Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Аннотация

Введение

Технологическая часть

1. Расчёт тепловой схемы конденсационного энергоблока 210 МВт

1.1 Тепловая схема конденсационного энергоблока 210 МВт

1.2 Параметры пара и воды турбоустановки

1.3 Балансы пара и воды

1.4 Тепловые балансы регенеративных подогревателей высокого давления

1.5 Испарительная установка

1.6 Деаэратор питательной воды

1.7 Тепловые балансы регенеративных подогревателей низкого давления

1.8 Материальный баланс пара и конденсата

1.9 Расходы пара и воды

1.10 Энергетический баланс турбоагрегата

1.11 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока

2. Выбор основного и вспомогательного оборудования

3. Разработка мероприятий по очистке поверхностей нагрева котла

4. Экология

5. Техника безопасности

Заключение

Список литературы

Введение

В данной дипломной работе составлена и рассчитана принципиальная тепловая схема энергоблока с турбиной К-210-130. Определено основное содержание технологического процесса преобразования тепловой энергии на электростанции. На чертеже, изображающем принципиальную тепловую схему, показано теплоэнергетическое оборудование вместе с линиями (трубопроводами) пара и воды (конденсата), связывающими это оборудование в единую установку.

При расчёте принципиальной тепловой схемы была достигнута основная цель - определены технические характеристики теплового оборудования, обеспечивающие заданный график электрической нагрузки и требуемый уровень энергетических и технико-экономических показателей электростанции. На первом этапе были определены состояния водяного пара в ступенях турбины. На втором этапе были составлены соотношения материальных балансов потоков пара и воды. Для удобства расчётов расход свежего пара на турбину принят за единицу, а остальные потоки пара и воды выражены по отношению к этой величине. На третьем этапе были составлены и решены (если требуется, то совместно с уравнениями материального баланса) уравнения теплового баланса теплообменников турбоустановки. На четвёртом этапе был определён расход пара на турбину из условия заданной электрической мощности. Пятый завершающий этап - определение энергетических показателей турбоустановки и энергоблока.

В исследовательской части были отражены проблемы организации эксплуатации котлоагрегатов, связанные с образованием отложений на внутренних и внешних поверхностях нагрева. Разработаны методы борьбы с данными отлодениями и сделаны соответствующие выводы.

1. Расчёт тепловой схемы конденсационного энергоблока 210 МВт

1.1 Принципиальная тепловая схема энергоблока мощностью 210 МВт

Расчёт принципиальной тепловой схемы проведён с целью определения параметров и величины потоков рабочего тела (пара, конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла, а также мощности и показателей тепловой экономичности.

Энергоблок 210 МВт состоит из барабанного парогенератора и одновальной конденсационной турбоустановки К-210-130 номинальной мощностью 210 МВт, с параметрами свежего пара:

давление Р=130 ат. (12,75 МПа);

температура 565 С.

Топливо - уголь Егоршинского месторождения (Свердловская обл.), марки ПА. Принципиальная тепловая схема энергоблока приведена на рисунке 1.1

Турбина имеет три цилиндра. Свежий пар поступает в ЦВД, включающий регулирующую одновенечную ступень и одинадцать ступеней активного типа. После ЦВД пар поступает на промежуточный перегрев, после которого с параметрами р_пп=2,35 МПа и t_пп= 565 С поступает в ЦСД. Цилиндр среднего давления имеет одинадцать ступеней. После ЦСД пар поступает в двухпоточный цилиндр низкого давления, с четырьмя ступенями в каждом потоке.

Конечное давление пара в турбине перед конденсатором Р_к=0,034 ат. (0,00343 МПа).

Турбина имеет 7 регенеративных отборов пара. Подогрев конденсата и питательной воды паром, отбираемым из проточной части турбины, является одним из эффективных способов повышения экономичности тепловых электрических станций, получивших развитие с повышением начальных параметров пара и внедрения промперегрева. Регенеративный подогрев существенно сокращает удельный расход топлива на выработку электроэнергии. Основным преимуществом регенерации является уменьшение расхода пара в конденсатор и потерь тепла в нём. Регенеративный подогрев питательной воды производится последовательно в нескольких подогревателях, что существенно повышает тепловую экономичность цикла. В зависимости от начальных параметров и исходной температуры нагреваемого конденсата теплофикационных отборов дополнительная выработка электроэнергии на регенеративных отборах ТЭС составляет 8-35 % от выработки на внешнем теплопотреблении.

Подогрев питательной воды осуществляется в поверхностных и смешивающих (при непосредственном контакте воды с паром) регенеративных подогревателях. Основными подогревателями в тепловой схеме ТЭС являются поверхностные. В качестве смешивающегося подогревателя зачастую используется деаэратор, служащий в основном для удаления вредных примесей газов из рабочего тела. В смешивающих подогревателях недогрев равен нулю, что обусловливает большую их тепловую экономичность.

Конденсат турбины подогревается в охладителе уплотнений ОУ и охладителе эжектора ОЭ, в четырех регенеративных подогревателях низкого давления, а также в конденсаторе испарителя (КИ). После деаэратора вода питательным насосом прокачивается через три подогревателя высокого давления. Все ПВД имеют встроенные пароохладители, а также снабжены встроенными охладителями дренажа помимо основной конденсирующей поверхности, что повышает эффективность регенеративного цикла. Охладитель пара использует теплоту перегрева пара для дополнительного подогрева питательной воды на 2-5 С выше температуры воды на выходе из основной поверхности. Охладитель конденсата охлаждает конденсат греющего пара ниже температуры насыщения, что уменьшает вытеснение пара более низких отборов в случае каскадного слива конденсата из подогревателя. Установка охладителей пара и конденсата даёт экономию топлива до 0,5-1 %.

Дренажи ПВД сливаются каскадно в деаэратор. Дренажи ПНД4, ПНД5 сливаются каскадно в П6(смешивающего типа) . Дренажи подогревателей ПНД7, ОУ и ОЭ поступают конденсатосборник конденсатора.

Потери пара и воды энергоблока восполняются дистиллятом, получаемым из одноступенчатой испарительной установки. В испаритель (И) подается греющий пар из 5-го отбора турбины. Вторичный пар конденсируется основным конденсатом в конденсаторе испарителя (KИ), включенном между подогревателями ПНД5 и П6. Химически очищенная добавочная вода поступает в испаритель через подогреватель добавочной воды (ПДВ) и деаэратор испарителя (ДИ). Дистиллят откачивается в деаэратор питательной воды дренажным насосом.

