р1 = 12,75 МПа

Р2 = 3,5 кПа

Таким образом, увеличение температуры пара приводит к снижению влажности пара на выходе из турбины и увеличению термического к. п.д. При этом значение начальной температуры ограничивается по экономическим соображениям применением перлитных марок стали.

2.3 Промежуточный перегрев пара

Начальная температура пара t1 = 540°С не обеспечивает допустимую влажность при высоких давлениях пара (P1). На это указывают результаты расчета конечной влажности пара для идеального (у2ад) и реального (у2д) циклов при P2 = 3,5 кПа.

Р1, МПа

8,8

12,75

23,5

у2ад, доли ед.

0,21

0,23

0,29

у2д, доли ед.

0,11

0,14

0,19

Расчет выполнен по формуле (2.2) и иллюстрируется рисунком 2.5.

Рисунок 2.5 – К расчету конечной влажности пара.

Для уменьшения конечной влажности пара применяют промежуточный перегрев, который заключается в том, что пар после частичной его работы в турбине (в ступени высокого давления) направляется в промежуточный пароперегреватель, где нагревается (обычно до начальной температуры), и возвращается в турбину.

На рисунке 2.6 промежуточный перегрев иллюстрируется графиками на iS – диаграмме для идеального цикла.

1-2 – обычный процесс без промежуточного перегрева;

1-2*-1'-2' – процесс с промежуточным перегревом;

Рпп – давление промежуточного перегрева.

Рисунок 2.6 – Иллюстрация промежуточного перегрева на iS – диаграмме для идеального цикла.

В применении промежуточного перегрева представляют интерес 3 вопроса:

1)  энергетическая эффективность промежуточного перегрева, т. к. промежуточный перегрев требует подвода дополнительной теплоты, что может сказаться на к. п.д.;

2)  давление промежуточного перегрева, т. е. при каком давлении следует отводить пар на промежуточный перегрев;

3)  техническое осуществление промежуточного перегрева.

2.3.1 Энергетическая эффективность промежуточного перегрева

Для оценки энергетической эффективности промежуточного перегрева, цикл с промежуточным перегревом разделяют на две части: основной цикл (без перегрева) и дополнительный, который включает перегрев.

Разделение цикла показано на рисунке 2.7 в TS – координатах.

Рисунок 2.7 – К энергетической эффективности промежуточного перегрева (обозначения соответствуют рисунку 2.6)

Термические к. п.д. основного (ηо), дополнительного (ηD) и суммарного цикла с промежуточным перегревом (ηпп) определяются соотношениями:

; ; , (2.3-2.5)

где Lо, LD – работа, выполненная в основном и дополнительном циклах;

Qо, QD – теплота, подведенная в основном и дополнительном циклах.

Преобразуем уравнение (3) в вид удобный для анализа:

; (2.6)

Отношение в уравнении (2.6)

(2.7)

представляет собой относительную работу в дополнительном цикле.

В соответствии с (2.4) и (2.5):

; (2.8)

. (2.9)

С учетом (2.3), (2.7), (2.8) и (2.9), уравнение (2.6) принимает следующий вид:

; (2.10)

Изменение к. п.д. цикла с промежуточным перегревом по сравнению с к. п.д. основного цикла составит:

, (2.11)

а с учетом выражения (2.10) принимает вид:

;

После преобразования получаем выражение (2.12):

;

, (2.12)

которое позволяет однозначно судить об эффективности промежуточного перегрева, а именно:

1)  если , то и ;

2)  если , то и ;

3)  если , то и .

Таким образом, для увеличения к. п.д. цикла с промежуточным перегревом необходимо, чтобы к. п.д. дополнительного цикла (ηD), включающего перегрев, был больше, чем к. п.д. основного цикла (η0). Это зависит от температуры подвода теплоты в промежуточном перегреве, а, следовательно, от давления промежуточного перегрева.

2.3.2 Давление промежуточного перегрева

На рисунке 2.8 показана зависимость между к. п.д. цикла с промежуточным перегревом (ηпп) и давлением промежуточного перегрева (Рпп), полученная термодинамическим расчетом для идеальных условий.

