Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «ТЭС и АЭС»

Рассчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1

Содержание

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ТЕПЛОВЫХ СХЕМ ТУРБОУСТАНОВОК АЭС

ВВЕДЕНИЕ

ТУРБОУСТАНОВКА K-1000-60/1500-1 [4]

СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО

ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ГЛАВНОЙ ТУРБИНЕ И В ПРИВОДНОЙ ТУРБИНЕ ПИТАТЕЛЬНОГО НАСОСА В H,S – ДИАГРАММЕ

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧЕГО

ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

ТЕПЛОФИКАЦИОНАЯ УСТАНОВКА

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННЕЙ МОЩНОСТИ ТУРБИНЫ И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

ВЫВОД

ЛИТЕРАТУРЫ

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ТЕПЛОВЫХ СХЕМ ТУРБОУСТАНОВОК АЭС

Содержание расчетной части курсового проекта включает составление расчетной тепловой схемы ТУ АЭС, построение h,S-диаграммы процесса расширения пара в турбине (ЧВД, ЧСД, ЧНД), определение параметров рабочего тела (пара, основного конденсата, ОК, питательной воды, ПВ) в элементах ТУ, определение расходов пара в отборах турбоагрегата (Т), определение внутренней мощности Т, и показателей тепловой экономичности ТУ и блока в целом.

Таким образом, цель расчета тепловой схемы ТУ – определение параметров и расходов сред, которые проходят через все элементы схемы, а также мощности установки и показателей тепловой экономичности (КПД, удельного расхода теплоты и пара). Наряду с этим определяются мощности насосов конденсатно-питательного тракта.

При поверочных расчетах существующей ТУ расчеты выполняются для других режимов ее работы, отличных от номинального. Результаты такого расчета необходимы для определения возможности работы всех элементов ТУ в диапазоне заданных режимов, показателей тепловой экономичности, а также для выбора различного регулирующего оборудования и арматуры.

При построении h,S-диаграммы процесса расширения пара в турбине используются заводские данные о внутренних относительных КПД цилиндров или отсеков Т (h_oi). При этом в задании могут быть внесены некоторые изменения в типовую тепловую схему. Если эти изменения не приводят к изменениям расходов пара в отсеках Т более чем на 5 %, то пересчитывать заводские данные по h_oiнет необходимости. Можно также пренебречь небольшими изменениями давлений в точках отбора пара в Т. В этом случае расчет ТУ на номинальном режиме сводится к определению расходов пара в отборах, расходов пара в отсеках Т и мощности, которую развивают новые потоки пара.

Исходные данные

Тип ТУ К-1000-60/1500-1

Р_К, кПа 4,5

t_пв, °С 225

Δt_мин^ПВД, °С 7

Δt_мин^ПНД, °С 4

Q_ТП, МВт 115

ВВЕДЕНИЕ

Ядерная энергетика, базирующаяся на использовании ядерного топлива, используется во многих технически развитых странах мира, и, естественно, в Украине. Это объясняется прежде всего экономическими преимуществами АЭС, главным из которых являются меньшие затраты на производство электроэнергии по сравнению с тепловыми электростанциями, работающими на органическом топливе. Для Украины, как и для ряда других Европейских государств, характерна недостаточность или отсутствие собственных запасов органического топлива, которые целесообразно использовать в качестве горючего для тепло- и электроснабжения. В то же время по оценкам геологов запасов сравнительно недорогого урана в Украине достаточно для удовлетворения потребности атомной энергетики в топливе на несколько столетий с учетом возрастающих темпов производства электроэнергии и теплоты.

Пониженная по сравнению с ТЭС на органическом топливе стоимость вырабатываемой электроэнергии, также определяет преимущества АЭС перед ТЭС на угле, мазуте и газе.

Более благоприятно, чем на ТЭС, и экологическое воздействие АЭС на окружающую среду. АЭС не дают вредных химических выбросов в виде золы, окислов серы, азота и других, в том числе канцерогенных соединений. Даже радиоактивные выбросы АЭС существенно меньшие, чем на ТЭС.

Вместе с тем АЭС обладают по сравнению с ТЭС и рядом недостатков. Сооружение их (затраты на 1 кВт установленной мощности) обходится существенно дороже, требует больших трудозатрат, в том числе высококвалифицированного персонала. К оборудованию АЭС предъявляются повышенные требования по надежности, особые требования по безопасности. Предъявляются также высокие требования к качеству эксплуатации и ремонта оборудования АЭС. И, наконец, имея более низкий КПД, чем ТЭС (это относится к АЭС с водоохлаждаемыми реакторами), создают большее тепловое загрязнение водоемов и требуют большего расхода охлаждающей воды.

За последнее десятилетие практически во всех странах мира, где эксплуатируются АЭС, происходит заметное снижение прогнозируемой мощности ядерной энергетики. Причины этого сложны и многочисленны. Однако главная причина этого - объективные экономические факторы, связанные, прежде всего с введением более строгих норм эксплуатации АЭС, обусловленных требованиями высокой степени надежности, безопасности и защиты окружающей среды. Чтобы удовлетворить этим требованиям, пришлось существенно увеличить число вспомогательных систем, дополнительного оборудования, использовать новые дорогостоящие материалы, усовершенствовать технологию эксплуатационного обслуживания оборудования АЭС, внедрить новые способы контроля, усовершенствовать методы подготовки, переподготовки и периодического контроля персонала. Все это привело к увеличению трудозатрат, затрат времени и средств на строительство и эксплуатацию АЭС, резко возросли и без того большие удельные капитальные затраты на сооружение АЭС.

Вследствие указанных и ряда других причин программы развития ядерной энергетики во многих

странах были пересмотрены в сторону сокращения. Так например, в США, Японии и в странах-членах ЕЭС темп и объемы ввода новых мощностей в ядерной энергетике сократились на 30-40 % по сравнению с ранее планируемыми.

Аналогичные тенденции наблюдаются и в традиционной энергетике, где используется органическое топливо. Удельные капиталовложения в строительство тепловых электростанций (ТЭС), работающих на органическом топливе, и АЭС возрастали приблизительно в одинаковой пропорции.

Тем не менее, на современном этапе развития ядерная энергетика не только экономически конкурентоспособна по отношению к другим видам производства электроэнергии, но и превосходит их по таким показателям, как экономичность, надежность и безопасность, экологичность. В результате резкого увеличения стоимости нефти и газа за последние десять лет в значительной степени улучшилась конкурентоспособность АЭС.

Развитие атомной энергетики в Украине стало основой энергетического потенциала страны. Выработка электроэнергии объединенной энергетической системой Украины за период с 1990 по 2001 г.г. уменьшилась с 296258 до 172159 млн. кВтч, что объясняется спадом производства и ощутимым износом основного оборудования ТЭС, работающих на органическом топливе. Вместе с тем производство электроэнергии на АЭС за этот же период оставалось практически на одном и том же уровне (73750 - 76179 млн. кВтч), с небольшим спадом в 1994-95 гг. За последние 2-3 года производство электроэнергии на АЭС в среднем составляет 44 - 45 % а в зимний период - 50 % и более общего производства.

В первом полугодии 2002 года АЭС Украины выработали практически 50 % электроэнергии, произведенной в Украине [13].

Таким образом, надежная и безопасная атомная энергетика, обеспечивающая высокие и конкурентоспособные технико-экономические показатели производства электроэнергии и теплоты, является основой энергетического производства и энергетической безопасности Украины.

Неотъемлемой частью АЭС является турбоустановка. В настоящее время наибольшее распространение получили АЭС с водоохлаждаемыми ядерными реакторами и пароводяным энергетическим контуром с паровыми турбинами на насыщенном паре. Второй (паротурбинный) контур АЭС состоит из сложного тепломеханического оборудования, от работы которого зависят как технико-экономические, так и эксплуатационные показатели работы электростанции: надежность, экономичность, маневренность, безопасность. Технический уровень оборудования турбоустановки определяет ряд основных параметров АЭС, таких как единичная мощность блока, компоновочные решения (моно- или дубльблок), начальные и конечные параметры теплоносителя и рабочего тела, тип и условия технического водоснабжения и т.п.

Все это показывает, что на всех этапах проектирования, строительства, монтажа, наладки и эксплуатации - выбор основных характеристик АЭС, выбор площадки для сооружения АЭС, проектирование оборудования и АЭС в целом, строительство и монтаж оборудования АЭС, пусконаладочные испытания, эксплуатация и ремонт - специалист-энергетик по АЭС

должен хорошо представлять себе конструкцию тепломеханического оборудования станции (блока), в том числе и турбоустановки, взаимосвязи основных ее элементов, особенности их эксплуатации.

ТУРБОУСТАНОВКА K-1000-60/1500-1 [4]

Успешный опыт эксплуатации турбин мощностью 500 МВт на 1500 мин-1 послужил основой для создания турбины К-1000-60/1500-1, выпущенной в четырех экземплярах для работы на Южно-Украинской и Калининской АЭС. Турбина К-1000-60/1500-1 имеет номинальную мощность 1100 МВт при работе на насыщенном паре с начальными параметрами 5,89 МПа и 274,3 °С (начальная влажность 0,5%), с внешней сепарацией и двухступенчатым перегревом пара до температуры 250 °С при давлении 1,12 МПа и давлении в конденсаторе 4 кПа.

При давлении в конденсаторе 5,9 кПа турбина поставляется с двумя ЦНД.

От четырех парогенераторов реактора ВВЭР-1000 по четырем трубам пар подается к четырем блокам комбинированных стопорно-регулирующих клапанов, расположенных по обе стороны турбины. Все четыре регулирующих клапана перемещаются одновременно, т.е. в турбине используется дроссельное парораспределение.

