реконструкция котельной для совместного производства тепловой и электрической энергии

Введение
Глава 1. Основные аспекты функционирования энергетического комплекса Санкт-Петербурга
1.1. Специфика электроэнергетической отрасли как объекта государственного управления
1.2. Проблемы развития и функционирования теплоэнергетики Санкт-Петербурга
Глава 2. Анализ деятельности котельной Адмиралтейского муниципального района Санкт-Петербурга
2.1. Описание и технические характеристики основного и вспомогательного оборудования существующей системы теплоснабжения
2.2. Анализ технико-экономических характеристик эксплуатации системы теплоснабжения Адмиралтейского муниципального округа
Глава 3. Проект реконструкции котельной Адмиралтейского муниципального округа г. Санкт-Петербурга
3.1. Проектные мероприятия
3.2. Технико-экономическое обоснование проекта
Заключение
Список литературы

При этом обеспечивается вентиляция замкнутой камеры для равномерного прогрева цилиндра.Проточная часть ЦВД имеет одновенечную регулирующую ступень и 16 ступеней давления.Диафрагмы и обоймы ЦВД унифицированы с соответствующими узлами турбины ПТ-80/100-130/13.РВД - цельнокованый. По своим габаритам, расстоянию между осями подшипников, числу дисков, расстоянию между дисками, диаметрам и конструкцией уплотнений, пазам под рабочие лопатки и размерам фланца соединительной муфты РВД идентичен РВД турбины ПТ-80/100-130/13. Диаметр опорной шейки подшипника №2 уменьшен до 300мм.Рабочие лопатки 10….17 ступеней унифицированы с рабочими лопатками турбины ПТ-80/100-130/13.1,3…9 ступеней с 1,2…8 ступенями турбины ПТ-80/100-130/13, а рабочая лопатка 2 ступени – с одной из ступеней ПО ЛМЗ из экспортных поставок. Соединительный фланец муфты со стороны РВД цельнокованый.Полумуфта со стороны РНД – насадная. Поставляется она с припуском по посадочной поверхности и отверстиями соединительных болтов. Соединение полумуфт и дополнительная обработка полумуфты производится на монтаже.Корпус переднего подшипника оставляется в дальнейшую эксплуатацию с изменениями, связанными с переносом сервомотора регулирующих клапанов ВД на средний подшипник. В корпус устанавливается новый опорный вкладыш D=300мм и модернизируемые узлы системы регулирования и защиты турбины, причем установленный в стуле датчик осевого сдвига и относительного расширения используется только как датчик относительного расширения ротора.Оба опорных вкладыша РВД D=300мм. Для повышения виброустойчивостиони выполнены с лимонной расточкой без холодильников в верхней половине. При этом подача масла осуществляется непосредственно в масленый клин (с правой стороны) Корпус подшипника между ЦВД и ЦНД выполнен с размерами, обеспечивающими установку опорных лап ЦВД и ЦНД, соединение РНД с новым РВД, установку сервомотора клапанов ВД и НД.В корпусе устанавливается: опорный вкладыш №2 РВД D=300мм, новый единый для турбоагрегата опорно-упорный подшипник с симметричной сферой, защитный кожух полумуфты РВД-РНД датчик осевого сдвига роторов.Площади рабочих и установочных колодок нового опорно-упорного подшипника равны между собой и составляют 1040 см2, что обеспечивает несущую способность подшипника 26 тонн.Упорный диск РНД со стороны установочных колодок протачивается для возможности установки колодок больших, чем до модернизации, размеров.Размеры установки корпуса среднего подшипника на фундаментную раму сохранены прежними, как до модернизации ЦВД.Фундаментная рама среднего подшипника сохраняется старой конструкции. Для облегчения центровки турбины в объем поставки включены фундаментные рамы переднего и среднего подшипника. На ЦВД установлены 4 клапана неразгруженного типа D=125мм. По сравнению с турбиной ПТ-80/100-130/13 клапаны усовершенствованы для повышения надежности (исключения обрыва штоков). Система привода регулирующих клапанов ВД применена от турбины ПТ-80/100-130/13 .Конструкция стопорного клапана унифицирована с конструкцией стопорного клапана турбины ПТ-80/100-130/13 и выполнена в соответствии с двухниточным подводом свежего пара к клапану. Трубопровод выполняется двухниточным из труб D=273х36 сталь 15Х1М1Ф.