Принята следующая схема использования протечек из уплотнений турбины: из стопорных клапанов ЦВД протечки поступают в "горячую" нитку промежуточного перегрева; протечки регулирующих клапанов ЦВД, стопорных и регулирующих клапанов ЦСД и первых камер уплотнений ЦВД поступают в деаэратор питательной воды; из вторых камер уплотнений ЦВД, из концевых уплотнений ЦВД, ЦСД и ЦНД пар отсасывается паровым эжектором в охладитель уплотнений ОУ; к концевым уплотнениям ЦВД, ЦСД и ЦНД пар подводится пар из деаэратора питательной воды.

Воздух из конденсаторов ЦНД отсасывается водяными эжекторами.

1.2 Параметры пара и воды турбоустановки

На рисунке 1.2. показана схема процесса работы пара в H,S-диаграмме.

Параметры и величины потоков рабочего тела (пара, конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла приведены в таблице 1.1, где приняты следующие обозначения:

P_п, T_п, h_п - давление (МПа), температура ( С) и энтальпия (кДж/кг) пара;

P_п - давление пара перед подогревателями регенеративной установки (МПа);

T_н, h'_п - температура ( С) и энтальпия (кДж/кг) конденсата при давлении насыщения ;

- недогрев воды в поверхностных теплообменниках на выходе из встроенного пароохладителя (С);

P_в, T_в, h_в - давление (МПа), температура (С) и энтальпия (кДж/кг) воды после регенеративных подогревателей;

_r - суммарный подогрев воды в ступени регенерации, включая собственно подогреватель, встроенные пароохладитель и охладитель дренажа ( кДж/кг);

q_r - тепло, отдаваемое греющим паром в ступени регенерации без учёта охладителя дренажа ( кДж/кг);

Точка процесса 0' (рисунок 1) отвечает состоянию пара перед регулирующей ступенью ЦВД. Потери давления в паропроводах отбираемого пара приняты 5-10 %, а дополнительная потеря давления пара в охладителях составляет 2 %.

1.3 Балансы пара и воды

Расчёт тепловой схемы ведётся при электрической мощности генератора W_э=210 МВт. Расходы отборов определяются в долях расхода свежего пара. При этом подвод свежего пара к стопорным клапанам ЦВД ₀ = 1,0 , потери от утечек _ут = 0,01. Паровая нагрузка парогенератора и расход питательной воды составляют:

_пг = ₀ + _ут = 1,01.

_пв = _пг + _пр = 1,035,

где _пр = 0,025 - расход продувочной воды.

Доли утечек и протечек

Протечки пара из уплотнений приняты равными:

стопорные клапаны ЦВД: _с.к.= 0,0020;

регулирующие клапаны ЦВД: _р.к.= 0,0028;

стопорные и регулирующие клапаны ЦСД: ^пп_c.р.= 0,0003;

первые камеры переднего и заднего уплотнений ЦВД: _у1=0,0043;

отвод пара из вторых камер переднего и заднего уплотнений ЦВД и из

концевых уплотнений в охладитель уплотнений ОУ: _оу =0,003;

пара из первых камеры переднего и заднего уплотнений ЦСД: _у2=0,0003 ;

количество пара уплотнений , направляемого в деаэратор питательной воды: _д.у. = _р.к.+ _у1+^пп_c.р = 0,0028+0,0043+0,0003 = 0,0074 ;

количество пара, подаваемого на концевые уплотнения турбины: _у.к.= 0,001;

расход пара на эжектор отсоса уплотнений: _э.у.= 0,0008 ;

количество пара, отводимого из деаэратора на концевые уплотнния:

_{у. Д.}= _{у. К.}-2_у2 = 0,001-20,0003 = 0,0004 .

Балансы расширителей непрерывной продувки

1) расход пара из расширителя непрерывной продувки первой ступени

(выхлоп вторичного пара в ДПВ)

, (1.1)

где h_пр=1560 кДж/кг- энтальпия продувочной воды, при температуре насыщения в барабане парогенератора;

h`_пр= 666 кДж/кг- энтальпия продувочной воды, при температуре насыщения в деаэраторе питательной воды;

h``_пр=2755 кДж/кг- энтальпия пара при давлении насыщения в ДПВ;

Подставляя эти значения в формулу (1.1) , получим

б_п1=0,011

2) расход пара из расширителя непрерывной продувки второй ступени (выхлоп вторичного пара в деаэратор испарителя ДИ)

, (1.2)

где h`_пр1= 437 кДж/кг- энтальпия продувочной воды, при температуре насыщения в деаэраторе испарителя;

h``_пр1=2680 кДж/кг- энтальпия пара при давлении насыщения в ДИ;

б_пр1- расход продувочной воды из расширителя первой ступени. Определяется по формуле (1.3):

б_пр1= б_пр- б_п1=0,025-0,011=0,014 (1.3)

Подставляя эти значения в формулу (1.2) , получим:



б_п2=0,0015

1.4 Тепловые балансы регенеративных подогревателей высокого давления

Тепловой расчет регенеративных подогревателей, имеющих в одном корпусе пароохладитель (ПО), собственно подогреватель (СП) и охладитель дренажа (ОД) удобно выполнять, задаваясь конечным недогревом воды на выходе ее из пароохладителя . При этом известны температуры и энтальпии воды до и после всего теплообменника, а также доля воды, проходящей через теплообменник _в, параметры греющего пара на входе в теплообменник P'_п, h_п, T_п; температура и энтальпия насыщения пара в подогревателе T'_н и h'_п . В результате решения уравнения теплового баланса теплообменника определяют долю греющего пара, отбираемого из турбины _п. При этом приняты: остаточный перегрев пара за пароохладителем _ПО = 5-15 °C и недоохлаждение конденсата в охладителе дренажа _о.д.= 40 кДж/кг (_о.д.10°С). Условно принимаем при расчёте потоки дренажей из вышестоящих подогревателей направленными в охладитель дренажа.