Поступив в двухпоточный ЦВД, пар расширяется в нем и при давлении 1,2 МПа и влажности 12 % отводится в четыре СПП. В сепараторе происходит отделение образовавшейся влаги, а полученный сепарат, имеющий высокую температуру, направляется в первый (по ходу питательной воды) ПВД. Затем пар перегревается сначала в I ступени паром, отбираемым из ЦВД с параметрами 2,82 МПа и 230 °С, а затем во II ступени - свежим паром. С параметрами промежуточного перегрева пар поступает в двухпоточный ЦСД, а из него - в две ресиверные трубы, расположенные над турбиной. Из ресиверных труб пар раздается на три двухпоточных ЦНД.

Из ЦНД пар поступает в два поверхностных одноходовых секционированных конденсатора. Из каждого ЦНД пар поступает в свою секцию, поэтому при температуре охлаждающей воды в первой (по ходу воды) секции, равной 15°С, давление составляет 3,67 кПа, во второй - 3,76 кПа, в третьей - 4,5 кПа. Система регенеративного подогрева питательной воды состоит из четырех ПНД, деаэратора и трех ПВД. Питательная вода, поступающая в парогенератор, имеет температуру 224,3 °С. Для привода двух питательных насосов используются конденсационные турбины типа ОК- 12А КТЗ мощностью 11,6 МВт. На приводные турбины подается пар, отбираемый за СПП.

Собственно турбина состоит из ЦВД, ЦСД и трех ЦНД. Валопровод турбины состоит из пяти роторов цилиндров и ротора генератора. Каждый из роторов уложен в два опорных подшипника. Роторы соединены между собой жесткими муфтами, полумуфты которых откованы заодно с валами. Упорный подшипник выполнен отдельно и размещен в корпусе между ЦВД и ЦСД.

Цилиндр высокого давления выполнен двухпоточным, и каждый его поток унифицирован с проточной частью ЦВД турбины К-500-65/1500. Ротор ЦВД — сварно-кованый, жесткий. Корпус ЦВД — двойной. Тонкостенный внутренний корпус изготовлен из эрозионно-стойкой стали. В нем размещается две пары диафрагм двух потоков. Четыре обоймы также содержат по две диафрагмы. Диафрагмы ЦВД — сварные. Перед установкой во внутренний корпус или обойму диафрагмы соединяются болтами попарно в осевом направлении. Разъем диафрагм плотно затягивается болтами после их установки. Это уменьшает паразитные протечки пара поверх установочных гребней и снижает опасность щелевой эрозии. За внутренним корпусом и за обоймами выполнены отборы пара на регенерацию.

Цилиндр среднего давления также выполнен двухпоточным. В каждом потоке установлено по четыре ступени (в варианте турбины с двумя ЦНД в каждом потоке ЦСД размещено пять ступеней), проточная часть которых унифицирована с проточной частью ЦСД турбины К-500-65/1500. Ротор ЦСД - сварно-кованый, жесткий. Корпус ЦСД состоит из трех частей, отлитых, и затем скрепленных болтами по вертикальным технологическим разъемам. Диафрагмы, устанавливаемые непосредственно в корпус ЦСД, выполнены сварными. Их тела и ободья изготовлены из низколегированной стали.

Проточная часть ЦНД и в значительной степени вся его конструкция унифицированы с ЦНД турбины К-500-60/1500. Каждый из потоков имеет пять ступеней. Последняя ступень имеет средний диаметр 4150 мм, длину рабочей лопатки 1450 мм. Корпус ЦНД выполнен одностенным ввиду сравнительно небольшого давления на входе (примерно 0,35 МПа).Принципиальная тепловая схема установки показана на рис.1.

Рис. 1. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1 ПО " Турбоатом "

А - питательная вода к ПГ; В - острый пар из ПГ; С - слив конденсата из конденсатора ТППН в основной конденсатор; D - конденсат от эжекторов в основной конденсатор; Е - выпар деаэратора; 1 -ЦВД 2 - ЦСД; 3 - ЦНД; 4 -СПП; 5 - СРК; 6,7 - ОЗ; 8 - основной конденсатор; 9 - КН1; 10 - эжекторы; 11-БОУ; 12-КН2; 13-16 - ПНД; 17-ДНІ,2; 18 - деаэратор; 19-ТППН; 20 - ПН; 21-23 - ПВД; 24- конденсатор приводной турбины.

СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Тепловая схема турбоустановки это технологическая схема, в состав которой входит все технологическое оборудование и элементы турбоустановки, включая паропроводы, трубопроводы конденсатно-питательного тракта и трубопроводы обвязки с соответствующей арматурой. Изображение элементов тепловой схемы и их связи выполняют в соответствии с нормативными требованиями, обязательными к использованию в нормативно-технической, конструкторской, технологической и другой технической документации, а также в учебных процессах всех учебных заведений, в учебниках и учебных пособиях. Условные графические изображения реакторов, оборудования первого контура, турбин и турбинного оборудования в соответствии с ГОСТ 21.403-80.

Различают три способа изображения тепловой схемы турбоустановок, в том числе и турбоустановок АЭС, которые при этом называют полной (развернутой), принципиальной и расчетной соответственно.

Принципиальная тепловая схема ТУ АЭС характеризует сущность и совершенство основного технологического процесса АЭС – процесса преобразования теплоты рабочего тела, полученной от теплоносителя, в электроэнергию и теплоту, отпускаемую потребителям.

Принципиальная тепловая схема включает основное и вспомогательное тепломеханическое оборудование технологического цикла: парогенераторы, паровые турбины, регенеративные подогреватели питательной воды, подогреватели сетевой воды, насосы различного назначения (питательные, конденсатные, дренажные, сетевые и др.), испарительную установку, деаэраторы и т.п.

При составлении принципиальной тепловой схемы учитываются возможные режимы работы. Расчет принципиальной тепловой схемы производят с целью определения параметров и величины потоков рабочего тела (пара, основного конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла, а также мощности и показателей тепловой экономичности.

На принципиальной схеме указывается все основное оборудование, логически связанное технологическим циклом электростанции, конечной продукцией которого является электроэнергия (электроэнергия и теплота). Обычно на этой схеме указывают лишь основное оборудование (и связи между ним), без которого осуществление технологического цикла ТУ невозможно; при этом на схеме могут отсутствовать оборудование и потоки, обеспечивающие длительную, безаварийную эксплуатацию, в том числе в переходных режимах (резервное оборудование, трубопроводы и т.п.). Однотипное оборудование и агрегаты также изображаются один раз.

Расчетная тепловая схема составляется на основе принципиальной. На расчетной схеме изображаются то оборудование и те потоки, где теплоноситель или рабочее тело изменяют свое термодинамическое состояние, что должно быть учтено при расчете основных технико-экономических показателей ТУ АЭС. На этой схеме могут отсутствовать оборудование и многочисленные потоки, имеющие принципиальное значение для работы турбоустановки, но не влияющие на расчет технико-экономических показателей (например, конденсатоочистка, баки сбора дренажей, расширители продувок и т.п.). Независимо от числа основных и вспомогательных однотипных агрегатов на расчетной схеме они изображаются один раз, но со всеми последовательно включенными элементами.

Полная (развернутая) схема ТУ АЭС составляется для блока в целом и включает в себя полный состав оборудования, включая резервное, и все существующие на электростанции связи между ним, включая байпасные, сбросные, перепускные и другие линии. Показывают все корпуса турбин, причем изображают оба потока для обычно применяемых двухпоточных цилиндров. На трубопроводах и агрегатах указывают всю арматуру.

В курсовом и дипломном проектах студенты при расчете показателей тепловой экономичности ТУ АЭС используют расчетную схему и изображают ее в расчетно-пояснительной записке.

В графической части курсового и дипломного проектов необходимо разработать такую схему проектируемой ТУ АЭС, которая представляла бы достаточно полный набор оборудования, его связей, потоков теплоносителя и рабочего тела для обеспечения длительной безаварийной эксплуатации, в том числе в переходных режимах. Этим требованиям удовлетворяет полная (развернутая) схема ТУ АЭС, но на разработку такой схемы требуется много времени, что не укладывается в рамки курсового и дипломного проектирования.

Удовлетворить предъявляемым требованиям может рабочая схема ТУ АЭС (используется только для учебных целей), на которой изображается все основное оборудование и все связи между ним по номенклатуре в объеме полной (развернутой) схемы, но без резервного (дублирующего) оборудования, пусковых, байпасных и резервных линий и т.п.

Расчетная тепловая схема составляется на основании стандартной (заводской) схемы турбоустановки и должна содержать все рассчитываемые элементы: подогреватели, охладители, сепараторы, смесители, расширители, испарители, насосы, турбопривод, внешние потребители теплоты, и соединяющие их коммуникации.

Нумерацию регенеративных подогревателей обычно выполняют арабскими цифрами по ходу основного конденсата и питательной воды. Отборы пара из отсеков турбины обозначаются обычно римскими цифрами по ходу потока пара в турбине.

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Для расчета тепловой схемы ТУ необходимо знать параметры (давление, температуру и энтальпию) греющего пара отборов непосредственно на входе в регенеративные подогреватели, дренажей конденсата греющего пара, нагреваемой среды (основного конденсата, питательной воды и перегреваемого пара в СПП).

Определение параметров греющего пара.

Значения давлений пара в камерах отборов Т, работающей на номинальной нагрузке в проектном расчете, определяются по соответствующим температурам ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД.

Относительная величина потерь давления на тракте отборного пара от главной турбины до соответствующего регенеративного подогревателя может быть оценена по формуле

DР_i » (11 – i)/100, (1)

где i – номер регенеративного подогревателя по ходу основного конденсата и питательной воды, исключая деаэратор, в котором давление обычно бывает задано.