Предусматривается замена: ГПЗ, запорного вентиля, регулирующего клапана на байпасе ГПЗ, всей другой арматуры. Трубопровод выполнен таким образом, чтобы в нем не было застойных зон.Предусмотрен единый сортамент всех четырех труб D=219х32 сталь 12Х1МФ. Для лучшего прогрева перепускных труб места присоединения к ним дренажных трубопроводов сдвинуты в сторону подъемных участков перепускных труб к регулирующим клапанам ВД.Сортамент труб – две D=273х8 и две D=325х8 сталь 20.Замена трубопроводов отборов на ПВД обусловлена следующими условиями:Трубопровод на ПВД-7, выполненный из жаропрочной стали, исчерпал ресурс времени и требует замены;Трубопроводы пара на ПВД-6 и ПВД-5 по сортаменту (сталь20) могли бы быть оставлены в эксплуатации. Однако, изменение конструкции ЦВД и невозможность прокладки по старым трассам, потребовали частичной замены.Трубопроводы уплотнений и отсосов.В отличие от схемы уплотнений турбины до модернизации в настоящем проекте предусмотрена схема концевых уплотнений с самоуплотнением. При этом коллектор отсоса пара на охладитель типа БО-90 используется при пуске турбины и в качестве коллектора подачи пара на концевые уплотнения.На трубопроводе отсоса пара из третей камеры переднего уплотнения ЦВД и первых камер заднего уплотнения ЦВД и переднего уплотнения ЦНД перед охладителем установлен регулирующий клапан Ду=300, который поддерживает избыточное давление пара «до себя» в переделах 0,01-0,02 МПа (от 0,1 до 0,2 кгс/см2). Благодаря этому пар, поступающий из камер, является уплотняющим и может быть отключена подача пара на уплотнения ЦВД и переднее уплотнение ЦНД из уравнительной линии деаэраторов. Регулятор подачи пара на уплотнения из деаэратора находится в работе и добавляет необходимое количество пара на уплотнение ЦНД и поддерживает давление пара в коллекторе 0,107…0,118 МПа (1,1…1,2 кгс/см2).В схеме трубопроводов уплотнений заменяются все «горячие» трубопроводы. Изменение компоновки потребовало частичного изменения «холодных» трубопроводов отсоса пара на сальниковый подогреватель ПС-50.Принципиальная схема обогрева фланцев и шпилек оставлена без изменения – подачей греющего пара из паропровода свежего пара в короба фланцев ЦВД и на обогрев шпилек. Внесены упрощения по подводу пара к фланцам и шпилькам по единому коллектору, что позволило уменьшить количество запорной арматуры и число предохранительных клапанов по сравнению со схемой раздельных коллекторов подвода. Регулировка прогрева фланцев и шпилек осуществляется, как регулирующим клапаном на подаче пара, так и вентилями перед коллектором сброса.В отличие от схемы до модернизации проект предусматривает разделение схемы дренажей высокого и низкого давления. Имеющийся в схеме турбины расширитель используется для дренажей низкого давления.Вновь устанавливается расширитель дренажей высокого давления. Трубопроводы дренажей паропроводов на условное давление Ру=20.0 МПа имеют согласно существующих норм дроссельные шайбы. С целью защиты расширителя от перегрузки при поступлении в него значительного количеств пара все остальные дренажные трубопроводы высокого давления также имеют дроссельные шайбы. Трубопровод отбора пара 1,0…1,6 МПа выполнен двухниточным из труб D=426х9 мм сталь 20. Из одной из этих ниток пар подается на ПВД-5, причем присоединение трубопровода на ПВД-5 производится до обратного клапана. Такое решение принято, чтобы исключить поподание пара из коллектора производственного отбора в ПВД-5 при останове турбины и закрытии обратного клапана.Исходя из условий компоновки трубопроводов котельной, отвод пара на деаэратор 0,6 МПа выполнен из общестанционного коллектора 1,0…1,6 МПа. Поэтому трубопровод отбора пара 1,0…1,6 МПа до своей паровой задвижки не имеет отвода пара на деаэратор 0,6 МПа.Тепловой расчет паровых турбин выполняется при их проектировании, модернизации, реконструкции или при проектировании тепловых электростанций.