Тепловой баланс ПВД 1



Рисунок 1.3 - Потоки пара и воды через ПВД1

Уравнение теплового баланса ПВД1 :

₁(h_п1-h_др1)*з_то = _пв*(h_пв1-h_пв2) , (1.4)

где ₁- доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД1;

h_п1=3217,9 кДж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД1;

h_др1 - энтальпия конденсата греющего пара на выходе из ПВД1;

h_др1 = h_пв2 + _о.д.=921+40 = 961 кДж/кг,

(1.5) з_то = 0,99 - коэффициент, учитывающий рассеивание теплоты в подогревателях;

_п.в.=1,035 - расход питательной воды через ПВД1;

h_пв1 = 1029 кДж/кг - энтальпия питательной воды после ПВД1;

h_пв2 = 921 кДж/кг - энтальпия питательной воды после ПВД2.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД1 в ПВД2 определяется по формуле:

_др1=₁, (1.6)

Находим долю греющего пара, отбираемого для ПВД1 по формуле (4):

₁ = 0.049

Находим долю конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД1 в ПВД2

_др1=0.049

Тепловой баланс ПВД 2

Рисунок 1.4 - Потоки пара и воды через ПВД2

Уравнение теплового баланса ПВД2 :

₂*(h_п2-h_др2)+ _др1* (h_др1- h_др2) = _пв*( h_пв2- h_пв3)*(1/ з_то), (1.7)

где ₂ - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД2;

h_п2= 3121,1кДж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД2;

h_др2 - энтальпия конденсата греющего пара на выходе из ПВД1;

h_др2 = h_пв3 + _о.д.=771,2+40 = 811,2 кДж/кг, (1.8)

h_пв3=771,2кДж/кг - энтальпия питательной воды после ПВД3;

Находим долю греющего пара ₂ , отбираемого для ПВД2

₂ =0,065.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД2 в ПВД3 определяется по формуле (1.9):

_др2=₂+_др1, (1.9)

_др2= 0.065+0.049=0.114

Тепловой баланс ПВД 3



Рисунок 1.5 - Потоки пара и воды через ПВД3

Уравнение теплового баланса ПВД3 :

_п3*(h_п3-h_др3)+ _др2* (h_др2- h_др3) =_пв*(h_пв3-h_{пв_пн})*(1/_то), (1.10)

где _п3- доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПВД3;

h_п3=3413,9 кДж/кг - энтальпия греющего пара перед ПВД3;

h_{пв_пн}- энтальпия воды перед ПВД3, с учетом подогрева в питательном насосе ф_п.н.

h_{пв_пн}= h_дпв+ ф_п.н , (1.11)

где h_дпв = 666 кДж/кг - энтальпия питательной воды после деаэратора.

Подогрев в питательном насосе определяется по формуле (1.12):

ф_п.н.= v_ср*( р_Н- р_В)/ _нi , (1.12)

где v_ср = 0,0011 - среднее значение удельного объёма воды в насосе;

р_Н = 18,1 МПа - давление воды в нагнетающем патрубке насоса;

р_В = 0,59 МПа - давление воды во всасывающем патрубке насоса;

_нi = 0,85 - внутренний ( гидравлический ) КПД насоса;

кДж/кг;

энтальпия воды перед ПВД3 по формуле (1.11):

685.14 кДж/кг.

h_др3 - энтальпия конденсата греющего пара после охладителя дренажа ПВД3. Рассчитывается по формуле (1.13):

h_др3= h_{пв_пн} + _о.д.=685,14+40=725,14 кДж/кг, (1.13)

Находим долю греющего пара _п3, отбираемого для ПВД3 по формуле (1.10):

_п3 =0.03

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД3 в ДПВ определяется по формуле (14):

_др3=_п3+_др2=0.03+0.114=0.144, (1.14)

_др3= 0.144

1.5 Испарительная установка

Эта установка включает испаритель, его деаэратор, подогреватель добавочной воды, использующие пар из пятого отбора, и конденсатор испарителя, включённый между подогревателями ПНД5 и ПНД6.

Расходы пара и воды в установке, а также подогрев воды в конденсаторе испарителя определяются из уравнений материального и теплового баланса. В таблице 1.2 приведены параметры пара и воды в установке.

Таблица 1.2. Параметры пара и воды в испарительной установке

Среда	Греющий пар	Вторичный пар
Параметр пара и воды	Р5, МПа	h5, кДж/кг	Тн. и, С	h'5, кДж/кг	Ри1, МПа	Тн. и1, С	h'и, кДж/кг	h''и, кДж/кг
Значение	0.261	2937.41	127	532	0.14	109	455,1	2689,2

Производительность испарителя (выход дистиллята из конденсатора испарителя) равна потерям пара и конденсата турбоустановки:

_и1 = _дист = _вт = _ут = 0,01

Расход воды на испаритель с учётом его продувки:

_и.в = _и1+_и1.пр = _и1 +0,02*_и1 =1,02*0,01=0,0102

Материальный баланс деаэратора испарителя:

_и.в = _д.в+_д.и = 0,0102, (1.15)

где _д.в - количество воды, поступающей в деаэратор испарителя после подогревателя добавочной воды;

_д.и - количество пара, поступающего в деаэратор из пятого отбора.

Уравнение теплового баланса деаэратора испарителя:

_и.в *h'_д.и=_д.в*h_п.д.в+_д.и*h_п5 , (1.16)

где h'_д.и=435,4 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из деаэратора, принимается по температуре насыщения в деаэраторе испарителя;

h_п.д.в=356,8 кДж/кг - энтальпия воды, поступающей в деаэратор испарителя после подогревателя добавочной воды, при Р_д.в=1,18 МПа и T_п.д.в=85 С;

h_п5=2937.41 кДж/кг-энтальпия пара в пятом отборе.

Уравнения (1.15) и (1.16) образуют систему двух уравнений:

_д.в+_д.и=0,0102

_д.в *356,8+_д.и *2937.41 =0,0102*435,4

решением которой являются значения:

_д.в=0,0099

_д.и =0,00031

Уравнение теплового баланса испарителя:

_и*(h_п5-h'₅)*_и=_и1 *(h''_и1-h'_д.и)+ _и1.пр *(h'_и1-h'_д.и) , (1.17)

где _и - расход пара на испаритель;

h'₅=532 кДж/кг - энтальпия насыщенного греющего пара на выходе из испарителя;

_и =0,99 - КПД испарителя;

h''_и1=2689,2 кДж/кг - энтальпия вторичного пар на выходе из испарителя;

h'_д.и=435,4кДж/кг - энтальпия воды на выходе из деаэратора (на входе в испаритель);

h'_и1=440,17 кДж/кг - энтальпия продувочной воды испарителя.

Находим долю греющего пара _и , отбираемого для испарителя по формуле (1.17):

Уравнение теплового баланса подогревателя добавочной воды:

_п.д.в*(h_п5-h'₅)*_п.д.в=_д.в*(h_п.д.в-h_д.в), (1.18)

где _п.д.в - количество пара, поступающего в подогреватель добавочной воды из пятого отбора;

_п.д.в =0,99 - КПД подогревателя добавочной воды;

h_п.д.в=356,8 кДж/кг- энтальпия воды на выходе из подогревателя добавочной воды; h_д.в=168,5 кДж/кг - энтальпия добавочной воды на входе в подогреватель добавочной воды при Рд.в=1,1 МПа и Тд.в=40 С.