DР₁ =0.1

DР₂ =0.09

DР₃ =0.08

DР₄ =0.07

DР₅ =0.06

DР₆ =0.05

DР₇ =0.04

Тогда давление пара в соответствующих отборах, если известна температура (давление) греющего пара в подогревателях, можно определить по формуле

P_{i отб} = Р_i×(1 – DР_i)^–1 (2)

В проектных расчетах распределение подогрева ОК и ПВ между регенеративными подогревателями принимается равномерным.

Когда известны температура конденсата на выходе из конденсатора и температура питательной воды, то при Z регенеративных подогревателях, подогрев в каждом из них принимается одинаковым. Тогда

Dh_в = (h_пв – h’_k)/(Z+1) (3)

Такое распределение близко к оптимальному, но позволяет использовать для всех подогревателей одно и то же оборудование.

При равномерном регенеративном подогреве в каждом из них температура воды повышается на 15 – 30 °С.

Для рассмотренного примера ТУ К-1000-60/1500-2 известно, что t_пв = 225 °С и p_ПВ=6.27 МПа, чему соответствует h_ПВ= f(p_ПВ, t_ПВ)=967,74 кДж/кг .

При Р_к = 0,045 МПа – h'_К=f(p_к,x=0)= 129,98 кДж/кг и t_К=t_s=f(p_к)= 31,01 °С.

Температура основного конденcата на входе ПНД 1 принимается на 2...3°С выще температуры в канденcаторе:

t_ок^вхПНД=t_к+3=34 °С

При 7 регенеративных подогревателях по (3)

Dh_в = 104,72 кДж/кг., что соответствует примерно δt=Δh_в/c_pв=104,72/4,19=24,99 °С нагрева в каждом регенеративном подогревателе принимаем

Δt^ПНД=30 °С

Δt^ПВД=17 °С

Давление в деаэраторе по [4]: p^Д= 0,689 МПа

t_s^Д= t_s=f(p^Д)= 164 °С

Температура основного конденцата на входе деаэратора принимается на 10...15°С ниже температуры в деаэраторе:

t_ок^вхД=t_s^Д-10=164-10= 154 °С

Если известен подогрев воды в каждом подогревателе и минимальный температурный напор на выходе из него, то легко определяется температура греющего пара в каждом регенеративном подогревателе, и, соответственно, давление греющего пара в нем.

Зная давление греющего пара в регенеративных подогревателях, с помощью соотношения (2) можно определить давления пара в камерах отбора турбоагрегата

Таблица 1.

Таблица расчета давлений пара в камерах отбора турбины

Параметр	ПВД			Д	ПНД
	П7	П6	П5		П4	П3	П2	П1
tввх, °С	198	181	164	154	124	94	64	34
tввых,°С	215	198	181	164.31	154	124	94	64
	7	7	7		4	4	4	4
, °С	222	205	188		158	128	98	68
pгр.пар, МПа	2.409	1.724	1.201		0.587	0.254	0.094	0.029
pотб, МПа	2.506	1.810	1.273		0.628	0.275	0.103	0.031

Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий пар следующего за ним подогревателя высокого давления.

Температура конденсата греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата, равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.

ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ГЛАВНОЙ ТУРБИНЕ И В ПРИВОДНОЙ ТУРБИНЕ ПИТАТЕЛЬНОГО НАСОСА В H,S – ДИАГРАММЕ

Расчет тепловых схем ТУ АЭС основан на уравнениях тепловых балансов, материальных балансов рабочего тела, а также на уравнениях для определения давлений потоков в узловых точках схемы.

При проектном расчете тепловой схемы на номинальной нагрузке потери давлений в ее элементах, а также в трубопроводах обвязки принимаются по приближенным значениям или по данным эксплуатации аналогичных ТУ.

Условный процесс расширения пара в турбине строится с использованием значений внутренних относительных КПД цилиндров турбины по состоянию перед их соплами. Основные характеристики турбин АЭС, в т.ч. и внутренние относительные КПД цилиндров по данным заводов–изготовителей приведены в [2].

Методика построения процесса расширения пара в турбине на номинальной нагрузке приведена в [1, 2, 4]. Для выбранной ТУ из [2, 3, 4] определяются значения внутренних относительных КПД для всех цилиндров основной турбины и турбопривода питательного насоса (ТПН) (h_оi).

Построение процесса расширения пара в ЦВД.

Состояние пара перед стопорным клапаном турбины определяется параметрами Р₀, t₀, х₀, которые обычно задаются либо определяются по прототипу.

Можно также в проектном расчете исходить из того, что известны термодинамические свойства пара на выходе из парогенератора (ПГ) и гидравлические сопротивления парового тракта от ПГ до СРК. Это сопротивление можно оценить величиной 4 – 6 % от давления в ПГ. Тогда давление перед СРК турбины определится как

Р₀ = Р_пг×(1 – DР_пар) = (0,94…0,96)×Р_пг

Р₀ = 0,96×Р_пг=0,96.6,27=6,019 МПа

По [5] можно определить значения

h₀ = h^’₀×(1–x₀) + h^”₀×x₀, (4)

где h^’₀ и h^”₀ – энтальпия воды и сухого насыщенного пара на линии насыщения, соответственно.

х₀ – степень сухости пара перед регулирующими органами турбины.

Один из способов расчета параметров в узловых точках на линии процесса расширения пара в турбине – использование программы МЭИ Water Steam Pro для расчета термодинамических параметров воды и водяного пара.

х₀ =0.995

h₀ = f (Р₀,x₀)

h₀ =2776.504 кДж/кг

Потери давления в паровпускных устройствах турбины (DР_пу) в соответствии с рекомендациями [2, 3] принимают равными

 

DР_пу = (0,03 ¸ 0,05)×Р₀ , (5)

где Р₀ – давление перед регулирующими органами турбины;

Давление пара перед соплами первой ступени ЦВД (Р₀^¢), с учетом величины DР_пу определится как

 

Р₀^¢ = (1 – DР_пу)×Р₀ (6)

Р₀^¢ = 0,95×Р₀=0,95.6,019= 5,718 МПа

x’₀=f(p’₀,h₀)=0.993

s₀ = f(p’₀,h₀)=5,892 кДж/(кг.К)

Точка, характеризующая начало процесса расширения в ЦВД находится на пересечении изобары Р^¢₀ с линией энтальпии h₀ (рис. 2).

Энтальпия в конце действительного процесса расширения в ЦВД при заданном разделительном давлении (давлении за последней ступенью ЦВД) определится как

h_III = h₀ – (h₀ – h^Т_III)×h_oi^ЦВД, (7)

h^Т_III = f (Р_III,s₀)= 2503,5 кДж/кг

h_oi^ЦВД=0,83

h_III = h₀ – (h₀ – h^Т_III)×h_oi^ЦВД=2776,5-(2776,5-2503,5)×0,83=2549,9 кДж/кг

где h^Т_III – энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦВД (определяется по h,S-диаграмме при s^¢₀ = s₀);

Когда разделительное давление не задано (в проектном расчете) его можно определить, исходя из расчетной температуры ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД системы регенерации (см. раздел 4).

(h₀ – h^Т_III) – располагаемый или адиабатический теплоперепад в ЦВД.

Н_рас=h₀-h^Т_III=2776,5 – 2503,5=272,9 кДж/кг

Разность h₀ – h_III называется действительным теплоперепадом ЦВД.

Н_Д=H_рас.η_oi^ЦВД= h₀ – h_III=2776,5 – 2503,5– 2549,9=226,6 кДж/кг

Точка на h,S – диаграмме, характеризующая конец действительного процесса расширения в ЦВД, находится на пересечении изобары Р_III с линией энтальпии h_III (рис. 2). Эта же точка определяет влажность пара на выходе из ЦВД (на входе в сепаратор), х_III = х_с.

х_III = х_с= f (Р_III, h_III)=0,880

В [3, 4] приведены усредненные значения h_oi по цилиндрам в целом, без учета изменений этого КПД по отдельным ступеням (группам ступеней). Поэтому для получения условной линии действительного процесса расширения пара в цилиндре, достаточно соединить точки на h,S – диаграмме, характеризующие начало и конец этого процесса.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦВД при идеальном процессе расширения.

h_I^ид=f(p_I,s₀)= 2621,7 кДж/кг

h_II^ид=f(p_II,s₀)= 2564,0 кДж/кг

h_III^ид=f(p_III,s₀)= 2503,5 кДж/кг

Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦВД в действительном процессе расширения пара в ЦВД (с учетом значения η =0,83)

h_I=h₀-(h₀-h_I^ид).η_oi^ЦВД= 2776,5-(2776,5-2621,7).0,83= 2648,0 кДж/кг

h_II=h₀-(h₀-h_II^ид).η_oi^ЦВД= 2776,5-(2776,5-2564,0).0,83=2600,0 кДж/кг

h_III=h₀-(h₀-h_III^ид).η_oi^ЦВД= 2776,5-(2776,5-2503,5).0,83=2549,9 кДж/кг

На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦВД.

s_I=f(p_I,h_I)= 5,945 кДж/(кг.K)

s_II=f(p_II,h_II)= 5,967 кДж/(кг.K)

s_III(p_III,h_III)= 5,992 кДж/(кг.K)

t_I=t_s=f(p_I)= 224,1 °С

t_II=t_s=f (p_II)= 207,4 °С

t_III=t_s=f (p_III)= 190,6 °С

x_I=f(t_I,h_I)= 0,916

x_II=f(t_II,h_II)= 0,897

x_III=f(t_III,h_III)= 0,880

Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Рис. 2. Построение процесса расширения пара в турбине и в приводной турбине питательного насоса в h,S–диаграмме

Построение процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара на входе в ЦНД определяются параметрами пара на выходе из СПП.