Исходные данные для теплового расчета турбины, ПТ 65/75-130/10:ПТ 65/75-130/10 – паровая стационарная турбина активного типа с двумя регулируемым отбором (производственным и теплофикационным), с одним нерегулируемым отбором (для регенеративного подогрева питательной воды) и противодавлением;Проточная часть ЦВД турбины состоит из одной регулирующей ступени и шестнадцати одновенечных ступеней;Регулирующая ступень состоит из сварного сегмента сопел с парциальным подводом пара, одновенечного рабочего колеса и направляющего аппарата;Каждая последующая ступень состоит из сварной стальной диафрагмы и одновенечного рабочего колеса;ЦНД состоит из двух частей, из которых ЧСД имеет регулируемую ступень и восемь ступеней давления. а ЧНД имеет регулирующую ступень и три ступени давления.Номинальные параметры свежего пара:абсолютное давление – 13,0 МПа;температура – 555 °C.Номинальные параметры производственного отбора пара:абсолютное давление – 1,0-1,3 МПа;расход отбираемого пара – 0-100 т/ч.Номинальные параметры теплофикационного отбора пара:абсолютное давление – 0,11,-0,15 МПа;Располагаемый теплоперепад на ЦВД без учета потери давления в стопорном и регулирующем клапанах.hк= 2284 кДж/кг; кДж/кгПотеря давления в стопорном и регулирующем клапанах оценивается в пределах (0.03-0.05)хР0: МПатогда давление пара перед соплами регулирующей ступени МПаПотеря давления в выхлопном патрубке:=0.07 опытный коэффициент 0,05-0,1.Cп=70 м/с принимаем скорость в выходном патрубке. МПаДавление пара за последней ступенью: МПаТеплоперепад в стопорном и регулирующем клапанах:По h-d диаграмме находим hzt=2892кДж /кгhzt1=2904кДж /кг кДж/кгв выхлопном патрубке кДж /кгРасполагаемый теплоперепад на проточную часть турбины: кДж/кгРаспологаемый теплоперепад регулирующей ступени:теплоперепад в нерегулируемой ступени принемается 30-40 кДж/кг.hнс=33 кДж/кг кДж/кггде 16 - число нерегулируемых ступеней ЧВД.Диаметр регулирующей ступени определяется выбранным тепловым перепадом, значением u/cф и ограничивается возможным диаметром поковки ротора.Одновенечные ступени предназначены для срабатывания теплоперепада H0Р.С= 80-95 кДж/кг. Оптимальное отношение u/cф для одновенечных регулирующих ступеней – 0,43-0,395. Принемаем 0,4.Для определения среднего диаметра ступени подсчитываем:фиктивную изоэнтропную скорость пара, м/с м/сокружную скорость вращения диска по среднему диаметру ступени, м/с м/ссредний диаметр ступени, ммПринимаем d=1,1м, = 16 0 и уточняем окружную и изоэнтропную скорости вращения диска и теплоперепад, срабатываемый ступенью:м/с м/скДж/кгСравниваем с найденным ранее (92 кДж/кг), значения практически совпадают следовательно нет необходимости пересчета.Примем небольшую реакцию в сопловой и рабочей решетках, а именно: ρс=0,2; ρр=0,2; Вычисляем располагаемые теплоперепады в решетках:кДж/кг кДж/кгС помощью h, s – диаграммы и руководствуясь находим давление пара за сопловой решеткой р1=10,2 МПа, за рабочей решеткой р2=10,02 МПа, Таким образом, отношение давлений в сопловой решетке составляет ε1=р1/ р0=10,2/12,35=0,862, т.е. больше ε*=0,546 для перегретого пара. Следовательно истечение потока из сопловой решетки докретическое.Критическое давление р*=0,546·12,35=6,746 МПа. По h, s – диаграмме определяем ν*=0,028 ν0=0,038 м3/кг; ν1t=0,042 м3/кг.Найдем критическую скорость: м/сТеоретическая скорость на выходе из сопла:м/сНаходим число где – скорость звука в рассматриваемом сечении, определяетсям/сгде – показатель изоэнтропы, =1,3 для перегретого пара согласно.Так как , то по рекомендациям ([3], стр. 27) тип профиля А.Учитывая, что режим истечения является докретическим, вычисляем выходную площадь сопловой решетки по формуле: м2где =0,975 коэффициент расхода утечки пара через уплотнениякг/сгде=0,85 коэффициент расхода 0,65-0,85;принимаем число гребней уплотнения Z=28;диаметр вала на участке уплотнения, по отношению к среднему диаметру регулирующей ступени принимается в диапазоне 0,3-0,5. мПлощадь продольного сечения м2где=0,5 мм радиальный зазор.