Расчет тепловой схемы электростанции является основой комплексной технико-экономической оптимизации. Он производится по исходным данным, к основному числу которых относятся электрическая и тепловая нагрузки, параметры острого пара на входе турбину и за ней, а так же давление пара в отборах.
По начальным параметрам пара перед турбиной, а так же по давлению пара в конденсаторе и давлению пара в отборах строится процесс расширения пара в проточной части турбины.
На $h-s$ диаграмме параметры пара в точке 0 определяются по $p_0$ и $T_0$. Далее из точки 0 проводится линия адиабаты, перпендикулярная оси абсцисс ($s=const$), до пересечения с изобарой $p_1$. Получают значение идеального теплоперепада на первый отсек $Δh_{01}$. Для оценки действительного теплоперепада на отсек, необходимо значение теоретического теплоперепада умножить на относительно внутренний КПД отсека $Δh_1=Δh_{01}·η_{0i}$. Значение энтальпии пара в первом регенеративном отборе определяется как $h_1=h_0-Δh_1$.
Для определения энтальпии пара во втором отборе откладывают изоэнтропу из точки 1 до пересечения с изобарой $p_2$. По аналогии находят значения энтальпий во всех нижеследующих отборах. Линия 0−K на рисунке выше соответствует действительному процессу расширения пара в проточной части турбины.
После определения параметров пара в регенеративных отборах приступают к расчету расхода пара на турбину:
$$D_0=k_{рег}·\left(\frac{W_э}{\sum_{i=1}^{n} Δh_i·η_{эм}}+y_п·D_п+ y_т·D_т \right),$$где $k_{рег}$ – коэффициент регенерации, для расчета тепловой схемы, принимается ориентировочно в диапазоне $1.15÷1.3$; $W_э$ – электрическая мощность, кВт; $η_{эм}$ – электромеханический к.п.д., принимается в расчетах равным $0.98÷0.99$; $y_п$, $y_т$ – коэффициент недовыработки паром соответственно отопительного и теплофикационного отборов, значения этих коэффициентов определяются по следующим формулам:
$$y_п=\frac{h_п-h_к}{h_0-h_к},$$ $$y_т=\frac{h_т-h_к}{h_0-h_к},$$где $h_п$, $h_т$ – энтальпии в производственном и теплофикационном отборах, кДж/кг; $D_п$, $D_т$ – расходы пара на производство и отопление, кг/с.
Расход пара промышленного отбора $D_п$ определяется обычно производственными потребностями в технологическом паре и является известной величиной. Расход пара (кг/с) на теплофикацию $D_т$ определяется потребностью потребителя в тепловой энергии $Q_т$.
$$D_т=\frac{Q_т}{(h_т-h_{кт} )·η_т},$$где $η_т$ – к.п.д. теплообменника (сетевой установки); $h_{кт}$ – энтальпия конденсата пара теплофикационного отбора, кДж/кг.
Расход питательной воды для барабанного котла определяется по формуле:
$$G_{пв}=D_0+D_{ут}+D_{сн}+D_{пр},$$где $D_{ут}$ – внутренние потери пара и конденсата $D_{ут}=(0.01÷0.02)·D_0$; $D_{сн}$ – расход пара на собственные нужды станции, $D_{сн}=(0.01÷0.05)·D_0$; $D_{пр}$ – расход котловой воды в расширители непрерывной продувки, $D_{пр}=(0.02÷0.025)·D_0$.
При расчете величины расхода питательной воды для прямоточного котла в последней формуле отсутствует расход продувочной воды.
Тепловая схема энергоблока состоит из теплообменников поверхностного и смешивающего типов. При расчете тепловой схемы определяют расход греющей среды на каждый теплообменник и температуру обогреваемой среды на выходе из теплообменника. Эти величины определяются из уравнений тепловых и материальных балансов, составленных для элементов тепловой схемы. Уравнения материального и теплового баланса объединяются в систему алгебраических уравнений.
Подогреватель поверхностного типа. Как правило, предназначен для подогрева основного конденсата или питательной воды за счет тепла пара отбираемого, из проточной части паровой турбины. Как правило, нагреваемая вода течет внутри трубной системы, греющий пар – в межтрубном пространстве. Для расчета подогревателя необходимо составить уравнение теплового баланса, заключающееся в равенстве теплоты отдаваемого греющим паром и теплоты воспринимаемой нагреваемой средой.
$$D_п·(h_п-h_{кп} )=G_в·(h_в''-h_в'),$$где $G_в$ – расход нагреваемой среды, кг/с; $h_в'$, $h_в''$ – энтальпии нагреваемой среды соответственно на входе и на выходе из теплообменника, кДж/кг; $h_п$ – энтальпия греющего пара, кДж/кг; $h_{кп}$ – энтальпия дренажа греющего пара, кДж/кг.