Из расчета следует:

при Рпп < 0,2Р1 ηпп < ηо, т. е. к. п.д. цикла с промежуточным перегревом снижается по сравнению с циклом без перегрева;

при Рпп > 0,2Р1 ηпп > ηо, т. е. к. п.д. цикла с промперегревом увеличивается,

причем оптимальное значение ηппmax соответствует Рпп = 0,4Р1.

Рисунок 2.8 Зависимость к. п.д. цикла с промежуточным перегревом ηпп от давления промежуточного перегрева Рпп.

В реальных условиях с учетом типов и мощностей турбин, изменения их внутреннего относительного к. п.д., влияние отборов пара и других факторов, оптимальное значение Рпп изменяется в следующих пределах:

для одноступенчатого перегрева Рпп = (0,15÷0,20)Р1;

для двухступенчатого перегрева:

РппI = (0,25÷0,30)P1 (нижняя ступень);

РппII = (0,25÷0,30)РппI (верхняя ступень).

2.3.3 Техническое осуществление промежуточного перегрева

Возможно применение 3 схем (см. рис.2.9):

1)  газовый промежуточный перегрев, при котором промежуточный пароперегреватель располагают в конвективной шахте котла рядом с обычным пароперегревателем в зоне температур 600…700°С;

2)  промежуточный перегрев свежим паром или паром частично отработавшим в турбине;

3)  перегрев с использованием промежуточного теплоносителя, в качестве которого применяют расплавы щелочных металлов или органические соединения (дифенил, дифенилоксид, доутерм).

Рисунок 2.9 – Схемы промежуточного перегрева пара

Обозначения, принятые на рисунке 2.9:

ПГ – парогенератор;

ПП – промежуточный пароперегреватель;

ПТ – паровая турбина;

КН – конденсатный насос;

К – конденсатор;

ЭГ – электрогенератор;

СРП – система регенеративного подогрева питательной воды;

ТПТ – теплообменник для промежуточного теплоносителя (размещается в конвективной шахте котла);

НПТ – насос промежуточного теплоносителя.

Температуру промежуточного перегрева (Рпп) обычно принимают равной начальной температуре пара (t1).

На практике наиболее применяемым является газовый перегрев, который не требует затрат свежего пара (схема 2) и дополнительного промежуточного теплоносителя (схема 3).

Вместе с этим, газовый перегрев имеет ряд недостатков:

1)  усложняется конструкция котла и его эксплуатация за счет необходимости регулирования вторичного перегрева пара;

2)  возрастает стоимость котлотурбинной установки за счет увеличения протяженности трубопроводов, работающих при высоких температурах пара;

3)  вследствие увеличения протяженности трубопроводов возрастают потери энергии пара (температуры и давления);

4)  вследствие большого объема трубопроводов и промежуточного пароперегревателя создается опасность разгона турбины при снятии нагрузки.

Особенностями промежуточного перегрева на зарубежных электростанциях являются:

1)  перегрев пара осуществляет на 30…40°С выше начальной температуры пара, что допускается вследствие снижения давления пара;

2)  промежуточный пароперегреватель выполняют комбинированным и размещают как в конвективной, так и в радиационной части котла;

3)  применяют двухступенчатый промежуточный перегрев.

2.4 Конечные параметры пара

Конечные параметры пара представляют собой: давление (Р2), температуру (t2) и степень сухости пара (x2) на выходе пара из турбины или на входе в конденсатор.

Допустимая степень сухости пара изменяется в пределах х2доп ≥ 87…92%, а допустимая влажность, соответственно, у2доп ≤ 8…13% (см. 2.2.2).

Для увеличения к. п.д. следует добиваться минимальных значений давлений пара на выходе из турбины. Например, снижение давления в конденсаторе на 1кПа обеспечивает увеличение к. п.д. для турбин высокого давления на 0,5%, а среднего – на 1%.