Отношение давлений пара за и перед уплотнениями=0,1 МПа - считаем давления пара за уплотнением равным атмосферному.Следовательно, количество пара проходящее через сопла: кг/сДалее подсчитываем произведениемгде - коэфф. расхода сопловой решетки, =0,975.Высота сопловой лопатки, ммммВыбираем решетку типа С-9015А (сопловая решетка, угол входа 900 , угол выхода 150 , дозвуковая), хорду профиля =30 мм, относительный шаг =1,25, угол установки =38°35׳.Число лопаток сопловой решеткиПринимаем =55, уточняем хорду профиля мОпределяем отношение / =38/19=2 и находимкоэфф. скорости турбинной решетки φ=0,88.Тогда потери в сопловой решетке составят , т.е. 22,6%Теперь приступим к построению треугольников скоростей.Подсчитаем действительную скорость, м/с м/сПо известному углу определяем относительную скорость входа в первую рабочую решетку ω1 и угол ее направления :=27,11°;м/сОпределяем потери энергии в сопловой решетке, кДж/кг кДж/кгТеоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки, м/см/сПо h, s – диаграмме определяем ν2t=0,069 м3/кг.Выходная площадь рабочей решетки определяется по уравнению неразрывности:м2где принято в первом приближении =0,91.Зададимся значением перекрыши первого ряда рабочих лопаток, в соответствии с правилами равной 1,5 мм и приняв, что лопатка выполняется постоянной высоты, находим =19 мм +3 мм =22мм. Тогда угол определим=22,02°.ОпределимПо и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-3521А с размерами =40 мм и, следовательно, /=40/22=1,818.Угол поворота потока в рабочих лопатках По / и определяем коэфф. расхода =0,918.Уточняем м2=20,70.Подсчитываем действительную относительную скорость выхода из рабочей решетки первого венца: м/сПеред тем, как перейти к дальнейшему расчету , необходимо проверить максимальные изгибающие напряжения в рабочей лопатке. Сначала подсчитываем окружное усилие, действующее на лопатки:Пренебрегая за малостью осевой составляющей усилия находим изгибающие напряженияМПагде . Для профиля Р-3521А для =20,7° при =78° имеем =0,664. Тогда мм. Подсчитаем ;уточняем шаг м;- минимальный момент сопротивления профиля, =3,82·10-6 м3 .Поскольку полученные напряжения существенно меньше, чем допускаемые в ступенях с парциальным подводом пара σДОПИЗГ=15-20 МПа, то несмотря на то, что возможны режимы работы рассчитываемой ступени с большими, чем при данном режиме, напряжениями, не меняем выбранных размеров ступени.Вычисляем потери энергии в рабочей решетке, кДж/кг: кДж/кгРассчитываем выходной треугольник скоростей из венца регулирующей ступени:=63,99°; м/сПотеря энергии с выходной скоростью кДж/кгПосле определения потерь в решетках и потери энергии с выходной скоростью можно подсчитать относительный лопаточный КПД ступени: Этот КПД можно вычислить также непосредственно из треугольников скоростиРасхождение в определении КПД по двум различным формулам лежит в пределах точности расчета.Для определения относительного внутреннего КПД и мощности ступени необходимо найти потери на трение диска и потери, вызванные парциальным подводом пара. Потери на трение диска о пар определим по формуле:где - коэфф. трения, =0,6·10-3; - площадь сопловой решетки, м2м2Потери, вызванные парциальным подводом пара:где =0,065;- число венцов в регулирующей ступени, =1;=0,6.где =0,25; - число пар концов сопловых сегментов, =1.Относительный внутренний КПД ступени находимПотери на трение диска кДж/кгПотери, вызванные парциальным подводом пара кДж/кгНаходим использованный теплоперепад ступени кДж/кг Внутренняя мощность ступеникВт3.2. Технико-экономическое обоснование проектаРасчёт энергетической эффективности производится в полном соответствии с «Методическими рекомендациями по составлению технико-экономических обоснований для энергосберегающих мероприятий».В расчётах предусматривается реконструкция турбины ПТ-60-130/13, после которой турбина будет перемаркироована в турбину ПТ-65/75-130/13.