Энтальпия греющего пара является функцией его давления и температуры: $h_п=h(p_п,t_п )$. Энтальпия дренажа греющего пара равна энтальпии насыщенной воды, определяемой по давлению греющего пара $h_{кп}=h'(p_п )$.
Энтальпия нагреваемой воды на выходе из подогревателя поверхностного типа зависит от давления и температуры воды: $h_в''=h(p_в,t_в'')$, где $t_в''$ – температура нагреваемой воды на выходе из подогревателя, определяемая в свою очередь, как разность температуры дренажа греющего пара и величины недогрева: $t_в''=t_s(p_п)-θ$. Значение $θ$ в инженерных расчетах для подогревателей принимается $3$ °С. Величина энтальпии нагреваемой среды на входе в теплообменник определяется типом элемента тепловой схемы стоящего перед рассчитываемым элементом против хода движения нагреваемой среды. Нагрев теплоносителя в таких теплообменниках осуществляется в основном за счет скрытой теплоты, выделяющейся при изменении агрегатного состояния (конденсации) греющего пара.
Подогреватель смешивающего типа. Предназначен для подогрева воды за счет теплоты пара, отбираемого из проточной части турбины. Нагрев осуществляется путем непосредственного контакта и смешения греющей и нагреваемой сред.
Уравнение материального баланса записывается в следующем виде:
$$D_п+G_в=G_в'.$$Уравнение теплового баланса:
$$D_п·h_п+G_в·h_в=G_в'·h_в'.$$где $h_в'=h'(p_п)$ – энтальпия нагреваемой среды на выходе из подогревателя смешивающего типа равна энтальпии насыщенной воды, определяемой по давлению греющего пара.
Деаэрационная установка. Предназначена для дегазации технологической воды от растворенных в ней агрессивных газов ($СО_2$, $О_2$), приводящих к химической коррозии металла станционного оборудования. Одновременно деаэрационная установка служит подогревателем смешивающего типа, состоящая из бака аккумулятора и деаэрационной колонки, в которой собственно и происходит деаэрация (дегазация) воды. Для организации вышеназванных процессов в деаэратор подается греющий пар из отборов турбины и считается, что давление пара $p_д$ по всему объему аппарата остается неизменным, сам процесс теплообмена происходит в области насыщения, причем греющий пар полностью конденсируется. Целью расчета деаэрационной установки является определение расхода отборного пара $D_п$ и расхода теплоносителя, поступающего на деаэрацию $G_{ок}$.
Для определения неизвестных величин необходимо совместно решить уравнения материального и теплового балансов:
$$D_п+G_{ок}=G_{пв}.$$ $$D_п·h_п+G_{ок}·h_{ок}=G_{пв}·h_{пв}.$$где $t_{пв}=h'(p_д)$ – энтальпия питательной воды (насыщенная среда) на выходе из деаэрационной установки; p_д – давление в деаэраторе.
Конденсатор. Предназначен для конденсации отработавшего в турбине пара за счет охлаждающей технической (циркуляционной) воды. При этом также полагают, что все процессы происходят на линии насыщения, а давление в конденсаторе $p_к$ является известной величиной. Параметры охлаждающей воды определяются так же, как для соответствующих потоков у подогревателя поверхностного типа. При этом расход основного конденсата на выходе из конденсатора $G_{ок}$ равен расходу пара в конденсатор $D_к$. Задача расчета конденсационной установки сводится к определению энтальпии основного конденсата пара на выходе, которая в свою очередь вычисляется как энтальпия насыщенной жидкости в зависимости от давления пара в конденсационной установке: $h_{ок}=h'(p_к )$.
Точки смешения и разветвления. Являются элементами тепловой схемы и предназначены для смешения или разветвления различных материальных потоков.
Целью расчета любой точки смешения является определение одного из расходов теплоносителя, подходящего к точке ($G_в$ или $G_д$), и температуры теплоносителя, получающейся в результате смешения потоков ($t_{см}$). Для решения поставленной задачи, как и в случае расчета подогревателя смешивающего типа и деаэрационной установки, необходимо составить, систему уравнений, состоящую из уравнений материального и теплового балансов:
$$G_в+G_д=G_{см}.$$ $$G_в·h_в+G_д·h_д=G_{см}·h_{см}.$$Расширитель непрерывной продувки. Данные устройства используются в тепловой схеме ТЭС для утилизации тепла потока продувочной воды, поступающей из соленых отсеков барабанов паровых котлов. Принцип работы расширителей непрерывной продувки основан на резком изменении давления продувочной воды ($G_{пр}$) от давления в барабане или выносном циклоне котла ($p_б$) до давления в расширителе ($p_р$). За счет резкого перепада давлений происходит вскипание продувочной воды, сопровождаемое образованием обессоленного насыщенного пара, который далее используется на технологические нужды и продувочную воду с повышенной концентрацией растворенных в ней солей. Если расширители в тепловой схеме используются одноступенчатые, то давление в расширителе ($p_р$) обычно поддерживается равным $0.7$ МПа. Если схема включения расширителей двухступенчатая, то в аппарате первой ступени давление равно $0.7$ МПа, а второй ступени – $0.12$ МПа.