Вместе с этим, снижение давления дает следующие негативные результаты:

1)  при снижении конечного давления резко увеличиваются объемы пара, например, при снижении давления от 4 до 2 кПа объем пара возрастает в 2 раза, что приводит к увеличению хвостовой части турбины, конденсатной установки, увеличиваются потери энергии на выходе пара из турбины, т. е. в целом приводит к росту капитальных затрат и снижению к. п.д. турбины;

2)  для создания вакуума при низких давлениях пара необходимо использовать воду, охлаждающую конденсатор, с температурой, не соответствующей техническим и климатическим условиям;

3)  увеличивается удельный расход воды на охлаждение конденсатора, что приводит к дополнительному расходу электроэнергии на привод циркуляционных насосов.

Оптимальные характеристики, связанные с конечными параметрами пара:

1)  давление пара Р2 = 3,5…5 кПа;

2)  температура пара t2 = 27…33°С;

3)  среднегодовая температура охлаждающего воздуха tвсг = 15…17°С;

4)  кратность охлаждения W/Dk, [кг/кг] (W – расход воды на охлаждение, Dk – расход пара, поступающего в конденсатор):

80…120 кг/кг – при одноходовом;

60…70 кг/кг – при двухходовом;

40…50 кг/кг – при четырехходовом конденсаторе.

2.5 Регенеративный подогрев питательной воды

Регенеративный подогрев заключается в нагреве смеси конденсата отработавшего в турбине пара и добавочной химочищенной воды, компенсирующей потери конденсата, частично отработавшим в турбине паром.

В применении регенеративного подогрева представляют интерес 3 вопроса:

1)  энергетическая эффективность регенеративного подогрева, т. к. пар отводимый на регенеративный подогрев в полной мере не реализует свой потенциал в турбине;

2)  техническое осуществление регенеративного подогрева;

3)  температура регенеративного подогрева питательной воды.

2.5.1 Энергетическая эффективность регенеративного подогрева

Энергетическая эффективность регенеративного подогрева заключается в том, что пар, отработавший в турбине, остаточную теплоту полностью возвращает в котел с питательной водой, а не выбрасывает в окружающую среду через конденсатор.

Принципиальная схема регенеративного подогрева представлена на рисунке 2.10.

ПГ – парогенератор; ПТ – паровая турбина; ЭГ – электрогенератор; К – конденсатор; КН – конденсатный насос; ПН – питательный насос; РО – регенеративный отбор; РП – регенеративный подогреватель; ДН – дренажный насос для отвода конденсата греющего пара; ДХОВ – добавочная химочищенная вода.

Dт – расход пара в турбину;

Dр – расход пара через регенеративный отбор;

Dк – расход пара в конденсатор.

Рисунок 2.10 – Принципиальная схема регенеративного подогрева питательной воды.

Относительные доли пара, поступающего в регенеративный отбор и конденсатор, составят

- в регенеративный отбор:

; (2.13)

- в конденсатор:

; (2.14)

- соответственно:

. (2.15)

Для оценки энергетической эффективности регенеративного подогрева питательной воды определяются:

1)  термический к. п.д. при работе конденсатного потока пара

, (2.16)

где i1 – энтальпия пара на входе в турбину;

ik – энтальпия пара на выходе из турбины или на входе в конденсатор;

ik' – энтальпия конденсата отработавшего пара;

2)  термический к. п.д. при работе регенеративного отбора пара

, (2.17)

где iр – энтальпия пара регенеративного отбора;

3)  термический к. п.д. цикла с регенеративным подогревом при работе обоих потоков

(2.18)

Из уравнения (2.18) следует, что к. п.д. цикла с регенеративным подогревом питательной воды всегда выше чисто конденсационного цикла, причем величина к. п.д. цикла с регенеративным подогревом тем выше, чем ниже к. п.д. конденсационного цикла.

Увеличение к. п.д. от регенеративного подогрева составит:

(2.19)

Регенеративный отбор пара снижает мощность турбины, т. к. пар не в полной мере отрабатывает в турбине.

Для компенсации снижения мощности необходимо подавать дополнительный пар с теплотой ΔQт, которая определяется выражением:

, (2.20)

где Qр – теплота пара в регенеративных отборах;

ζ – коэффициент ценности теплоты пара.