Часовой расход пара на турбоагрегат до реконструкции:Часовой расход пара на турбоагрегат после реконструкции:Часовой расход тепла на турбоагрегат на выработку электроэнергии до реконструкции:Часовой расход тепла на турбоагрегат на выработку электроэнергии после реконструкции:Удельный расход тепла на 1 кВт*ч до реконструкции:Удельный расход тепла на 1 кВт*ч после реконструкции:Для определения годовых расходов тепла и топлива принимаем, что турбоагрегат работает круглый год за исключением месяца ремонта. В этом случае число часов использования номинальной мощности турбоагрегата определяется в размере 8040 часов в год.Годовая выработка электроэнергии турбоагрегата до реконструкции:Годовая выработка электроэнергии турбоагрегата после реконструкции:Годовое потребление тепла на производство электроэнергии до реконструкции:Годовое потребление тепла на производство электроэнергии после реконструкции:Годовой расход топлива на производство электроэнергии на турбоагрегате до реконструкции:условного:натурального:Годовой расход топлива на производство электроэнергии на турбоагрегате после реконструкции:условного:натурального:где к.п.д. котла (нетто) определён с учётом расхода тепла на собственные нужды в размере 5,8 % (ηкнт=ηкбр*0,942), ηкбр=0,94, ηтр – потеря тепла в паропроводах, ηтр=0,98.Приняв расход электроэнергии на собственные нужды турбоагрегата в размере 0,5%, определим удельный расход топлива на отпуск электроэнергии.Удельный расход топлива на отпуск электроэнергии до реконструкции:условного:натурального:Удельный расход топлива на выработку электроэнергии после реконструкции:условного:натурального:Годовая экономия топлива в энергосистеме, полученная в результате реконструкции: г.у.т/кВт*ч т.у.т/годЦена топлива равна 146,03 долл.США/т.у.т, тогда стоимость сэкономленного в энергосистеме топлива составит:Стопл=1529,65*146,03=223,252417 тыс.долл./год=479322940,4 руб./год Капиталовложения в реконструкцию составляют:2462106944 руб.=114676616 долл.СШАСтоимость турбоагрегата до реконструкции:3568440616 руб=1662058,97 долл.СШАСрок окупаемости капиталовложений за счёт разности в стоимости топлива составит:Ток=Крек/Стопл=1146,766/223,176=5,1годаГодовой фонд заработной платы.Численность персонала, необходимая для обслуживания турбоустановки составляет 20 человек.где Ч – численность обслуживающего персонала, чел;Тст1 – месячная тарифная ставка первого разряда, руб.мес;kтар1, kтар2– тарифные коэффициенты, принимается в соответствии с действующей тарифной сеткой для работников производственных отраслей экономики РБ. Принимаем значение kтар1 равное 1,57, что соответствует четвёртому разряду и значение kтар2 равное 1,73, что соответствует пятому разряду;kтхн – коэффициент технологических видов работ, равен 1,3.kпр.доп – коэффициент, учитывающий премиальные начисления и доплаты. Принимаем его равным 1,8.Отчисления на социальные нужды определяются в соответствии с их составом и нормативами отчислений и платежей по действующему законодательству.Исоц=Изп*0,353=157528800*0,353=57182954,4 тыс.руб.=26633,9 долл./годАмортизационные отчисления до реконструкции:Иам=Нам*Кт=4,5*1662058,97*2147/100=160579820 руб./годАмортизационные отчисления после реконструкции:Иам=Нам*Крек=4,5*6030547560/100 =2713746402 руб./год=126397,1 долл./год где Нам – средняя норма амортизации. Принимаем значение 4,5;Крек – стоимость после реконструкции;Затраты на ремонтно-эксплутационное обслуживание до реконструкции:Ирэо= Нрэо* Кт=6*1662058,97*2147/100 =214106436 руб./годЗатраты на ремонтно-эксплутационное обслуживание после реконструкции:Ирэо= Нрэо* Коб=6*2808825,133/100=168529,508 долл./год =361832853,6 руб./годгде Нрэо – норма отчислений на ремонт и обслуживание. Принимаем равным 6%.Прочие расходы:Ипр=Нпр*Изп=1,5*73371,5=110057,25 долл./год =236292915,8 руб./годгде Нпр – норма прочих расходов. Принимаем значение 150%Стоимость топлива до реконструкции:Итоп=Вээгод*Цт=89415,5*146,03*2147=2,803412* 1010 руб./годСтоимость топлива после реконструкции:Итоп=Вээгод*Цт=95341,2*146,03*2147=2,9891975*1010 руб./годСтоимость воды до реконструкции:Ив=Dгодв*Цв=32160000*27=868320000 руб./годгде Dгодв- расход воды, м3.