Потери давления до СПП (DР_Т)

Δp_Т=0.02%

P_Т=p_III.(1-Δp_Т)=1,273.(1-0,02)= 1,247 МПа

s_Т= f(p_Т,x_III)= 6,508 кДж/(кг.K)

h_Т= f(p_Т,x_III)=2781,1 кДж/кг

Потери давления в СПП (DР_спп), согласно [3, 4] определяют по формуле

 

DР_спп = 0,08×Р_разд, (8)

Этот перепад равномерно распределяем между сепаратором и ступенями перегрева пара. Обозначив число ступеней в СПП (сепаратор, 1-я и 2-я ступени перегрева).

Состояние пара за сепаратором.

Р_с = Р_разд×(1– DР_с) (9)

Δp_c=0.02%

p_с=p_Т.(1-Δp_c)= 1,247.(1-0,02)= 1,222 Мпа

t_с=t_s= f(p_c)= 188,8°С

Конструкция сепарационных устройств современных СПП обеспечивает влажность пара на выходе из сепаратора не более 1 %, т.е. х_с^вых = 0,99.

По Р_с и х_с^вых по h,S – диаграмме или с использованием соотношения (4) и [5] определяем энтальпию пара на выходе из сепаратора (h_c^вых).

s_с= f(p_c, х_с^вых)= 6,515 кДж/(кг.K)

h_с= f(p_c, х_с^вых)= 2784,4 кДж/кг

Состояние пара за первой ступенью пароперегревателя (ПП1) определяется давлением пара за первой ступенью (Р_пп1), которое можно рассчитать с помощью (9), и температурой t_ПП1, которая определяется по заводским данным [3, 4]

Р_пп1 » Р_с×(1– DР_пп1)

Δp_пп1= 0.03%

p_пп1=p_с.(1-Δp_пп1)= 1,222.(1-0,03)= 1,186 МПа

Для определения температуры и энтальпии на выходе из ПП1, можно задаться величиной перегрева пара на выходе из ПП1. Она обычно колеблется в диапазоне 5… 10 °С. По найденной t_пп1 определяем h_пп1 и s_пп1.

t_s,пп1= f(p_пп1)=187,4

t_пп1=t_s,пп1+10=197,4 °С

s_пп1= f(p_пп1, t_пп1)= 6,584 кДж/(кг.K)

h_пп1= f(p_пп1, t_пп1)= 2810,3 кДж/кг

Состояние пара за второй ступенью пароперегревателя (h_ПП2) определяется аналогично первой ступени.

Р_пп2 » Р_пп1×(1– DР_спп/n),

t_пп2= 250 °С

Δp_пп2= 0.03%

p_пп2=p_пп1.(1-Δp_пп2)= 1,186.(1-0,03)= 1,150 МПа

s_пп2= f(p_пп2, t_пп2)= 6,853 кДж/(кг.K)

h_пп2= f(p_пп2, t_пп2)= 2937,5 кДж/кг

t_пп2 – определяется по заводским данным [3, 4]

Процесс расширения пара в части среднего давления строится аналогично ЦВД. Состояние пара перед соплами первой ступени ЦСД, принимая дросселирование в клапанах ЦСД в соответствии с (2), определится

Р_цсд » (1 – DР_пу)×Р_пп2, h_цсд = h_пп2

Начальная точка процесса расширения пара в ЦСД находится на пересечении изобары Р_ЦСД и линии энтальпии h_ЦСД. Конечная точка процесса расширения пара в ЦСД определяется давлением за последней ступенью ЦСД (Р_цсд^вых, см. [3, 4]).

p₀^ЦCД=p_п2.(1-Δp_пу)= 1,150.(1-0,02)= 1.127 МПа

t₀^ЦCД= 250 °С

h₀=h_пп2= 2937.5 кДж/кг

s₀(p₀,t₀)= 6.864 кДж/(кг.K)

Построение процесса расширения пара в ЦНД.

В турбинах, где отсутствует ЦСД, состояние пара на входе в ЦНД определяется аналогично тому, как описано выше для ЦСД.

Для турбин, в которых присутствует ЦСД, состояние пара перед соплами первой ступени ЦНД (Р_цнд, h_цнд), принимая величину дросселирования в размере, рекомендуемом [3, 4], определится

 

Р_цнд = (1 – DР_пу)× Р_цсд^вых h_цнд = h_цсд^вых

Начальная точка процесса расширения в ЦНД на h,S – диаграмме находится на пересечении изобары Р_ЦНД и линии энтальпии h_ЦНД.

p₀^ЦНД=p_вых^ЦСД.(1-Δp_ПУ)= 0,275.(1-0,05)= 0.261 МПа

h₀=h_V= 2708.1 кДж/кг

s₀(p₀,h₀)= 7.011 кДж/(кг.K)

Параметры в конце действительного процесса расширения пара в ЦНД определятся давлением за последней ступенью Р_к и h_oi^ЦНД [3, 4].

Р_к =0,0045 Мпа

h_oi^ЦНД=0,82

h_к^ид= f (p_к, s₀^цнд)= 2125,6 кДж/кг

Энтальпия пара в конце действительного процесса расширения в ЦНД (h_k^д) определится из соотношения

h_k^д = h_цнд – (h_цнд – h_к^ад)× h_oi^цнд,

где h_к^ад – энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара в камерах отборов ЦСД и ЦНД определяются аналогично тому, как это описано для ЦВД.

h_k^д = h₀^цнд – (h₀^цнд – h_к^ид)× h_oi^цнд =2708-(2708-2125,6) .0,82= 2230,5 кДж/кг

Состояние пара на входе в конденсатор главной турбины с учетом потерь с выходной скоростью в последней ступени ЦНД (Dh_в.с.) определится

h_к = h_k^д + Dh_в.с. (10)

по [4]: Dh_в.с.= 24 кДж/кг

h_к = h_k^д + Dh_в.с.= 2254,5 кДж/кг

Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦНД при идеальном процессе расширения.

h_IV^ид(p_IV,s₀)= 2811,9 кДж/кг

h_V^ид(p_V,s₀)= 2657,7 кДж/кг

h_VI^ид(p_VI,s₀)= 2550,2 кДж/кг

h_VII^ид(p_VII,s₀)= 2372,6 кДж/кг

Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦНД в действительном процессе расширения пара в ЦНД (с учетом значения η =0,82)

h_IV=h₀-(h₀-h_IV^ид).η_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6-2811,9).0,82=2834,5кДж/кг

h_V=h₀-(h₀-h_V^ид).η_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6-2657,7).0,82=2708,0 кДж/кг

h_VI=h₀-(h₀-h_VI^ид).η_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6-2550,2).0,82=2578,6 кДж/кг

h_VII=h₀-(h₀-h_VII^ид).η_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6-2372,6).0,82=2433,0 кДж/кг

h_к^д=h₀-(h₀-h_k^ид).η_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6-2125,6).0,82=2230,5 кДж/кг

На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦНД.

s_IV(p_IV,h_IV)= 6,913 кДж/(кг.K)

s_V(p_V,h_V)= 6,989 кДж/(кг.K)

s_VI(p_VI,h_VI)= 7,088 кДж/(кг.K)

s_VII(p_VII,h_VII)= 7,187 кДж/(кг.K)

s_k^д(p_k,h_k^д)= 7,356 кДж/(кг.K)

t_IV(p_IV,h_IV)= 193,4 °С

t_V(p_V)= 130,5 °С

t_VI(p_VI)= 100,4 °С

t_VII(p_VII)= 70,2 °С

t_k(p_k)= 31,0 °С

x_IV(t_IV,h_IV)= перегретый пар

x_V(t_V,h_V)= 0,994

x_VI(t_VI,h_VI)= 0,956

x_VII(t_VII,h_VII)= 0,917

x_к^д(t_k, h_k^д)= 0,865

h_k= h_k^д +Δh_вс^ЦНД=2254,5 кДж/кг

x_k(р_k,h_k)= 0,875

Построение процесса в приводной турбине питательного насоса.

Состояние пара перед соплами первой ступени приводной турбины определяется гидравлическими сопротивлениями участка паропровода от СПП до приводной турбины и паровпускных устройств.

В соответствии с [3, 4] гидравлическое сопротивление паропроводов (DР_ПП) рекомендуется принимать из расчета

DР_пп = (0,04¸0,09)Р_пп2, (11)

Тогда давление перед соплами первой ступени приводной турбины (Р_тп) определится на основании соотношения (5) и (11).

Окончательно

Р_тп = Р_пп2×(1 – DР_пп – DР_пу) (12)

Начальная точка процесса расширения пара в приводной турбине на h,S – диаграмме находится на пересечении изобары Р_ТП с линией энтальпии h_пп2.

Энтальпия в конце действительного процесса расширения пара в турбине привода питательного насоса и энтальпия пара на входе в конденсатор приводной турбины определяется значением давления за последней ступенью Р_к^тп, усредненным КПД приводной турбины h_oi^тп и потерями с выходной скоростью в приводной турбине h_в.с.^ТП, аналогично тому, как это определялось в ЦНД главной турбины.