Коэффициент ценности теплоты пара связан с коэффициентом недовыработки мощности

, (2.21)

который показывает, какую долю теплоты не успел сработать пар регенеративного отбора по сравнению с конденсатным потоком пара.

Коэффициенты ζ и yN связаны уравнением:

, (2.22)

где kc – коэффициент схемы, который зависит от начального давления пара:

, (2.23)

здесь i΄k, i΄1 – энтальпии кипящей воды, соответственно при давлениях Pk и P1.

Р1, МПа

kc

3,4

0,2…0,25

8,8

0,30

12,75 и 23,5

без п/п

0,30…0,35

с п/п

0,40…0,45

п/п – промежуточный перегрев

Коэффициенты ценности пара нечетных отборов турбины К-60-130/565

К – конденсационная турбина

60 – номинальная мощность, МВт

130 – начальное давление пара, атм.

565 – температура пара на входе в турбину, °С,

вычисленные по формуле (2.22) представлены на рисунке 2.11

№отбора

1

3

5

7

Рр, МПа

3,06

1,25

0,3

0,04

ζ

0,8

0,7

0,5

0,3

Рисунок 2.11 – Значение коэффициентов ценности пара регенеративних отборов турбины К-60-130/565.

Количество топлива, которое необходимо затратить для подачи дополнительного пара в турбину с целью компенсации недовыработки мощности составит:

. (2.24)

Экономия топлива от регенеративного подогрева питательной воды:

(2.25)

Экономия топлива с учетом компенсации недовыработки мощности:

(2.26)

Из уравнения (2.26) следует, что регенеративный подогрев питательной воды обеспечивает экономию топлива даже с учетом компенсации мощности турбины путем выработки дополнительного пара в котле. При этом экономия топлива тем выше, чем ниже коэффициент ценности пара. Вместе с этим, низкие параметры пара не обеспечивают необходимую температуру подогрева питательной воды. В связи с этим применяют многоступенчатый подогрев, который заключается в том, что вначале воду нагревают паром низких давлений, а затем давление пара увеличивают.

Экономия топлива при многоступенчатом подогреве питательной воды составила:

, (2.27)

где Qpi, ζi – относятся к соответствующей ступени подогрева.

Турбины ТЭС включают от 7 до 11 регенеративных отборов, что обеспечивает в зависимости от начальных давлений пара от 7 до 18 % экономии топлива:

Р1, МПа

Вэк, %

3,4

7-8

8,8

11-13

12,75

15-16

23,5

17-18

Общее количество пара, отводимого через регенеративные отборы, составляет до 20…30%, а через один отбор отводится до 3…8% пара, поступающего в турбину.

2.5.2 Техническое осуществление регенеративного подогрева питательной воды

В качестве регенеративных подогревателей применяют поверхностные, смешивающие и комбинированные теплообменники.

Наиболее распространенными являются поверхностные теплообменники, т. к. обеспечивают стабильную работу при изменении нагрузки (расхода пара) на турбину.

Разнообразие в системы регенеративного подогрева питательной воды вносят способы отвода дренажа из подогревателей.

Возможны следующие варианты (см. рис 2.12 – 2.15):

1. 

Рисунок 2.12 – Схема отвода дренажа подъемными насосами.

ПГ – парогенератор, ДН – дренажный насос, ПН – питательный насос, К – конденсатор, КН – конденсатный насос, ПВД – подогреватель высокого давления, ПНД – подогреватель низкого давления, Др – расход пара из регенеративного отбора.

Дренаж, образующийся в подогревателе, подается в линию конденсата после подогревателя и этим увеличивает температуру питательной воды перед последующим подогревателем, работающим при более высоких параметрах пара. Это вытесняет пар более высоких параметров из схемы регенеративного подогрева, а, следовательно, позволяет использовать больше пара низких параметров, что повышает энергетическую эффективность схемы.

2. 

Рисунок 2.13 – Схема отвода дренажа опускными насосами.