Находим долю греющего пара _п.д.в , отбираемого для подогревателя добавочной воды по формуле (1.18):

.

Общее количество пара, идущего на испарительную установку:

_и.у = _и+_п.д.в+_д.и = 0,0094+0,00078+0,00031 = 0,01049.

Уравнение материального баланса испарителя:

_и.в+_и=_и1+_др.и , (1.19)

где _др.и - доля конденсата греющего пара, поступающего в линию каскадного слива конденсата из ПНД5 в ПНС6 и по формуле (1.19) равна:

_др.и=_и.в+_и-_и1=0,0102+0.0094-0,01=0,0096

1.6 Деаэратор питательной воды

Рисунок 1.6- Потоки пара и воды через ДПВ

Уравнение материального баланса деаэратора питательной воды:

_п.в+_у.д+_э.у=_д+_д.у +_др3+_к.д+_дист , (1.20)

где _п.в =1,035 - выход питательной воды из деаэратора;

_у.д =0,0004 - количество пара , отводимого из деаэратора на концевые уплотнения;

_э.у =0,0008 - расход пара на эжектор отсоса уплотнений;

_д - количество пара, подводимого к деаэратору из третьего отбора;

_д.у =0,0074 - количество пара уплотнений, направляемого в деаэратор питательной воды;

_др3=0.144-доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПВД3 в ДПВ;

_к.д - количество конденсата, поступающего в деаэратор из подогревателя ПНД4;

_дист =0,01- количество конденсата, поступающего в деаэратор из конденсатора испарителя.

Уравнение теплового баланса деаэратора питательной воды:

_п.в*h'_д+(_у.д+_э.у)*h''_д = (_д*h_п3+_д.у*h_д.у+_др3*h_др3+

+_к.д*h_в4+_дист*h'_и1)* _д.п.в , (1.21)

где h'_д=666 кДж/кг - энтальпия деаэрированной воды на выходе из деаэратора;

h''_д=2736,1 кДж/кг - энтальпия пара отводимого от деаэратора на концевые уплотнения и на эжектор отсоса уплотнений;

h_п3=3413,9 кДж/кг - энтальпия греющего пара из третьего отбора на входе в деаэратор;

h_д.у=3555,8 кДж/кг - энтальпия пара уплотнений;

h_др3=725,14кДж/кг - энтальпия конденсата после охладителя дренажа ПВД3;

h_в4=636,4кДж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к деаэратору от подогревателя ПНД4;

h'_и1=455,1кДж/кг - энтальпия конденсата, поступающего в деаэратор из конденсатора испарителя;

_д.п.в =0,99 - КПД деаэратора питательной воды.

Уравнения (1.20) и (1.21) образуют систему двух уравнений:

1,035+0,0004+0,0008=_д+0,0074+0.144+_кд+0,01

1,035*666+(0,0004+0,0008)*2736,1=

=(_д*3413,9 +0,0074*3555,8 +0.144*725,14+_к.д*636,4+0,01*455,1)*0,99

решением которой являются значения:

_д=0,01

_к.д=0,8696.

1.7 Регенеративные подогреватели низкого давления (ПНД)

Тепловой баланс ПНД4

Рисунок 1.7 - Потоки пара и воды через ПНД4

Уравнение теплового баланса ПНД4 :

₄*(h_п4-h_др4)= _к.д4*(h_в4-h_в5)*1/_то , (1.22)

где ₄ - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД4;

h_п4=3232,4 кДж/кг- энтальпия греющего пара в четвертом отборе для ПНД4;

h_др4=653,1 кДж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД4;

_к.д4=0,8696 - расход основного конденсата через ПНД4;

h_в4=636,4кДж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к деаэратору от подогревателя ПНД4;

h_в5=511кДж/кг - энтальпия основного конденсата, подводимого к ПНД4 от подогревателя ПНД5;

_п4=0,995 - КПД ПНД4.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД4 в ПНД5 определяется по формуле:

_др4=₄, (1.23)

Находим долю греющего пара, отбираемого для ПНД4 по формуле:

.

₄ =0,044.

Находим долю конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД4 в ПНД5

_др4=0.044.

Тепловой баланс конденсатора испарителя (КИ)

Рисунок 1.8 - Потоки пара и воды через КИ

Уравнение теплового баланса КИ :

_к.д*(h_в.к.и-h_в6)= _и*(h''_и1-h'_и1)* _то , (1.24)

где _к.д=_к.д4=0,8696- расход основного конденсата через КИ;

h_в.к.и- энтальпия основного конденсата после КИ;

h_в6=431,2 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНС6 (определяется по давлению насыщения греющего пара смешивающего подогревателя);

_и=0,0094 - расход пара на испаритель (выход дистиллята из конденсационной установки для восполнения потерь);

h''_и1=2689,2 кДж/кг - энтальпия вторичного пар на выходе из испарителя (на входе в конденсатор испарителя);

h'_и1=455,1кДж/кг - энтальпия насыщения вторичного пара на выходе из конденсатора испарителя.

По формуле (1.24) найдем энтальпию основного конденсата после КИ:

кДж/кг

Тепловой баланс ПНД5

Рисунок 1.9 - Потоки пара и воды через ПНД5

Уравнение теплового баланса ПНД5 :

_п5*(h_п5-h_др5)+ _др4* (h_др4- h_др5) = _к.д5*( h_в5- h_в.к.и.)*(1/ з_то), (1.25)

где _п5 - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД5;

h_п5=3025,7кДж/кг- энтальпия греющего пара в пятом отборе для ПНД5;

h_др5=523,35 кДж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД5;

_к.д5=_к.д4=0,8696- расход основного конденсата через ПНД5;

h_в5=511 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНД5;

h_в.к.и=470 кДж/кг - энтальпия конденсата, подводимого к подогревателю ПНД5 от конденсатора испарителя.

Находим долю греющего пара _п5 , отбираемого для ПНД5 по формуле:

.

_п5 =0,012.