DР_пп = 0.09 %

DР_пу =0.02 %

Р_тп = Р_пп2×(1 – DР_пп – DР_пу)= 1,024 МПа

h_в.с.^ТП =14 кДж/кг

h_тп^ид=f(p_тп, s_пп2)= 2077,1 кДж/кг

h_oi^тп=0,79

x_тп=f(p_тп, s_пп2)= 0,804

h_тп=h_пп2-(h_пп2-h_тп^ид).η_oi^ТП= 2257,8 кДж/кг

h_k=h_тп+h_в.с.^ТП=2271,8 кДж/кг

по [3] мощность приводной турбины питательного насоса

W_тп= 11600 кВт

Определяется расход парп в турбине по формуле

D_тп=W_тп/(h_тп-h_к^тп)= 17,1 кг/с

На основании полученных параметров пара на входе и выходе цилиндров главной турбины, турбины привода питательного насоса строится процесс расширения пара в h,S – диаграмме (рис.2.).

Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий пар следующего за ним подогревателя высокого давления.

Температура конденсата греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата, равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.

Энтальпия греющего пара в регенеративных, сетевых подогревателях и деаэраторе, с учетом путевых потерь теплоты в окружающую среду, должна быть уменьшена по сравнению с энтальпией в камере отбора путем умножения на соответствующий коэффициент потерь теплоты (h_пт ). Расчет путевых потерь теплоты можно выполнить по формуле [1]

h_{пот i} = 1 – 0,001×i, (16)

здесь i имеет то же значение, что и в (1).

Т.о. коэффициенты тепловых потерь при транспорте греющего пара от Т к различным регенеративным подогревателям будут иметь значения:

	hпот 7 = 0,993 hпот 6 = 0,994 hпот 5 = 0,995
			hпот 4 = 0,996 hпот 3 = 0,997 hпот 2 = 0,998 hпот 1 = 0,999

Полученные результаты приведены в таблице 2. Значения расходов определяются в 5 части.

Таблица 2.

Таблица расчета параметров пара в камерах отбора турбины гереющего пара.

	p	t	h	s	x	D
	МПа	°С	кДж/кг	кДж/(кг К)		кг/c
отб I	2,506	224	2648,05	5,945	0,916	61,6
отб II	1,810	207	2600,10	5,968	0,897	62,7
отб III	1,273	191	2549,94	5,992	0,881	63,7
отб IV	0,628	193	2834,51	6,913	_	84,8
отб V	0,275	131	2708,07	6,989	0,994	65,6
отб VI	0,103	100	2578,62	7,088	0,957	70,9
отб VII	0,031	70	2433,00	7,188	0,917	59,7
гр. пар П1	0,029	68	2415,97	7,178	0,912	59,7
гр. пар П2	0,094	98	2418,41	6,694	0,888	70,9
гр. пар П3	0,254	128	2694,53	6,990	0,990	65,6
гр. пар П4	0,587	158	2823,17	6,919	_	84,8
гр. пар П5	1,201	188	2542,29	5,998	0,878	63,7
гр. пар П6	1,724	205	2594,90	5,975	0,896	62,7
гр. пар П7	2,409	222	2645,40	5,954	0,916	61,6

Нагреваемая среда (основной конденсат и питательная вода) движутся по системе регенерации под напором, создаваемым конденсатными и питательными насосами. Напор, создаваемый питательным насосом, можно определить по формуле

DР_пн=Р₀+DР_пар+DР_пг+DР_пит+DР_ркп+DР_пвд+DР_геод–Р_д,(17)

здесь DР_пн – напор, создаваемый питательным насосом, МПа;

Р₀ – давление пара перед СРК турбины, МПа;

DР_пар – гидравлическое сопротивление паропроводов,

DР_пар = Р₀×(0,03¸0,05);

DР_пг – гидравлическое сопротивление парогенератора по стороне рабочего тела. В качестве приблизительной оценки DР_ПГ для расчета напора питательного насоса можно принять его равным 0,07¸0,09 МПа [3];

DР_пит – гидравлическое сопротивление трубопроводов питательной воды от последнего ПВД до ПГ. DР_пит = 0,2¸0,3 МПа [1, 3];

DР_ркп – сопротивление регулирующего клапана питания, DР_ркп » 1 МПа [3];

DР_пвд – падение давления в системе ПВД. В расчетах тепловых схем можно использовать заводские данные о сопротивлениях ПВД, а также использовать приблизительную оценку этой величины,

DР_пвд » 0,25×n_пвд, МПа;

DР_геод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки парогенератора и деаэратора; DР_геод » 0,01DН, МПа ([DН] – м.вод.ст.)

Р_д – давление в деаэраторе, МПа.

Напор конденсатного насоса при одноподъемной схеме установки насосов в тракте основного конденсата определяется формулой

DР_к.н = Р_д + DР_пнд + DР_од + DР_э + DР_о.г +

+ DР_боу + DР_конд + DР_рку + DР_геод, (18)

где Р_д – давление в деаэраторе, МПа;

DР_пнд – гидравлическое сопротивление всех ПНД. Можно оценить по данным заводов-изготовителей, либо из соотношения DР_пнд » 0,15×n_пнд, МПа;

DР_од – падение давления в вынесенных охладителях дренажей. В расчетах тепловых схем можно примерно оценить по формуле DР_од » 0,05×n_од, МПа;

DР_э – падение давления на охладителях эжекторов (основного и уплотнения).

DР_э » (0,05¸0,07)×n_э, МПа;

DР_о.г – падение давления в охладителе генератора, DР_о.г » 0,1¸0,2 МПа;

DР_боу – гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. DР_боу » 0,3¸0,5 МПа;

DР_конд – гидравлическое сопротивление соединительных трубопроводов тракта основного конденсата. DР_конд » 0,1¸0,2 МПа;

DР_рку – падение давления на регулирующем клапане уровня в конденсаторе,

0,2¸0,4 МПа;

DР_геод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки деаэратора и конденсатного насоса, МПа. DР_геод » 0,01×DН, МПа ([DН] – м.вод.ст.)

Если предусмотрена установка конденсатных насосов первого и второго подъемов, то для каждого из них составляются свои расчетные уравнения для определения потребного напора. Исходным для расчета напора насоса первого подъема является необходимое давление на всасе насоса второго подъема. Давления в узловых точках тракта основного конденсата определяются по напору конденсатного насоса с учетом гидравлических сопротивлений по водяной стороне ПНД.

Напор дренажных насосов рассчитывают по разности давлений между точками перекачки дренажа с учетом гидравлических сопротивлений трубопроводов.

DР_дн = Р_см + DР_тр + DР_ркр – Р_пi, (19)

где Р_см – давление в камере смешения дренажа с основным конденсатом, МПа;

DР_тр – гидравлическое сопротивление конденсатопроводов, 0,05 МПа;

DР_ркр – гидравлическое сопротивление регулирующего клапана расхода;

Р_пi – давление греющего пара в i-ом ПНД, из которого осуществляется слив дренажа, МПа.

Полученные по (19) значения напоров дренажных насосов необходимы для определения повышения энтальпии конденсата в дренажном насосе. Повышение энтальпии воды в насосах (в кДж/кг) определяется по формуле

Dh_нас = DР_нас×`v_нас×10³ / h_нас, (20)

где DР_нас – напор насоса в МПа;

v_нас – средний удельный объем перекачиваемой среды в м³/кг, определяется по температуре и среднему давлению среды в насосе; (v_нас » 0,001 м³/кг)

h_нас – КПД насоса.

(h_пн » 0,8 ¸ 0,82, h_кн » h_дн » 0,76 ¸ 0,78).

Таким образом палучаются

DР_пн= 9,20 МПа

DР_к.н1 =2,52 МПа

DР_к.н2 =2,63 МПа

DР_дн1 =1,28 МПа

DР_дн2 =1,49 Мпа

Повышение энтальпии воды в насосах

Dh _пн = DР _пн ×`v_нас×10³ / h _пн = 11,218 кДж/кг

Dh _к.н1 = DР _к.н1 ×`v_нас×10³ / h _к.н1 =3,229 кДж/кг

Dh _к.н2 = DР _к.н2 ×`v_нас×10³ / h _к.н2 =3,371 кДж/кг

Dh _дн1 = DР _дн1×`v_нас×10³ / h _дн1 =1,639 кДж/кг

Dh _дн2 = DР _дн2×`v_нас×10³ / h _дн2 =1,929 кДж/кг

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧЕГО ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Наминальный расход пара перед ЦВД по [4] состовляет D₀=1761 кг/с. Расход пара на ТУ обазначается D, который направляется на ЦВД и ПП2 поэтому D =D₀+D_ПП.

Потери при движении пара по трубопровадам принимаются следующим образом;

Утечки рабочего тела на II контуре D_УТ=0,005.D

Потерь уплатнения D_УПЛ= 0,012.D

Потерь эжектра D_ЭЖ=0,003.D

Расход рабочего тела в ПГ определяется по вырожению G_ПГ=D+D_УТ+D_УПЛ+D_ЭЖ . поэтому выражению и пречисленным потерям получается: G_ПГ=1,02.D

Продувки в ПГ состовляет G_ПР=0,005.G_ПГ и расход питательной воды определяется как сумма расход в ПГ и продувок

G_ПВ=G_ПГ+G_ПР

G_ПВ= 1,005.G_ПГ

G_ПВ= 1,0251.D

G_ПВ= 1,0251.(D₀+D_ПП)

Расход питательной воды без учета расхода на СПП(ПП2) принимается G'_ПВ=1,0251.D₀ и соответствено G'_ПВ=1805 кг/с

Обозначаем расход пара на выходе из ЦВД «Y» и решаем равнения теплового баланса и материального баланса через «Y».