В этой схеме дренаж подается перед подогревателем и этим по сравнению с предыдущей схемой вытесняет пар менее высоких параметров, что снижает энергетическую эффективность схемы. Преимущество по сравнению с предыдущей схемой заключается в уменьшении расхода электроэнергии на привод дренажных насосов, т. к. подача дренажа осуществляется в участки линии конденсата с меньшим давлением.

3. 

Рисунок 2.14 – Схема каскадного отвода дренажа.

КО – конденсатоотводчик.

В этой схеме дренаж отводится самотеком из одного подогревателя в другой, что исключает дренажные насосы, а, следовательно, снижает капитальные затраты и исключает расход электроэнергии на перекачку дренажа.

4. 

Рисунок 2.15 – Схема каскадного отвода дренажа подъемными насосами.

По этой схеме дренаж, собранный со всех подогревателей подается в линию конденсата непосредственно перед котлом, что резко увеличивает температуру питательной воды на входе в котел, и повышает эффективность регенеративного подогрева.

Традиционная схема построения регенеративного подогрева питательной воды (см. рис. 2.16) имеет следующие особенности:

1.  Между подогревателями низкого и высокого давлений устанавливается деаэратор, который выполняет функцию дополнительной ступени подогрева (смешивающего типа). Бак деаэратора выполняет функцию аккумулятора питательной воды, обеспечивая необходимый запас воды.

2.  Применяют различные варианты отвода дренажа, но преобладающим способом отвода является каскадный слив.

В схеме на рисунке 2.16 деаэратор (Д) подключен на одном отборе с вышестоящим подогревателем, что обеспечивает запас давления пара необходи-

Рисунок 2.16 – Схема построения регенеративного подогрева питательной воды.

мый в деаэраторе при снижении нагрузки (уменьшении количества пара) в турбогенераторе.

Температура подогрева питательной воды в подогревателях близка к температуре насыщения (при давлении пара из отборов) с некоторым недогревом. Температура недогрева для подогревателей низкого и высокого давлений, соответственно:

Dtпнд = 2 ÷ 4 °С,

Dtпвд = 4 ÷ 8 °С.

2.5.3 Температура регенеративного подогрева питательной воды

Температура регенеративного подогрева питательной воды в значительной степени определяет эффективность регенеративного подогрева и теоретически может находится между двумя крайними значениями:

- между температурой конденсата (tк) на выходе из конденсатора, соответствующая температуре насыщения при давлении в конденсаторе (Рк);

- и температурой насыщения (t1н) при давлении свежего пара (Р1), поступающего в турбину t1.

В обоих случаях регенеративный подогрев отсутствует, т. к. при tк подогрев питательной воды не осуществляется, а при температуре t1н возможно использование только свежего пара, что не является регенеративным подогревом (регенеративный подогрев реализуется частично отработавшим паром в турбине). Следовательно, в обоих крайних случаях изменение термического к. п.д. от регенеративного подогрева Dηtp = 0. Вместе с этим регенеративный подогрев всегда дает положительный результат Dηtp > 0 (см. 2.4.1.), а совокупность положительных значений между двумя нулевыми значениями (tк и t1н) имеет максимум (Dηtp = max), соответствующий оптимальной температуре регенеративного нагрева питательной воды, обеспечивающую минимальную энергетическую эффективность подогрева. Это иллюстрируется графиками на рисунке 2.17, полученными в результате термодинамического расчета для идеальных условий при ступенчатом подогреве питательной воды.

1…∞ - число ступеней подогрева (n)

Рисунок 2.17 – Изменение термического к. п.д. при регенеративном подогреве питательной воды от температуры подогрева.

В соответствии с термодинамическими расчетами оптимальная температура питательной воды в зависимости от количества ступеней регенеративного подогрева определяется следующим образом:

n = 1: ;

n = 2: ;

n = 3: ;

……………………………………

т. е.

На практике оптимальная температура регенеративного подогрева питательной воды зависит от ряда факторов, в том числе, от стоимости топлива, затрат на систему регенеративного подогрева, затрат на подогрев воды в экономайзере котла и прочих условий. Рекомендуется выбирать температуру питательной воды в интервале (0,65÷0,75)·t1н.