При этом, доля конденсата греющего пара, сливаемого каскадно из ПНД5 в ПНС6 определяется по формуле (1.26):

_др5=_п5+_др4, (1.26)

_др5= 0.012+0.044=0.056

Тепловой баланс ПНС6

Уравнение теплового баланса ПНС6:

_к.д6* h_в6*1/_то=₆* h_п6+_к.д7* h_в.о.у.+ h_др5*_др5+_др.и(h'₅- h_др5) , (1.27)

где _к.д6=0,8696 - доля конденсата выходящего из ПНС6;

h_в6=431,2 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНС6;

₆ - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНС6;

h_п6=2868,4кДж/кг- энтальпия греющего пара в шестом отборе для ПНС5;

_к.д7 - доля основного конденсата на входе в ПНС6;

h_в.о.у- энтальпия основного конденсата после охладителя уплотнений ОУ;

_др.и=0.0096 - доля конденсата греющего пара, поступающего в линию каскадного слива конденсата из ПНД5 в ПНС6;

Уравнение материального баланса для ПНС6:

_к.д6=₆+_к.д7+_др5 . (1.28)

Тепловой баланс охладителя уплотнений ОУ

_к.д7*(h_в.оу-h_в7)= _оу*(h_п.оу-h_оу.др)*_то , (1.29)

где h_в7=247кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогревателя ПНД7;

_оу=0,003 - отвод пара из вторых камер переднего и заднего уплотнений ЦВД и из концевых уплотнений в охладитель уплотнений ОУ;

h_п.оу=2900 кДж/кг - энтальпия греющего пара, поступающего в охладитель уплотнений ОУ;

h_оу.др=570 кДж/кг - энтальпия конденсата греющего пара, поступающего из охладителя уплотнений ОУ в конденсатор.

Решая систему уравнений (1.27), (1.28) и (1.29):

0,8696 * 431,2 *1/0,99=₆* 2868,4+_к.д7* h_в.о.у.+ 523,35*0.056+0,0096*(532-523.35)

0,8696 =₆+_к.д7+0.056

_к.д7*(h_в.оу-247)= 0,003 *(2900 -570)*0,99,

получим следующие результаты:

₆=0,052

_к.д7=0,7315

h_в.оу=256,11 кДж/кг.

Тепловой баланс ПНД7



Рисунок 1.10 - Потоки пара и воды через ПНД7

Уравнение теплового баланса ПНД4 :

_к.д7*(h_в7- h_в.оэ)= ₇*(h_п7- h_др7)*_то , (1.30)

где h_в7=247кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе из подогреватляПНД7;

h_в.оэ - энтальпия основного конденсата перед ПНД7, с учетом его подогрева в ОЭ. Считается по формуле (1.31):

h_в.оэ= h_к+Д h_в.оэ , (1.31)

где h_к=108,9кДж/кг-энтальпия основного конденсата перед охладителем эжектора;

Д h_в.оэ=16,7 кДж/кг- подогрев основного конденсата в охладителе эжектора.

Таким образом по формуле (1.31) получаем:

h_в.оэ=108,9+16,7=125,6кДж/кг .

₇ - доля греющего пара, отбираемого из турбины для ПНД7;

h_п7=2666,1кДж/кг- энтальпия греющего пара в седьмом отборе для ПНД7;

h_др7=275,61 кДж/кг- энтальпия конденсата греющего пара после ПНД7;

По формуле (30) определяем долю пара в седьмом отборе:

.

₇=0,039

1.8 Материальный баланс пара и конденсата

Доли отборов пара из турбины:

1-ый отбор ₁=0,049;

2-ой отбор ₂=0,065;

3-ий отбор ₃=_п3+_д=0,03+0,01=0,04;

4-ый отбор ₄=0,044;

5-ый отбор ₅=_п5+_и.у=0,012+0,01049=0,02249;

6-ой отбор ₆=0,052;

7-ой отбор ₇=0,039.

.

Расход пара в конденсатор (по материальным балансам в конденсатно-питательном тракте) :

_п.к=0,68851 .

Расход пара в конденсатор( по материальному балансу конденсатора):

_в.к=_к.д7-₇-_оу-_оэ=0,7315-0,039-0,003-0,001=0,6885

_в.к=0,68851 .

Погрешность материального баланса:

.

Такая точность расчётов была достигнута благодаря использованию ЭВМ.

1.9 Расходы пара и воды

Коэффициенты недовыработки

Определим срабатываемый теплоперепад в турбине по формуле (1.32):

H_i=h₀ - h_пп1+h_пп2 - h_k , (1.32)

где h₀=3512,96 кДж/кг- энтальпия острого пара;

h_пп1=3121,1 кДж/кг- энтальпия пара перед промежуточным перегревом;

h_пп2=3609,2 кДж/кг- энтальпия пара после промежуточного перегрева;

h_k=2561 кДж/кг- энтальпия пара перед конденсатором.

H_i=3512,96 - 3121,1 +3609,2 - 2561=1450 кДж/кг.

Определяем коэффициенты недовыработки:

а) для первого отбора:

, (1.33)

где h₁=3217,9 кДж/кг- энтальпия пара в первом отборе;

.

б) для второго отбора:

. (1.34)

в) для остальных отборов:

, (1.35)

где y_j- коэффициент недовыработки для j-го отбора;

h_j- энтальпия пара j-го отбора.

Результаты расчетов коэффициентов недовыработки сводим в таблицу:

Таблица 1.3. Результаты расчетов коэффициентов недовыработки

Номер отбора	Энтальпия пара отбора hj , кДж/кг	Коэффициент недовыработки, yj	Доли отборов пара из турбины, j	yj * j
1	3217,9	0,7746	0,049	0,03796
2	3121,1	0,7461	0,065	0,0485
3	3413,9	0,5902	0,04	0,02361
4	3232,4	0,4855	0,044	0,02136
5	3025,7	0,3494	0,02249	0,00786
6	2868,4	0,2491	0,052	0,01295
7	2666,1	0,0784	0.039	0,00306
? yj * j	-	-	-	0,1553

Расход пара в голову турбины

, (1.36)

где W_э =210МВт- номинальная электрическая мощность;

y_j- коэффициент недовыработки для j-го отбора;

б_j-доли отборов пара из турбины;

H_i=1450кДж/кг- срабатываемый теплоперепад в турбине;

з_мех=0,98- КПД механический;

з_ген=0,99 - КПД генератора.

кг/с.

Расход пара в отборы турбины:

D₁ = ₁*D₀=0,049*167,1=8,19 кг/с;

D₂ = ₂*D₀ = 0,065*167,1=10,86кг/с;

D₃ = ₃*D₀ = 0,04*167,1=6,684 кг/с;

D₄ = ₄*D₀=0,044*167,1=7,35 кг/с;

D₅ = ₅*D₀=0,02249*167,1=3,758 кг/с;

D₆ = ₆*D₀=0,052*167,1=8,69 кг/с;

D₇ = ₇*D₀=0,039*167,1=6,52 кг/с.

Паровая нагрузка парогенератора:

D_пг = _пг*D₀==1,01*167,1=168,771 кг/с.