Расчет процессов в сепараторах-пароперегревателях (СПП)

Сепаратор

Определим параметры пара перед сепаратора

Δp_ПМ=0.01%

p'_c=p_III(1-Δp_ПМ)= 1,260 МПа

x'_c=x_III=0,881

h'_c=f(p'_c,x'_c)= 2549,4 кДж/кг

Давление пара после сепаратора:

Δp_c=0.02%

p_c=p'_c(1-Δp_c)= 1,235 МПа

При расчетах СПП следует иметь ввиду, что пар на выходе из ступени сепарации, при современных конструкциях сепараторов, имеет степень сухости от 0,99 до 0,995

(х = 0,99 … 0,995).

x_c=0.990

Определим параметры пара на выходе из сепаратора:

h_c=f(p_c,x_c)= 2764,96 кДж/кг

Среднее давление в сепараторе:

p_ccp=0.5(p'_c+p_c)= 1,248МПа

По среднему давлению в сепараторе определяем параметры сепарата (отсепарированной воды) на выходе из сепаратора с помощью WSP:

h_др=h'=f(p_сср)= 806,37 МПа

Количество сепарата на выходе из сепаратора определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса сепаратора. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

Y.h'_c=(Y-G_c).h_c+G_c.h_др

Из этого уравнения определим G_c

G_c=Y(h'_c-h_c)/(h_др-h_c)= 0,1101*Y

G_c= 0,1101 *Y

Пароперегреватель 1 ступени

Определим параметры греющей среды перед ПП1

Δp_ПМ= 0.01%

p_ПП1^ВХ=p_I(1-Δp_ПМ)= 2,481 МПа

x_ПП1^ВХ=x_I=0,916

h_ПП1^ВХ=f(p_ПП1^ВХ,x_ПП1^ВХ)= 2647,73 кДж/кг

Определим параметры конденсата в ПП1

h_{сл пп1}=h'=f(p_{сл пп1})= 960,06 МПа

t_{сл пп1}=t_s=f(p_{сл пп1})= 223,5 °С

Определим параметры пара на выходе из ПП1:

Δp_ПП1=0.03%

p_ПП1^ВЫХ=p_с(1-Δp_ПП1)= 1,198 МПа

Δt₁=10 °С

t_ПП1^ВЫХ=t_{сл пп1}-Δt₁=223,5-10=213,5 °С

h_ПП1^ВЫХ=f(p_ПП1^ВЫХ,t_ПП1^ВЫХ)= 2850,2 кДж/кг

Количество конденсата на выходе из ПП1 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса ПП1. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

(Y-G_с)(h_пп1^вых-h_с)=D_пп1^вх(h_пп1^вх-h_слпп1), G_слпп1=D_пп1^вх

Из этого уравнения определим D_пп1^вх

D_пп1^вх=(Y-G_c)(h_пп1^вых-h_c)/(h_пп1^вх-h_слпп1)= 0,045*Y

D_пп1^вх=0,045*Y

Пароперегреватель 2 ступени

Определим параметры греющей среды перед ПП2

Δp_ПМ^ПГ=0.04%

Δp_ПМ^СРК-ПП=0.02%

p_ПП2^ВХ=p_ПГ(1-Δp_ПМ^СРК-ПП-Δp_ПМ^ПГ)= 5,894 МПа

x_ПП2^ВХ=0.995

h_ПП2^ВХ=f(p_ПП2^ВХ,x_ПП2^ВХ)= 2777.82 кДж/кг

Определим параметры конденсата в ПП2

h_{сл пп2}=h'=f(p_{сл пп2})= 1207.73 кДж/кг

Определим параметры пара на выходе из ПП1:

Δp_П2=0.03%

p_ПП2^ВЫХ=p_ПП1^ВЫХ(1-Δp_П2)= 1,162 МПа

t_ПП2^ВЫХ=250 °С

h_ПП2^ВЫХ=f(p_ПП2^ВЫХ,t_ПП2^ВЫХ)= 2937,13 кДж/кг

Количество конденсата на выходе из ПП2 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса ПП2. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

(Y-G_с)(h_пп2^ВЫХ-h_пп1^ВЫХ)=D_пп2^ВХ(h_пп1^ВХ-h_слпп2), G_слпп2=D_пп2^ВХ

Из этого уравнения определим D_пп2^вх, который обазначали раньше G_ПП

D_пп2^ВХ=(Y-G_c)(h_пп2^ВЫХ-h_пп2^ВЫХ)/(h_пп2^ВХ-h_слпп2)= 0,049*Y

D_пп2^ВХ=0,049*Y

Теперь находим G_ПВ через Y:

G_ПВ= 1,0251.(D₀+D_ПП)=1805+0,051Y

Расчет процессов в ПВД

ПВД7

Энтальпия пара на входе в П7 из 1-го отбора :

h_П7=2645,4 кДж/кг

Энтальпия спива ПП2 на входе в П7:

h_слПП2^вхП7= h_слПП2. η_{пот 7} =1206,5 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П7:

t_слП7= t_S,П6=f(p_п6)= 205 °С

h_{сл п7}=f(p_п7,t_П7)= 875,25 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П7 используется c_p.Δt

c_p=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 1-го отбора на входе П7 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П7. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_I.h_П7+D_пп2. h_слПП2^вхП7=G_ПВ с_р Δt+(D_пп2+D_I)h_{сл п7}

Из этого уравнения определим D_I

D_I=[G_ПВ ср Δt-D_пп2.( h_слПП2^вхП7-h_слП7)]/(h_П7-h_{сл п7})

D_I=72,634-0,007*Y

ПВД6

Энтальпия пара на входе в П6 из 2-го отбора :

h_П6=2594,9 кДж/кг

Энтальпия спива ПП1 на входе в П6:

h_слПП1^вхП6= h_слПП1. η_{пот 6} =958,14 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П6:

t_слП6= t_S,П5=f(p_п5)= 188 °С

h_{сл п6}=f(p_п6,t_П6)= 798,9 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П6 используется c_p.Δt

c_p=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 2-го отбора на входе П6 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П6. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_II.h_П6+D_пп1. h_слПП1^вхП6+(D_I+D_пп2).h_слп7=G_ПВ.с_рΔt+(D_II+D_пп1+D_пп2+D_I).h_{сл п6}

Из этого уравнения определим D_II

D_II=[G_ПВ с_р Δt+D_пп1.(h_слп6- h_слПП1^вхП6)+(D_I+D_пп2).(h_слп6-h_слп7)]/(h_П6-h_{сл п6})

D_II=68,501-0,004*Y

ПВД5

Энтальпия пара на входе в П5 из 3-го отбора :

h_П5=2542,3кДж/кг

Энтальпия спива сепаратора на входе из П5:

h_{сл с}^вхП5= h_{сл c}. η_{пот 5} =803,95 кДж/кг

Температура дренажа греющего пара на выходе из подогревателей зависит от наличия в нем охладителя дренажа. Для подогревателей без охладителей дренажа температура дренажа равна температуре насыщения греющего пара в подогревателе. Для подогревателей с охладителями дренажа температура дренажа определяется по температуре обогреваемой среды на выходе из предыдущего подогревателя (подогревателя с меньшим значением давления отборного пара) с учетом минимального температурного напора на холодном конце охладителя дренажа и приращения температуры воды в смесителе, если он есть.

 

t_{др j} = t_sj + d t (21)

t_{др j} – температура дренажа греющего пара на выходе из j-го подогревателя;

t_{s j} – насышенная температура обогреваемой среды;

d.t–минимальный температурный напор на холодном конце охладителя дренажа (d t_од = 5 ¸ 12 °С [3]);

δt=10 °С

t_П5= t_S,П5-δt =178 °С

Параметры спива на выходе из П5:

h_{сл п5}=f(p_п5,t_П5)= 754,5 кДж/кг

Для определения разности энталпий ПВ на входе и выходе П5 используется c_p.Δt

c_p=4.19 кДж/кг

Δt=17 °С

Количество пара 3-го отбора на входе П5 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П5. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_III.(h_П5-h_{сл п5})+G_c.( h_{сл с}^вхП5-h_{сл п5})+(D_II+D_пп1+D_пп2+D_I).(h_слп6-h_слп5)=G_ПВ с_р Δt

Из этого уравнения определим D_III

D_III=[G_ПВ с_р Δt-G_c.( h_{сл с}^вхП5-h_{сл п5})-(D_II+D_пп1+D_пп2+D_I)(h_слп6-h_слп5)]/(h_П5-h_{сл п5})

D_III=68,410-0,003*Y

Расчет процессов в деаэраторе

Энталпия выпора определяется выражением

h_выпор = h_п х+ h_возд (1-х) ≈h"_д=f(p_д)

h_выпор≈h"_д=f(p_д)= 2762,1 кДж/кг

Энтальпия спива деаэратора:

h_{сл д}=h'_д=f(p_д)= 694,4 кДж/кг

Энтальпия пара на деаэратор из 3-го отбора:

h_{д пар}=h_п5=2542,3 кДж/кг

Энтальпия основного конденсата при давлении примерно на 0,2 МПа выше давления в деаэраторе и температура перед деаэратором:

h_ОК=649,6 кДж/кг

Количество пара 3-го отбора на входе деаэратора определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса деаэратора. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

G’_ОК=G_ПВ+D_выпор -D_II-D_пп1-D_пп2-D_I-D_III-G_с-D_д

D_выпор=0.005 *G_ПВ

D_д.h_{д пар}+(D_II+D_пп1+D_пп2+D_I+D_III+G_с)h_слП5+G’_ОК.h_ОК=G_ПВh_{сл д}+D_выпор.h_выпор

Из этого уравнения определим D_д

D_д=[G_ПВ(h_{сл д}+0.005h_выпор-h_ок)+(D_II+D_пп1+D_пп2+D_I+D_III+G_с)(h_ок-h_слП5)]/(h_{д пар}-h_ОК)