В серийных котлах оптимальные температуры питательной воды в зависимости от давления пара составляют:

Р1, МПа

tпвопт, °С

3,5

170

9

215

13

230

24

260

При распределении степени подогрева между отдельными подогревателями применяется закон равной степени подогрева:

, (2.28)

где n – количество ступеней подогрева.

Для высоких давлений пара рекомендуется равная степень приращения энтропии питательной воды:

. (2.29)

Оптимальное распределение степени подогрева зависит от ряда факторов в том числе и от способа отвода дренажа из подогревателей, например, для каскадного слива конденсата из подогревателей, рекомендуется применять следующие соотношения:

(2.30)

(2.31)

2.6 Построение тепловых схем ТЭС на базе основных типов турбин

2.6.1 Построение тепловой схемы на базе турбины «К»

Принципиальная тепловая схема ТЭС на базе турбины К представлена на рисунке 2.18.

Рисунок 2.18 – Принципиальная тепловая схема ТЭС на базе турбины К.

К – 300 – 240:

К – конденсационная турбина;

300 – номинальная мощность турбины, МВт;

240 – давление пара, поступающего в турбину, атм. (23,5 МПа).

Обозначения на рисунке 2.18:

ЦВД, ЦСД, ЦНД - цилиндры высокого, среднего и низкого давлений;

ДХОВ – добавка химочищенной воды;

ТПН – турбина питательного насоса;

БН – бустерный насос (для создания подпора в питательном насосе);

ПСУ – пар сальниковых уплотнений;

ТПСУ – теплообменник пара сальниковых уплотнений.

Остальные обозначения такие же, как и на предыдущих рисунках.

Особенности тепловой схемы на базе турбины К:

1.  Турбина включает три ступени давления (ЦВД, ЦСД, ЦНД):

·  ЦВД выполнен в отдельном корпусе и имеет 2 отбора пара на регенеративные подогреватели питательной воды высокого давления (ПВД-1, ПВД-2).

·  ЦСД выполнен в одном корпусе с 1/3 частью ЦНД и имеет 3 отбора: на нижний подогреватель высокого давления (ПВД-3), на деаэратор (Д) и на верхний подогреватель низкого давления (ПНД-1);

·  ЦНД (2/3 части) выполнен двухпоточным в виде двух симметрических частей (1/3 ЦНД и 1/3 ЦНД), каждая из частей включает 2 отбора на регенеративные подогреватели низкого давления (ПНД-2 и ПНД-3).

2.  Привод питательного насоса (ПН) паротурбинный (ТПН). Отбор пара на ТПН совмещен с отбором пара на нижний подогреватель высокого давления (ПНД-3). Пар, отработавший в ТПН, возвращается в тепловую схему двумя потоками: в турбину (ЦНД) и в подогреватель низкого давления (ПНД-2). Предусмотрен также пуско-резервный электропривод питательного насоса, обеспечивающий 50% номинального расхода питательной воды.

3.  Система регенеративного подогрева питательной воды в целом включает 9 ступеней подогрева: 3 подогревателя высокого давления (ПВД-1,2,3), деаэратор (Д), 4 подогревателя низкого давления (ПНД-1,2,3,4) и теплообменник пара сальниковых уплотнений (ТПСУ), утилизирующего теплоту пара из сальниковых уплотнений турбины на подогрев питательной воды.

4.  Отвод дренажа от подогревателей высокого давления каскадный с окончательным сливом дренажа в деаэратор. Отвод дренажа из подогревателей низкого давления комбинированный: каскадный с подъемным насосом в главную линию конденсата от ПНД-3. Дренаж из ПНД-4 и ТПСУ отводится на всас конденсатного насоса (КН).

2.6.2 Построение тепловой схемы на базе турбины «Т»

Принципиальная тепловая схема ТЭС на базе турбины Т представлена на рисунке 2.19.

Рисунок 2.19 – Принципиальная тепловая схема ТЭС на базе турбины Т.