Стоимость сбросов нормативно очищенных вод до реконструкции:Ив=Dгодв*Цв=29145000*55,5=1617547500 руб./годСтоимость сбросов нормативно очищенных вод после реконструкции:Ив=Dгодв*Цв=28944000*55,5=1606392000 руб./годСебестоимость производимой продукции до реконструкции:Себестоимость производимой продукции после реконструкции:где Ит – годовые расходы ТЭЦ на турбину до реконструкции;Ит.рек - годовые расходы ТЭЦ на реконструкции;αсн – коэффициент собственных нужд, принимаем 5,25%;αсн – коэффициент потерь (в генераторе, трансформаторе, транспортировании), принимаем 2%.Таблица 3 – Расчёт уровня внутренней доходностиГодКап. вложения (млн.руб.)Экономияd=10%0,1d=2%0,2Наст.стоимостьпри 10%Наст.стоимостьпри 20%Дисконтиров. доход при 10%Дисконтиров. доход при 20%02462 11  -2462-24621 5660,90910,8333514,3636471,5000-1947,6364-1990,50002 5660,82640,6944467,6033392,9167-1480,0331-1597,58333 5660,75130,5787425,0939327,4306-1054,9391-1270,15284 5660,68300,4823386,4490272,8588-668,4901-997,29405 5660,62090,4019351,3173227,3823-317,1728-769,91176 5660,56450,3349319,3793189,48532,2065-580,42647 5660,51320,2791290,3449157,9044292,5514-422,52208 5660,46650,2326263,9499131,5870556,5012-290,93509 5660,42410,1938239,9544109,6558796,4557-181,279210 5660,38550,1615218,140491,37991014,5961-89,8993Внутренняя норма доходностиПроект принесет прибыль в размере 19,18%Динамический срок окупаемости летРисунок 10 – Норма внутренней рентабельностиРисунок 11 – Распределение дисконтированного дохода по годамТаблица 4 – Основные показатели эффективностиНаименованиепоказателейРазмерностьВеличина до реконструкцииВеличина после реконструкции1234Тип турбоагрегатаПТ-60-130/13ПТ-65/75-130/13Номинальная электрическая мощностьМВт6065Годовое производство электроэнергии:-выработкамлн.кВт*ч/год482,4522,6Пропуск пара через турбину:-максимально часовойт/ч375400Годовой расход топлива на производство электроэнергиит.у.т/год84415,595341,2Удельный расход топлива на отпуск электроэнергииг.у.т/кВт*ч186,28183,35Годовое потребление тепла на производство электроэнергииГкал/год545917,6582096,0Цена топливадолл./т.у.т-146,03Годовая экономия топливат.у.т/год-1529,65Стоимость сэкономленного в энергосистеметопливаруб./год-479322940,4 Капиталовложения в реконструкциюруб.-2462106944Годовой фонд заработной платыруб./год157528800,0157528800,0Ремонтное обслуживаниеруб./год214106436,5361832853,6Отчисления на соц. нуждыруб./год57182954,4057182954,40Амортизационные отчисленияруб./год160579820002713746402Прочие расходыруб./год236292915,8236292915,8Цена водыруб./м32727Стоимость топливаруб./год2803412000029891975000Стоимость водыруб./год86832000086832000Стоимость сбросовруб./год16175475001606392000Годовые издержкируб./год3279089600034954411000Численность эксплутационного персонала турбинного отделениячел2020Себестоимость производимой продукции:-электроэнергиируб./кВт*ч73,1771,99Простой срок окупаемостигод-5,1Динамический срок окупаемостигод-5,99Чистый дисконтированный доходмлн. руб.-1014,5961Внутренняя норма доходности%-19,18Реализация данного проекта позволит увеличить мощность турбоагрегата путем увеличения размеров проточной части и увеличения расхода пара на турбоагрегат, что в свою очередь позволит загрузить котлы (согласно балансовым испытаниям при увеличении истиной паропроизводительности котлоагрегата БКЗ -210-140 с 187,4 т/ч до 200,7 т/ч расход газа уменьшается с 14,8 м3/ч до 14,1м3/ч). На основании технико-экономического расчета:Удельный расход пара на выработку 1 кВт*ч после реконструкции уменьшается;Удельный расход топлива на выработку 1 кВт*ч после реконструкции уменьшается;Экономия условного топлива составляет 2,93 г.у.т./кВт*ч;Срок окупаемости проекта за счет разницы стоимости топлива составляет 5,1 лет;Динамический срок окупаемости составляет 6 лет;Внутренняя норма доходности составляет 19,18 %.