D_д=41,114-0,009*Y

Теперь поставляя полученные уравнения для определения значения Y в уравнениях

G'_ОК=1.005G_ПВ-D_II-D_пп1-D_пп2-D_I-D_III-G_с-D_д

G'_ОК=Y-G_с

 

G'_ОК=1563,397-0,13 * Y

G'_ОК=0,890 *Y

получим

Y=1532,3 кг/с

и следовательно

G_c=168,7кг/с

D_пп1^вх=68,8 кг/с

D_пп2^вх=75,5 кг/с

D_I=61,6 кг/с

D_II=62,7 кг/с

D_III=63,7 кг/с

D_д=27,2 кг/с

G_ПВ=1882,5 кг/с

G’_ОК=1363,7 кг/с

D=D₀+D_ПП= 1836,4 кг/с

Расчет процессов в ПНД

ПНД4

Энтальпия пара на входе в П4 из 4-го отбора :

h_П4=2823,2 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П5:

t_S,П4=158 °С

h_{сл п4}=f(pп4,tП4)= 666,9 кДж/кг

Количество пара 4-го отбора на входе П4 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П4. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_IV.(h_П4-_{hсл п4})= G’_ОК.с_рΔt

Из этого уравнения определим D_IV

D_IV= G’_ОК.с_рΔt/(h_П4-h_{сл п4})

D_IV=84,8 кг/с

ПНД3

Энтальпия пара на входе в П3 из 5-го отбора :

h_П3=2694,5 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П3:

t_S,П3=128 °С

h_{сл п3}=f(p_п3,t_П3)= 537,8 кДж/кг

Количество пара 5-го отбора на входе П3 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П3. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_V.h_П4+D_IVh_{сл п4}-(D_V+D_IV)h_{сл п3}=( G’_ОК -D_V-D_IV)с_рΔt

Из этого уравнения определим D_V

D_V= G’_ОК.с_рΔt-D_IV(h_{сл п4}-h_{сл п3}+с_рΔt)/(h_п3-h_{сл п3}+с_рΔt)

D_V=65,6 кг/с

ПНД2

Энтальпия пара на входе в П2 из 6-го отбора :

h_П2=2418,4 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П2:

t_S,П2=98 °С

h_{сл п2}=f(p_п2,t_П2)= 410,6 кДж/кг

Количество пара 6-го отбора на входе П2 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П2. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_VI.(h_П2-h_{сл п2})=( G’_ОК -D_V-D_IV).срΔt

Из этого уравнения определим D_VI

D_VI=( G’_ОК -D_V-D_IV).с_рΔt/(h_П2-h_{сл п2})

D_VI=70,9 кг/с

ПНД1

Энтальпия пара на входе в П1 из 7-го отбора :

h_П1= 2415,9 кДж/кг

Параметры спива на выходе из П1:

t_S,П1= 68 °С

h_{сл п1}=f(p_п1,t_П1)= 284,64 кДж/кг

Количество пара 7-го отбора на входе П1 определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса П1. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_VII.h_П1+D_VIh_{сл п2}-(D_VI+D_VII)h_{сл п1}=( G’_ОК -D_V-D_IV-D_VI-D_VII)с_рΔt

Из этого уравнения определим D_VII

 

D_VII=( G’_ОК -D_V-D_IV)с_рΔt-D_VI(h_{сл п2}-h_{сл п1}+с_рΔt)/(h_п1-h_{сл п1}+с_рΔt)

D_VII=59,7 кг/с

Расход оснавного канденсата после канденсатора

G_ok= G’_ОК -D_III-D_IV-D_II-D_I

G_ok=1082,9 кг/с

С помощью полученных значений расходов получим расход на входе ЦСД:

D₀^ЦСД=(Y-G_c)-D_ТП= 1346,6 кг/с

ТЕПЛОФИКАЦИОНАЯ УСТАНОВКА

Промышленность и население необходимо снабжать не только электроэнергией, но и теплотой. Аналогично передаче электроэнергии по электрическим сетям, для подачи теплоты к потребителям существуют тепловые сети. Основным носителем теплоты для горячего водоснабжения и отопления является горячая вода. Соответствующая схема установки теплоснабжения показана на рис. 4. для случая, когда тепловая сеть представляет собой замкнутый контур, образованный подающей и обратной магистралями. Для циркуляции воды предусмотрен сетевой насос. Для восполнения убыли воды в связи с ее утечками и расходованием на бытовые нужды предусмотрена установка подготовки добавочной воды.

Вода подогревается в нескольких последовательных сетевых подогревателях. В теплоэнергетике принято осуществление этого подогрева в основном за счет теплоты

пара, частично проработавшего в турбине. Поэтому кроме конденсационных электростанций развиваются также теплоэлектроцентрали(ТЭЦ). Теплофикация, т. е. комбинированная выработка электроэнергии и теплоты, является характерной чертой отечественной энергетики.

Рис. 4. Схема установки теплоснабжения:

1— сетевой насос;2— основной сетевой подогреватель;3— греющая среда основного сетевого подогревателя;4— пиковый сетевой подогреватель;5— греющая среда пикового сетевого подогревателя;6— подающая магистраль сетевой воды;7— тепловой потребитель;8— обратная магистраль сетевой воды;9— продувка тепловой сети;10 — подпиточный сетевой насос;11 — установка подготовки добавочной воды теплосети.

В этой работе задана теплофикационая установка, которая паказана на рис.5.

Рис.5. теплофикационая установка

Прямая и обратная температура в теплофикационой установке:

t_пр=110 °С

t_обр=65 °С

Количество сетевых подогревателей n=3.

Нагрев сетевой воды в каждом подогревателе:

Δt_СП=(t_пр-t_обр)/n=15.0 °С

Температуа сетевой воды в узловых точках теплофикационой установки

t_СП1=t_обр+Δt_СП=80.0 °С

t_СП2=t_СП1+Δt_СП=95.0 °С

t_СП3=t_СП2+Δt_СП=110.0 °С

Расход сетевой воды в теплофикационой установке:

G_СП=Q_ТП/[c_p(t_пр-t_обр)]= 609,9 кг/с

По полученным температурам сетевой воды выбераем отборы турбиы, соответствующие с этими температурами. По параметрам отборов определяються энталпии слива из каждого подогревателя:

h_{сл СП3}=h"=f(p_V)= 548,79 кДж/кг

h_{сл СП2}=h"=f(p_V)= 548,79 кДж/кг

h_{сл СП1}=h"=f(p_VI)= 420,80 кДж/кг

Количество пара каждого отбора на входе подогревателей определяется на основании совместного решения уравнений теплового и материального баланса подогревателей. Запишем уравнение ТБ сепратора, учитывающее материальный баланс.

D_СП3=G_СП.с_р.Δt_СП/(h_V-h_{сл СП3})= 17,75 кг/с

D_СП2=G_СП.с_р.Δt_СП-D_СП3(h_{сл СП3}-h_{сл СП2})/(h_V-h_{сл СП2})= 17,75 кг/с

D_СП1=G_СП.с_р.Δt_СП-D_СП2(h_{сл СП2}-h_{сл СП1})/(h_VI-h_{сл СП1})= 16,81 кг/с

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННЕЙ МОЩНОСТИ ТУРБИНЫ И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ

Существуют различные подходы при расчетах тепловых схем турбоустановок по способу задания исходных данных, по определению мощности и потоков пара и воды в элементах тепловой схемы. В [1] анализируются 4 способа задания исходных данных и определяемых величин. Так, например, если задается расход пара на турбину D₀, то определяемой величиной при расчете тепловой схемы является электрическая мощность турбоустановки N_э, и наоборот. При исходном задании величины пропуска пара в конденсатор турбины D_K, определяемыми величинами являются D₀, и N_э.

Внутренная Мощность турбины

Наминальный расход пара перед СРК по[4] состовляет D=1836,4 кг/с

Протечки пара через уплотнения штоков клапанов турбины D_прКл=1.8 кг/c

Расход пара через СПП:

D_ПП2=75,5 кг/c

D_ПП1=68,8 кг/c

D_С=Y=1532,3 кг/c

Протечки пара через уплотнения ЦСД ; D_{уплКл-ЦНД}=1.4 кг/c

Расход пара на входе в ЦСД; D₀^ЦСД=1346,6 кг/c

Количество пара каждого подогревателя

D_СП1=16,71 кг/c

D_СП2=17,75 кг/c

D_СП3=17,75 кг/c

расход пара через отсек

D_отс1=D₀-D_ПП2-D_прКл=1759,0 кг/c

D_отс2=D_отс1-D_ПП1-D_I= 1628,6 кг/c

D_отс3=D_отс2-D_II= 1565,9кг/c

D_отс4=D_отс3-D_III-D_тп-G_c-D_д-D^упл_Кл-ЦСД= 1314,1 кг/c

D_отс5=D_отс4 -D_IV= 1229,74кг/c

D_отс6=D_отс5-D_СП2-D_СП3-D_V-D^упл_Кл-ЦНД = 1125,8 кг/c

D_отс7=D_отс6-D_СП1-D_VI= 1038,2 кг/c

D_отс8=D_отс7-D_VII= 978,5 кг/c

Энталпия рабочего тела после СПП; h_ПП2= 2937,1 кДж/кг, за ЦНД h_k= 2230,5 кДж/кг и перед ЦВД h₀= 2776,5 кДж/кг