1.10 Энергетический баланс турбоагрегата

Определяем мощность отсеков турбины и полную её мощность:

W_отс.i =D_отс.i * H_отс.i , (1.37)

где W_отс.i - мощность отсека турбины;

D_отс.i - пропуск пара через отсек;

H_отс.i - внутреннее теплопадение отсека.

Электрическая мощность турбоагрегата:

где - суммарная мощность турбоагрегата по отсекам без учёта механических потерь и потерь в генераторе; _м- КПД механический;

_г - КПД электрического генератора.

_эм=0,985 - КПД с учётом механических потерь и потерь в генераторе.

Результаты расчётов сводим в таблицу 1.4.

Таблица 1.4. Результаты расчётов мощности по отсекам.

Отсек	Интервал давлений, МПа	Пропуск пара через отсек, кг/c	Внутреннее теплопадение Hотс, кДж/кг	Мощность отсека Wотс, МВт
0-1	12-3,8	165	263,8	43,53
1-2	3,8-2,56	158,91	96,8	15,38
ПП-3	2,35-1,2	148,05	195,3	28,9
3-4	1.2-0.63	141,366	181,5	25,66
4-5	0.63-0.27	134,016	206,7	27,7
5-6	0.27-0.125	130,258	157,3	20,5
6-7	0.125-0.026	121,568	202,3	24,59
7-К	0.026-0.0034	115,048	105,1	12,1

МВт.

W_э = 213,190,985 = 210 МВт .

1.11 Энергетические показатели энергоблока

Полный расход тепла на турбоустановку:

Удельный расход тепла турбоустановкой на производство электроэнергии (без учета расхода электроэнергии на собственные нужды):

Коэффициент полезного действия турбоустановки по производству электроэнегии:

.

Тепловая нагрузка парогенератора:

Q_пг=(h_пг-h_пв)*_пг*D₀=(3512,96-1030)*1,01*210 = 526,6МВт

Коэффициент полезного действия транспорта тепла:



Коэффициент полезного действия парогенератора брутто принят:

_пг=0,94

Тепло, выделяемое при сгорании топлива:

.

Абсолютный электрический КПД турбоустановки:

.

Коэффициент полезного действия энергоблока (брутто):

Или

.

Удельный расход тепла на энергоблок:

.

Удельный расход электроэнергии на собственные нужды:

Э_сн = 0,03.

Коэффициент полезного действия энергоблока (нетто):

_н.эс =_эс*(1-Э_сн) = 0,375(1-0.03) =0.364.

Удельный расход условного топлива (нетто) на энергоблок:

2. Выбор основного и вспомогательного оборудования

Для ступенчатого подогрева конденсата и питательной воды служат регенеративные подогреватели. Пар из отборов турбины подается в подогреватели как направляющая среда, в связи с этим по давлению отбора различают подогреватели высокого и низкого давления (ПВД и ПНД). Выбор теплообменников заключается в расчете поверхности нагрева для определения марки подогревателя. ПВД и ПНД поверхностного типа, деаэраторы повышенного и атмосферного давления, смешивающего типа.

Выбор ПВД

Расчет достаточно провести для одного подогревателя, например для ПВД 1.

Поверхность нагрева определяется по формуле:

, м² (2.1)

где Q - тепловая мощность подогревателя (кВт); k - коэффициент теплопередачи; t - средний логарифмический температурный напор.

Расчет осуществим, разбивая подогреватель на три части: охладитель пара , собственно подогреватель и охладитель дренажа. Таким образом , получим следующие формулы:

- для охладителя пара

Q_оп= D_п·(h_п-h``_н), кВт (2.2)

где D_п=8,19 кг/с - расход отборного пара на подогреватель ;

h_п=3217,9 кДж/кг - энтальпия отборного пара перед подогревателем;

h``_н=2800 кДж/кг - энтальпия насыщения отборного пара.

Q_оп= 8,19 ·(3217,9 -2800)=3422,6кВт;

- для собственно подогревателя

Q_сп= D_п ·( h``_н -h`_н), кВт (2.3)

где h`_н=1038.8 кДж/кг - энтальпия насыщения воды при давлении в данном отборе.

Q_сп= 8,19 ·( 2800-1038.8)=14424,2 кВт;

- для охладителя дренажа

Q_од= D_п ·( h`_н - h_др), кВт (2.4)

где h_др=950 кДж/кг - энтальпия конденсата греющего пара после ОД.

Q_од= 8,19 ·( 1038.8 -950)=727,3 кВт.

Тепловая мощность подогревателя:

Q= Q_оп+ Q_сп+ Q_од=3422,6+14424,2+727,3 =18574,1 кВт.

Cредний логарифмический температурный напор определяется по формуле:

, (2.5)

где Дt_б - наибольший теплоперепад температур между греющей и нагреваемой средой, °C;

Дt_м - наименьший теплоперепад температур между греющей и нагреваемой средой, °C:

а) для охладителя пара

Дt_б= t_п- t_пв.вых , (2.6)

где t_п=400°C-температура греющего пара;

t_пв.вых=240°C- температура питательной воды после подогревателя;

Дt_м= t_н- t_в.оп , (2.7)

где t_н=242°C - температура насыщения греющего пара;

t_в.оп- температура питательной воды перед охладителем пара. Определяется по формуле (2.8):

t_в.оп= t_пв.вых- Дt_оп=240-5=235°C (2.8)

где Дt_оп=5°C - подогрев воды в охладителе пара.

Таким образом, по формулам (2.6) и (2.7) определяем:

Дt_б=400-240=160°C,

Дt_м= 242- 235=7°C.

Определяем температурный напор:

°C.

б) для охладителя дренажа

Дt_б= t_н- t_од.вых , (2.9)

где t_од.вых- температура воды после охладителя дренажа. Определяется по формуле (2.10):

t_од.вых=t_пв2+ Дt_од=216,5+4=220,5°C, (2.10)

где t_пв2=216,5°C- температура воды перед подогревателем;

Дt_од=4°C - подогрев воды в охладителе дренажа.

Дt_м=_о.д.=10°C,

где _о.д=10°C-недоохлаждение конденсата греющего пара в подогревателе.

Таким образом, по формуле (2.9) определяем:

Дt_б= 242- 220,5=21,5°C

Определяем температурный напор:

°C.

конденсационный энергоблок турбоустановка деаэратор

в) для собственно подогревателя

Дt_б=21,5°C,

Дt_м=7°C.

Определяем температурный напор:

°C.