ЗаключениеСтруктурная модернизация электроэнергетики на основе соответствующих вариантов организационной трансформации отрасли способствует достижению основной цели ее функционирования – воздействия на социально-экономическое развитие нашей страны, повышения международной конкурентоспособности российской экономики путем упреждающего удовлетворения растущего энергетического спроса по социально- и экономически приемлемым ценам на энергоресурсы и сокращения доли энергетической составляющей в себестоимости продукции через обеспечение энергоэффективности и энергосбережения.Возросшая актуальность энергосбережения для нашей страны требует поиска новых энерготехнологий при одновременном повышении эффективности использования существующих генерирующих мощностей электростанций и паровых котельных, оборудование которых в значительной степени нуждается в реконструкции и замене.Расчётный срок службы превышен более на 70% турбин российских электростанций и котельных. Вопрос инвестиций в энергетику стоит остро и его значимость для отрасли будет нарастать год от года так же как и выбор приоритетных направлений её развития. Одним из таких направлений должна стать реконструкция теплофикационных паротурбинных установок, составляющих основу генерирующих мощностей энергосистемы. Так как теплофикация является одним из важнейших путей экономии топлива за счёт сокращения потерь тепла в конденсаторе с отработавшим паром, так как на ТЭЦ этот пар полностью (турбины с противодавлением) или частично (турбины с промышленными и теплофикационными отборами пара и конденсацией) отдаётся потребителям при необходимом для последних давлении. Реконструкция теплофикационных паротурбинных установок может и должна ослабить нарастающий пресс в энергетической отрасли. Предпочтение здесь должно отдаваться наиболее эффективным техническим решениям, а не навязываемым извне конъюнктурным дорогостоящим программам.Значительные резервы повышения эффективности работы существующих и вновь вводимых теплофикационных паротурбинных установок котельных кроются в снижении потерь теплоты с отработавшим паром турбин в холодном источнике, потерь топлива, обусловленных дросселированием отпускаемого потребителям пара, необратимых потерь в системе регенеративного подогрева питательной воды турбоустановок из-за неоптимальности их схем и режимов работы, а также, пусковых потерь вследствие несоответствия устаревших технологий пуска турбоустановок требованиям и возможностям времени. Внедрение новейших технологий в энергетической отрасли позволит повысить эффективность использования теплофикационных паротурбинных установок не только за счёт прямой экономии топлива, но и вследствие повышения надёжности работы оборудования.Как показало проведенное исследование котельная Адмиралтейского муниципального округа г. Санкт-Петербурга также требует комплексного подхода в вопросах реконструкции.В результате выполнения дипломного проекта был рассмотрен вариант реконструкции турбины ПТ-60-130/10 ст.№5 котельной Адмиралтейского района г. Санкт-Петербурга, с заменой ЦВД. После реконструкции увеличивается номинальная мощность турбоагрегата до 65 МВт.Произведен расчет технико-экономических показателей и эффективности проекта.Реконструкция позволила увеличить загрузку котлоагрегатов БКЗ-210-140, уменьшить удельный расход топлива на выработку 1 кВт*ч до 183,35г.ут/кВтч, экономия условного топлива на выработку электроэнергии составляет 2,93 г.у.т./кВт*ч;Срок окупаемости проекта равен 6 лет. Чистый дисконтированный доход составляет 1014,5961млн.руб.Список литературыАшмарина С.И., Герасимов Б.Н. Управление изменениями. – СПб.: Рид Групп, 2011. – 208 с.Балабанов И. Т. Инновационный менеджмент / И. Т. Балабанов. – СПб.: Питер, 2010. – 304 с. Бовин А.А., Чередникова Л.Е., Якимович В.А. Управление инновациями в организациях. – М.: Изд-во «Омега-Л», 2011. – 324 с.Бриджес У. Управление компанией в период структурных изменений. – М.: Вильямс, 2011. – 208 с.Глушаков В.Е. Управление изменениями. – Б.: БГУ, 2009. – 192 с.Глушаков В.Е. Управление изменениями в бизнесе. – М.: Дикта, 2011. – 212 с.Друкер П. Менеджмент в XXI веке: Учеб.пособ. /Пер. с англ. – М.: Издательский дом «Вильямс», 2010. – 450 с.