Т – 100 – 130:

Т – конденсационная турбина с теплофикационным отбором пара;

100 – номинальная мощность турбины, МВт;

130 – давление пара, поступающего в турбину, атм. (12,8 МПа).

Обозначения на рисунке 2.19:

ПЭ – пар эжекторов, обеспечивающих вакуум в конденсаторе;

ТПЭ – теплообменник пара эжекторов;

ТП – встроенный конденсатор теплофикационный пучок труб;

ПСВ-1, ПСВ-2 – подогреватели сетевой воды (первая и вторая ступени);

БН – бустерный насос (для повышения давления обратной сетевой воды с целью преодоления сопротивления подогревателей);

СН – сетевой насос;

ПВК – пиковый водогрейный котел (для дополнительного подогрева воды, если подогрев воды в сетевых подогревателях недостаточный);

ОМТС, ПМТС – обратная и подающая магистрали тепловой сети.

Особенности тепловой схемы на базе турбины Т:

1.  Турбина включает три ступени давления (ЦВД, ЦСД, ЦНД), выполненных в отдельных корпусах:

·  ЦВД имеет 1 отбор пара на ПВД-1 в конце расширения пара в цилиндре и, соответственно, спарен с отводом пара на ЦСД;

·  ЦСД имеет 6 отборов пара: на ПВД-2, ПВД-3, ПНД-1, ПНД-2, ПНД-3 и ПНД-4. Отбор пара на ПНД-3 спарен с отбором на деаэратор (Д);

·  ЦНД выполнен двухпоточным без отборов пара.

2.  Система регенеративного подогрева питательной воды включает 10 ступеней: три подогревателя высокого давления (ПВД-1,2,3), деаэратор (Д), четыре подогревателя низкого давления (ПНД-1,2,3,4), теплообменник пара сальниковых уплотнений (ТПСУ) и теплообменник пара эжекторов (ТПЭ), утилизирующий теплоту отработавшего в эжекторах пара на подогрев питательной воды.

3.  Отвод дренажа от подогревателей высокого давления каскадный с окончательным сливом дренажа в деаэратор. Отвод дренажа из подогревателей низкого давления комбинированный: каскадный с подъемным насосом в главную линию конденсата. Дренаж из теплообменника сальниковых уплотнений (ТПСУ) и теплообменника пара эжекторов (ТПЭ) отводится на всас конденсатного насоса (КН).

4.  Подогрев сетевой воды осуществляется паром регулируемых теплофикационных отборов, спаренных с нижними регенеративными отборами пара цилиндра среднего давления (ЦСД). Отвод дренажа из подогревателей сетевой воды (ПСВ-1,2) осуществляется в соответствующие точки главной линии конденсата.

В целом предусмотрены четыре ступени подогрева сетевой воды:

1)  во встроенном в конденсатор теплофикационном пучке труб (ТП), до 50…60 ºС (с учетом ухудшения вакуума в конденсаторе);

2)  в подогревателе сетевой воды первой ступени (ПСВ-1), до 70…80 ºС;

3)  в подогревателе сетевой воды второй ступени (ПСВ-2), до 130…140 ºС;

4)  в пиковом водогрейном котле (ПВК), до 180…200 ºС.

ЛИТЕРАТУРА

1.  Рыжкин электрические станции. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 328 с.

2.  , Морозов электрические станции. – М.: Энергоатомиздат, 1986. – 224 с.

3.  , , Елизаров электрические станции. – М.: Издательский дом МЭИ, 2009. – 446 с.

4.  , Иоффе и строительство ТЭС. – М.: Энергоатомиздат, 1985. – 408 с.

Учебное издание

ТЕПЛОВЫЕ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

Часть І

Конспект лекций

Тем. план. 2011, поз. 198

Подписано к печати 24.05.2011. Формат 60×84 1/16. Бумага типогр. Печать плоская. Уч.-изд. л. 2,52. Усл. печ. л. 2,50. Тираж 100 экз. Заказ № 91.

Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах: 1 2 3 4 5 6