График нагрева воды показан на рисунке 3.1:

Рисунок 2.1 - График нагрева воды

Определяем поверхности нагрева подогревателя по формуле (2.1), задаваясь значениями коэффициентов теплопередачи:

k_оп= k_од=1,5кВт/м²·°C

k_сп=3 кВт/м²·°C.

м²,

м²,

м².

Общая поверхность теплообмена подогревателя составляет:

F=F_оп+ F_сп+ F_од=45,39+394,9+32,72=472,8 м².

Так как тепловая мощность первого ПВД больше, чем остальных ПВД, принимаем группу ПВД с одинаковой поверхностью из стандартных теплообменников. Также необходимо учитывать давление в отборе, расход воды, давление воды. По данным параметрам соответствует следующая группа ПВД:

ПВД 1: ПВ-475-230-50

ПВД 2: ПВ-475-230-50

ПВД 3: ПВ-475-230-50

ПВД с F = 475 м², предельное давление воды 230 кгс/см², расчетный расход воды 600 т/ч, максимальная температура воды на выходе 250 С, максимальное давление пара 5 МПа.

Выбор ПНД

Выбор ПНД производится без разбиения его поверхности на три части. Расчет будем производить для ПНД 4:

Q = 7.35· (3032-653) = 16020кВт.

; k = 3; F = 390,8м²

Выбираем группу ПНД: №4,№5, №7

ПН-400-26-7-II; С3ТМ; F = 400 м².

ПНС6 (подогреватель смешивающего типа) выбираем: ПНС-800-0,2

Выбор деаэратора питательной воды

Выбираем деаэратор для деаэрации питательной воды следующего типа

ДП-1000 с расходом воды на выходе 1000 т/ч. Давление в деаэраторе 0.59 МПа. К колонке деаэратора присоединен бак аккумуляторный деаэратора емкостью 100 м³, для запаса воды в аварийных ситуациях с обеспечением работы блока на 15 минут.

Выбор испарителя

Выбираем испаритель для восполнения потерь пара и конденсата следующего типа - И-350-1, с поверхностью теплообмена 350м².Максимальное давление пара 0,59МПа, номинальная производительность по пару 5кг/с.

Выбор конденсатора

Конденсатор выбирают по максимальному расходу пара в конденсатор, температуре охлаждающей воды, по которым определяются давление в конденсаторе, расход охлаждающей воды. Поверхность охлаждения конденсатора определяется по формуле:

D_к = 115,048 кг/с

где D_к - расход пара в конденсатор, кг/с

h_к , h-энтальпия отработавшего пара и конденсата, кДж/кг

k-коэффициент теплопередачи, кВт/м²·°С. Принимаем к=4 кВт/ м²·°С.

t_ср -средне логарифмическая разность температур между паром и водой, °С



Выбираем конденсатор типа 200-КЦС-2 с поверхностью охлаждения F = 9000 м², число ходов z = 2, расход охлаждающей воды W = 25000 м³/ч.

Выбор конденсатных насосов

Конденсатные насосы служат для подачи конденсата из конденсатора через подогреватели низкого давления в деаэратор. Расчетная производительность конденсатного насоса определяется по формуле:

Полный напор конденсационного насоса первого подъема:

, (2.11)

Полный напор конденсационного насоса второго подъема:

, (2.12)

где h _г - геометрическая высота подъема конденсата (для насосов первого подъема - разность уровней в конденсаторе и насосе второго подъема,для насосов второго подъема - разность уровней в насосе и деаэраторе), м

р_д, р_к -давление в деаэраторе и конденсаторе, атм.

-сумма потерь напора в трубопроводах и подогревателях

H_кн.п1 = 5+10· (1,13-0,034)+10·6.4 = 80м.

H_кн.п2 = 25+10· (5,9-1,13)+10·8 = 152,7м.

Устанавливаем систему конденсатных насосов:

а) первый подъем - два насоса (один резервный) КСВ-500-85:

Рисунок 2.2- Конденсатные насосы первого подъема

б) второй подъем - три насоса (3х50%) КСВ-320-160.

Выбор питательного насоса

Выбор питательного насоса осуществляется по обеспечению парогенератора питательной водой, максимальное потребление которого определяется максимальным расходом ее парогенераторами с запасом 58%

Для барабанных парогенераторов давление в питательном патрубке насоса, необходимое при подаче, определяется по формуле:

р_н = р_б+р_б+р_ст+р_сн , (2.13)

где р_б -избыточное номинальное давление в барабане, МПа

р_б - запас давления на открытие предохранительных клапанов, МПа

р_б =0.08 р_б

р_ст - давление столба воды от уровня оси насоса до уровня воды в барабане, МПа

р_ст = Н_н**g*10^-6 , (2.14)

р_сн - сумма потерь давления в напорных трубопроводах, МПа

р_б = 14.0 МПа; р_б = 1.12 МПа; = 800 кг/м³; (при t = 240°C); Н_н = 28 м.

р_ст = 28·9.81·800·10^-6 = 0.22 МПа.

р_сн = (1520%). Подставляя эти значения в (2.11) получим:

р_н = (1.12+14.0+0.22)·1.15 = 17,641 МПа

Расчетное давление на всасывающем патрубке, МПа:

Р_в = р_д + р_ст.в - р_св , (2.15)

где р_д = 0.73 МПа - давление в деаэраторе

Р_ст.в = gH_в·10^-6 - давление столба воды от уровня ее в баке аккумуляторе до оси насоса Н_в, МПа

р_св - потери давления в трубопроводе от деаэратора до насоса, МПа

При t = 160°C = 907.4 кг/м³; Н_в = 16 м

Р_ст.в = 16·9.818907.4·10^-6 =0.142 МПа.

р_св 0.05 МПа, тогда получаем:

р_в = 0.588+0.142- 0.05 = 0.68 МПа.

Повышение давления воды, которое будет создавать насос, МПа:

р_пн = (р_н - р_в)·

где =(1.051.1)-коэффициент запаса по давлению.

р_пн =(17,641-0.68)·1.05 =17.41МПа .

Давление в нагнетательном патрубке с учетом коэффициента запаса р_к:

р_к =1.05·р_н =18,3 МПа.

С учетом запаса воды (и повышения давления) выбираем насосы электрические (ПЭН) следующей марки 2хПЭ 720-185:

D_{пв.макс} =1.08·D_п = 640·1.08 =691,2 т/ч

Максимальный расход воды 720 т/ч, максимальный напор 2030м.

Рисунок 2.3 - Питательные насосы

Выбор котла

Осуществляется по максимальному расходу пара на турбину с учетом потерь на продувку и в паропроводе, что составляет 2,5%, а так же по давлению свежего пара. Поэтому исходя из всего выше сказанного по таблице выбираем котел. Более целесообразно в этой тепловой схеме будет поставить следующие типы котлоагрегатов:

Еп-640-140 или Е-420-140.