Михайлова Е.А. Основы бенчмаркинга / Е.А. Михайлова. – М.: Юристъ, 2010. – 110 с. Михайлова Е.А. Технологии бенчмаркинга / Е. А. Михайлова //Маркетинг. Спец. вып. №1(23). 2-е изд. испр. и доп., М.: Центр маркетинговых исследований и менеджмента. 2012. – 144 с. Мухин В.И. Основы теории управления: учебник для вузов / В.И. Мухин. - М.: Экзамен, 2010. – 512 с.Тимофеев П. Управление изменениями. – М.: Добрая книга, 2011. – 360 с.Туоминен К. Качество управления изменениями. – М.: Стандарты и качество, 2010. – 96 с.Тэн Н.И. Энергетика Северной столицы. – Спб.: Нева, 2012. – 104 с.Управление изменениями // Harvard Business Review on Change. Перевод А. Лисицыной. – М.: Альпина Бизнес Букс, 2011. – 232 с.Фрайлингер К., Фишер И. Управление изменениями в организации / Пер. с нем. Н.П.Береговой, И.А.Сергеевой. – М.: Книгописная палата, 2010. – 514 с.Хайниш С.В., Токарева Н.Ю. Управление изменениями и механизмы активного развития на предприятии. – М.: Вильямс, 2011. – 328 с.Харитонов М.А. Управление изменениями в теплоэнергетике. – М.: КноРус, 2012. – 231 с.Харрингтон Дж. Совершенство управления изменениями. – М.: Стандарты и качество, 2010. – 192 с.Царенко А.С. Раскрывая секреты эффективных изменений. – М.: Ламберт, 2010. – 164 с.Шермет М.А. Управление изменениями. – М.: Дело АНХ, 2010. – 128 с.Широкова Г.В. Управление изменениями. – М.: Высшая школа менеджмента. 2010. – 520 с.Широкова Г.В. Управление изменениями в российских компаниях. – М.: Высшая школа менеджмента. 2009. – 480 с.Широкова Г.В. Управление организационными изменениями. – СПб.: Издательский дом Санкт-Петербургского государственного университета. 2012. – 429 с.Besley T. Elected versus a appointed regulators: theory and evidence / T. Besley, S. Coate // Journal of the European Economic Association. Vol. 1, № 5, 2003. – P. 1176-1206. Borenstein S. Electricity restructuring: deregulation or reregu-lation? / S. Borenstein, J. Bushnell // Regulation Volume. Vol. 23, № 2, 2000. – P. 46-52. CEPA’s report on benchmarking.Diewart E., Nakamura A. Benchmarking and the measurement of best practice efficiency: an electricity generation application [Электронныйресурс] / E. Diewart, A. Nakamura // The Canadian Journal of Economics / Revue canadienne d’Economique, Vol. 32, No. 2, Special Issue on Service Sector Productivity and the Produc-tivity Paradox. pp. 570-588. Domah, P., Pollitt, M. and Stern, J. Modelling the costs of en-ergy regulation : Evidence of human resource constraints in develop-ing countries, CMI Electricity Project Working Paper, No.11. 2002. Estache A., Martimort D. Politics, Transaction Costs, and the Design of Regulatory Institutions [Электронныйресурс] / A. Estache, D. Martimort // The World Bank [Электронныйресурс]. Режим доступа: http://www-wds.worldbank.org, свободный. Jamasb T. International utility benchmarking & regulation: an application to European electricity distribution companies [Элек-тронныйдоступ] /T. Jamasb. Cambridge (Department of Applied Economics, University of Cambridge, DAE Working Paper; No. 0115) – Режимдоступа: http://www.econ.cam.ac.uk/dae/repec/cam/pdf/Wp0115.pdf, свободный. – Загл. сэкрана. Jamasb T. Benchmarking and regulation of electricity trans-mission and distribution utilities: lessons from international experi-ence / T. Jamasb, M. Pollitt, 2000. – P. 1-34. Karlöf B., Lundgren K., Froment M. E. Benchlearning: Good Examples as a Lever for Development / B. Karlöf, K. Lundgren, M. E. Froment // Wiley, 2001. – 254 p. Lapide L. Benchmarking best practices / L. Lapide. The Journal of Business Forecasting. 2005-2006. – P. 29-32. Mixon F. G. The impact of agency costs on regulator compen-sation and the size of Electric Utility Comissions / F. G. Mixon // Energy Journal. Vol. 22, № 2. 2001. – P. 17-34. Newbery D.M. Issues and Options for Restructuring Electricity Supply Industries / D.M. Newbery // Department of Applied Economics, University of Cambridge. Working Paper CMI EP 01/DAE 0210. - 2005.