Целью расчета расширителя непрерывной продувки является определение расхода вторичного пара $D_п'$ и расхода соленой продувочной воды после расширителя $G_{пр}'$.
Для определения искомых величин необходимо составить систему линейных алгебраических уравнений из уравнений материального и теплового балансов:
$$G_{пр}=D_п'+G_{пр}'.$$ $$G_{пр}·h_{пр}=D_п'·h_п'+G_{пр}'·h_{пр}'.$$где $h_п'=h''(p_р)$ – энтальпия насыщенного пара, определяемая по давлению в расширителе; $h_{пр}'=h'(p_р)$ – энтальпия насыщенной соленой воды на выходе из расширителя; $h_{пр}=h'(p_б)$ – энтальпия продувочной воды на входе в расширитель.
Насос. Имеет однозначную расходную характеристику, поэтому задача его расчета сводится к оценке величины прироста энтальпии в результате сжатия теплоносителя с давления на входе $p_{вс}$ до давления нагнетания $p_н$.
Тогда математическая модель насоса может быть записана в следующем виде:
$$h_н=h_{вс}+\frac{(p_н-p_{вс})·v_{вс}}{η}.$$где $v_{вс}$ – удельный объем теплоносителя на входе в насос; $η$ – КПД насоса (принимается в расчетах равным $0.7$).
После определения расходов пара в регенеративные отборы определяют расчетную мощность отсеков паровой турбины и общую суммарную электрическую нагрузку:
$$W_э^р=\sum_{i=1}^{n} W_{эi}^р =\sum_{i=1}^n D_i·Δh_i·η_{эм},$$где $W_{эi}^р$ – расчетная мощность $i$-го отсека турбины, кВт; $D_i$ – расход пара через $i$-й отсек турбины; $Δh_i$ – действительный теплоперепад на $i$-й отсек.
Путем сравнения заданной электрической мощности ($W_э$) и расчетной ($W_{эp}$) обосновывается вывод о необходимости уточнения расчета. При этом определяется погрешность расчета ($δ$), которая затем сравнивается с допустимой погрешностью (в инженерных расчетах принимается обычно равной $ε=0.5%$).
$$δ=\left|\frac{W_э-W_э^р}{W_э} \right|.$$Если $δ≤ε$, то расчет заканчивается. Если $δ>ε$, то расчет повторяется с уточнением значения коэффициента регенерации:
$$k_{рег}=k_{рег}·\frac{W_э}{W_э^р}.$$Полученные результаты далее используются для оценки технико-экономических показателей тепловой схемы в целом. Подведенная теплота определяется:
$$Q_1=D_0·(h_0-h_{пвк}),$$где $D_0$ – расход острого пара на турбину, кг/с; $h_0$, $h_{пвк}$ – соответственно энтальпии острого пара и питательной воды на входе в котел, кДж/кг.
Отведенная теплота определяется:
$$Q_2=D_к·(h_к-h_к'),$$где $D_к$ – расход пара на конденсатор, кг/с; $h_к$, $h_к'$ – соответственно энтальпии пара перед конденсатором и воды после конденсатора, кДж/кг.
Тогда КПД установки работающей по тепловой схеме можно определить:
$$η=\frac{Q_1-Q_2}{Q_1} =\frac{D_0·(h_0-h_{пвк})-D_к·(h_к-h_к')}{D_0·(h_0-h_{пвк})} =\frac{W_э-\sum_{i=1}^n W_{нi}}{D_0·(h_0-h_{пвк})},$$где $W_{нi}$ – мощность $i$-ого насоса тепловой схемы, кВт.
Расход условного топлива (кг/с) на ТЭС определяется по следующему выражению:
$$B=\frac{Q_1}{η_{ка}·Q_н^р},$$где $η_{ка}$ – коэффициент полезного действия котельного агрегата (принимается из диапазона $0.90÷0.93$); $Q_н^р$ – теплота сгорания условного топлива (принимается равной $29330$ кДж/кг).