3. Разработка мероприятий по очистке поверхностей нагрева котла

Очистка внешних поверхностей нагрева

Назначение и принцип работы установки дробевой очистки

Надежность и экономичность работы котельных установок во многом определяется загрязненностью поверхностей нагрева. При сжигании мазута происходит интенсивное загрязнение конвективных поверхностей нагрева с образованием связанных отложений, что приводит к

- увеличению аэродинамического сопротивления газового тракта котла;

- снижению коэффициента теплопередачи;

- повышению температуры уходящих газов;

- снижению КПД котла.

Для поддержания стабильных технико-экономических показателей котла применяют средства профилактической очистки, наиболее эффективным из которых для опускных газоходов является дробевая очистка.

Установка дробевой очистки (УДО) предназначена для регулярной профилактической очистки конвективных поверхностей нагрева от золовых отложений. При дробевом способе очистки используется кинетическая энергия свободно падающей металлической дроби округлой формы размером 4 - 6 мм. Для очистки поверхностей нагрева дробь, поднятая на верх конвективной шахты, направляется в газоход и равномерно распределяется по его сечению. Каждая дробинка многократно участвует в процессе очистки и сбивает золу с поверхностей нагрева, расположенных на пути ее движения. Сбитые частицы золы уносятся потоком дымовых газов за пределы конвективной шахты, а отработавшая дробь собирается в бункерах под конвективной шахтой и вновь поднимается на верх котла для дальнейшего ее использования.

Техническое описание установки дробевой очистки и ее узлов

Схема установки дробевой очистки изображена на чертеже 4. Установка дробевой очистки состоит из двух контуров циркуляции дроби, осуществляющих следующие функции

- транспортирование дроби на верх котла и ее отделение от транспортирующего ее воздуха;

- подача дроби в конвективную шахту и равномерное ее распределение по сечению газохода;

- отделение дроби от золы и хранение дроби между циклами очистки.

Необходимые напор и расход воздуха для пневмотранспорта создают турбовоздуходувки типа ТВ-80-1,6.

Контур установки дробевой очистки включает следующие узлы:

- Дробеуловитель (1) служит для улавливания дроби, подаваемой на верх котла, и отделения ее от транспортирующего воздуха.

- Дозатор дроби (2) предназначен для распределения дроби в потолочные разбрызгиватели и ее порционной подачи в котел. Внутри дозатора находится поворотное корыто с двумя отсеками, расположенными по разные стороны от оси вращения и поочередно располагающимися под выходным патрубком дробеуловителя. После заполнения отсека определенным количеством дроби корыто под действием веса дроби поворачивается и дробь из отсека высыпается в расположенный под ним отсекатель газов. Дробь из дробеуловителя начинает заполнять другой отсек, после заполнения которого корыто поворачивается в другую сторону и дробь поступает во второй отсекатель газов.

- Отсекатель газов (3) служит для предотвращения поступления дымовых газов в элементы установки дробевой очистки при повышении давления в поворотной камере газохода котла.

- Шибер-мигалка (4), расположенный на выходе из отсекателя газов, под весом ссыпавшейся на него из дозатора дроби открывается и пропускает дробь в течки, соединяющие отсекатель газов с потолочными разбрызгивателями дроби. Изменением расстояния от груза до оси рычага шибера-мигалки регулируется плотность прижатия шибера.

- Потолочные разбрызгиватели дроби (5) предназначены для равномерного распределения дроби по сечению конвективной шахты котла.

- Влагоотделитель (6) служит для предотвращения поступления влаги в нижние узлы установки при возникновении течи в котле. В процессе очистки котла влагоотделитель выполняет функции отсеивания золы от дроби. Для исключения присосов воздуха в газоход котла у открытого конца отвода влагоотделителя необходимо установить заслонку мигалку.

- Шибер (7) осуществляет выбор той или иной функции влагоотделителя. Управляется шибер обслуживающим персоналом вручную.

- Сепаратор (8) предназначен для улавливания крупных кусков шлака, обмуровки, огарков электродов и других посторонних предметов, поступающих из котла вместе с дробью, и хранения дроби. Улавливание крупных кусков происходит на выдвижной сетке. Дробь хранится под выдвижной сеткой. Запорным органом для дроби служит корыто, размещенное в питателе дроби (10). В верхней части сепаратора расположены два клапана (15), посредством рычагов соединенных с пневмоцилиндрами (9). Клапаны служат для подачи атмосферного воздуха на отсеивание золы от дроби при работе установки дробевой очистки. Пневмоцилиндры резиновым рукавом соединены с трубопроводом подачи воздуха к эжектору (12) для транспорта дроби на верх котла.

- Питатель дроби (10) служит для подачи дроби из сепаратора в эжектор. Количество дроби, подаваемой из сепаратора в эжектор, регулируется специальным регулятором (11) открытия запорного органа (корыта). С помощью этого регулятора обеспечивается оптимальное соотношение дроби и воздуха для устойчивой работы эжектора.

- Эжектор (12) предназначен для транспортирования дроби установки на верх котла.

Подача воздуха к установке дробевой очистки осуществляется от общего воздухопровода (16) по отводу с задвижкой (13). При открытии задвижки (13) воздух поступает к эжекторам (12) и пневмоцилиндрам (9). Происходит транспортирование дроби на верх котла в дробеуловители (1). Пневмоцилиндры (9) открывают клапаны (15) на сепараторах (8), чем обеспечивается подача атмосферного воздуха в влагоотделитель (6) на отсеивание золы.

Из дробеуловителей (1) дробь с помощью дозаторов (2) и отсекателей газов (3) поступает в потолочные разбрызгиватели (5) и рассеивается по сечению газохода. Проходя через поверхности нагрева, дробь сбивает с труб золовые отложения и собирается в бункерах газохода котла, из которых через влагоотделители (6) поступает в сепараторы (8). Зола отсеивается от дроби и выносится в газоход восходящим потоком атмосферного воздуха, поступающим через клапаны сепаратора.

Хранение дроби между циклами очистки осуществляется в сепараторах ниже уровня сетки и визуально контролируется ее количество, необходимое для проведения цикла очистки.

Контроль за давлением воздуха перед эжекторами осуществляется с помощью манометров (14). Устойчивый пневмотранспорт дроби на верх котла осуществляется при давлении воздуха перед эжекторами не менее 0,04 МПа, при меньшем давлении воздуха пневмотранспорт дроби неустойчив, из эжекторов происходит сильное пыление и выбивание дроби.