теплоререпад отсека

Δh_отс1=h₀-h_I= 128,5 кДж/кг

Δh_отс2=h_I-h_II= 47,9 кДж/кг

Δh_отс3=h_II-h_III= 50,2 кДж/кг

Δh_отс4=h_ПП2-h_IV= 102,6 кДж/кг

Δh_отс5=h_IV-h_V= 126,4 кДж/кг

Δh_отс6=h_V-h_VI= 129,4 кДж/кг

Δh_отс7=h_VI-h_VII= 145,6 кДж/кг

Δh_отс8=h_VII-h_k= 202,5 кДж/кг

Используя полученые значения, получаем внутреннюю мощность турбины:

W_i=Σ(D_отсj.Δh_отсj)= 1168,0 МВт

КПД генератора и механический КПД турбогенератора приняты соответственно

η_мех= 0.99

η_г= 0.988

мощность на клеммах генератора

N_э.расч=W_i.η_мех.η_г= 1142,4 МВт

Гарантированная мощность

N_э=0.98N_э.расч= 1119,6 МВт

Расход электроэнергии на привод насосов

КПД электроприводов всех наэсов[1]; η_пр= 0.86

Раход рабочего тела через конденсатные и дренажные насосы

D_к= 1082,7 кг/c

D_дрП1= 130,6 кг/c

D_дрП3= 150,4 кг/c

Повышение энтальпии воды в насосах

Δh_ДН1= 2,0 кДж/кг

Δh_ДН2= 1.9 кДж/кг

Δh_КН1= 3.2 кДж/кг

Δh_КН2= 3.4 кДж/кг

Для конденсатных насосов перого подъема

N_КН1=Δh_КН1.D_k/η_пр= 4,066 МВт

Для конденсатных насосов втоого подъема

N_КН2=Δh_КН2.D_k/η_пр= 4,243 МВт

Для дренажных насосов ДН1

N_ДН1=Δh_ДН1.D_дрП1/η_пр= 0,304 МВт

Для дренажных насосов ДН2

N_ДН2=Δh_ДН2.D_дрП3/η_пр= 0,0337 МВт

Суммарный расход электроэнергии на собственные нужды турбоустановки

N_Э.С.Н=ΣN_i= 9,0 МВт

Показатели тепловой экономичности

Расход теплоты на турбоустановку для производства электроэнергии

Q_Э=D₀(h₀-h_ПВ)-Q_Т= 3206,6 МВт=11543651,5 МДж/ч

где h_п.в -энтальпия питательной воды;

Q_Т -количество теплоты, отведенной от турбины для внешнего потребления.

Удельный расход теплоты брутто на производство электроэнергии

q_Э=Q_Э/(N_Э+N_ТП)= 10,2 МДж/(кВт.ч)

Электрический КПД брутто

η_Э=(N_Э+N_ТП)/Q_Э= 36,0 %

Электрический КПД нетто

η_Э.НТ=(N_Э-N_С.Н)/Q_Э= 34,6 %

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ

Тепловые расчеты регенеративных подогревателей выполняются 2-х типов: конструктивный и поверочный. При конструкторском расчете определяются поверхность нагрева и конструктивные размеры подогревателя. При поверочном расчете определяется температура одного из теплоносителей или величины подогрева.

В этой работе разберем методику конструкторского теплового расчета. Исходные данные определяются из расчета тепловой схемы или по справочным данным. К ним относятся расход и параметры греющей среды (пара), расход нагреваемой среды (ОК или ПВ), их давление и температуры на входе в подогреватель.

При выполнении тепловых расчетов количество передаваемой теплоты в отдельных элементах подогревателей оценивается по температурам греющей и нагреваемой сред. Так, температура среды на выходе из охладителя конденсата оценивается по формуле:

T_др = tв’+(5÷10) ºC, где t_в’ – температура воды (ОК, ПВ) на входе в подогреватель.

Рис.6. Схема движения сред в ПВД (а) и график изменения температур теплоносителей (б).

ОК – охладитель конденсата;

СП – собственно подогреватель

Из рис.6 видно, что для уменьшения габаритов (размеров) охладителя конденсата через него пропускается только часть воды, проходящей через ПВД (10–20 %).

Минимальный температурный напор в собственно подогревателе, равно как и минимальный температурный напор в охладителе дренажа, выбираются на основании технико-экономического обоснования.

ПВД7

Расход греющего пара D_п7=61,61кг/с

давление пара p_п7=2,409 МПа

расход питательной воды G_пв=1882,5 кг/с

температура питательной воды на входе t_вх^пв= 198 ⁰С

температура питательной воды на выходе t_вых^пв=215 ⁰С

доля питательной воды, проходящей через охладитель дренажа D_пв^од=20% G_пв

давление питательной воды p_пв= 8 МПа

диаметр и толщина стенок трубок d_в* δ=24*4 мм

наружный диаметр трубок dн= 32 мм

материал трубок – сталь 20.

Расход слива ПП2 D_пп2= 75,5 кг/с

энталпия слива ПП2 h_пп2=1195.7 кДж/кг

Расход греющей среды D_п=D_п7+D_пп2=137,1 кг/с

коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду η_тп= 0.98

Параметры сред в п 7:

Греющий пар:

t_п= 222 °С

h_n= 2773,6 кДж/кг

h_k= 952,9 кДж/кг

Питательная вода:

h_вх^пв= 846,2 кДж/кг

h_вых^пв=922,5 кДж/кг

Определим энтальпию ПВ в точке смешения двух потоков ПВ (ОД + СП)

h_c=h_вых^пв-[(D_n7.(h_п-h_k)+D_пп2.(h_пп2-h_k))η_тп/G_пв]= 854,6 кДж/кг

t_c= 199,89 °С

Параметры переохлажденного конденсата определим по УТБ составленного для «черного ящика» (см. схему), в который входят потоки ОК и конденсата греющего пара, а выходят поток ОК с температурой смеси и слив (дренаж) греющего пара П7. Сделано это для того, чтобы избежать решение системы 2–3 уравнений ТБ (в зависимости от числа неизвестных параметров.

h_др=h_к-[G_пв(h_с-h_вх^пв)/(D_п.η_тп)]= 929,4 кДж/кг

t_др= 216,9 °С

Расход питательной воды через охладитель дренажа:

G_од= 375,5 кг/с

Параметры питательной воды на выходе из охладителя дренажа определяем по уравнению ТБ для этого элемента:

h_вых.од^пв=h_вх^пв+[D_n.(h_к-h_др)/G_од]= 854,7 кДж/кг

t_вых.од^пв= 199,93 °С

Расчет собственно подогревателя:

Тепловой поток:

Q_сп=G_пв.(h_вых^пв-h_с)= 127903,8 кВт

Среднелогарифмический температурный напор:

Δt_б=t_п-t_c= 22,1 °С

Δt_м=t_п-t_вых^пв= 7 °С

Δt_ср=(Δt_б-Δt_м)/ln(Δt_б/Δt_м)= 13,1 °С

Принимаем скорость движения воды в трубках по рекомендациям (1,5...2,5 м/с)

W= 1.5 м/с

Средняя температура питательной воды:

t_в.ср=0.5(t_вых^пв+t_с)= 207,4 °С

Теплофизические параметры для ПВ при ее средней температуре:

ν=f(p_пв,t_в.ср)= 1,52.10^-07 м²/с

λ=f(p_пв,t_в.ср)= 0,664Вт/(м.К)

μ=f(p_пв,t_в.ср)= 1,31.10^-04 Па.с

Pr=f(p_пв,t_в.ср)= 0.886

Число Re: Re=W.d_в/ν=2,37.10⁺⁰⁵

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α₂=0,023λ.Re^0,8.Pr^0,4/d_в= 12081,8 Вт/(м².К)

Теплопроводность стенки трубы (Ст 20) : λ_{ст 20К}= 48 Вт/(м.К)

Теплофизические константы для конденсата греющего пара

λ_к=f(p_п,x=0)= 0,646 Вт/(м.К)

ρ_к=f(p_п,x=0)= 837,7 кг/м³

ρ_п=f(p_п,x=1)= 12,1 кг/м³

μ_к=f(p_п,x=0)= 1,20.10^-04 Па.с

В регенеративных подогревателях теплообмен между паром и трубами происходит при практически неподвижном паре. В этом случае главными условиями теплообмена являются скорость стекания и толщина пленки конденсата, образующегося на трубах.

Режим течения пленки определяется критерием Рейнольдса.

Здесь q = Q/F – средняя плотность теплового потока через поверхность нагрева, кВт/м²; l – высота участка труб между соседними перегородками, м; m_к – коэффициент динамической вязкости пленки конденсата, Н×с/м²; r – удельная теплота конденсации пара, кДж/кг.

b=1.13ε_r[λ_к³ρ_к(ρ_к-ρ_п)gr/lμ_к]^0.25

Здесь l_к, r_к – коэффициент теплопроводности и плотность конденсата; r_п – плотность пара; e_r – поправка на шероховатость труб (для латунных и нержавеющих труб e_r = 1, для стальных цельнотянутых труб e_r = 0,8); Dt₁ – средний перепад температур в пограничном слое со стороны греющего пара (Dt₁ = t_н – t_сп,ср )

r=1848,7кДж/кг

ε_r=0.8

b=1.13ε_r[λ_к³ρ_к(ρ_к-ρ_п)gr/lμ_к]^0.25=8277,62

Выражение для плотности теплового потока можно записать в виде

q = bD t₁^0,75

Отсюда D t₁ = (q/b)^4/3. Значение Dt_ст = (d_ст/l_ст)q, а D t₂ = q/a₂

Получаем для общего D t = D t₁ + D t_ст + D t₂ = (q/b)^4/3 + (d_ст/l_ст)q + q/a₂

Δt_ср=(q/b)^4/3+δ_стq/λ_ст+q/α₂

Δt_ср=5,97.10^-06. q^4/3+1,66.10^-04q

При определении a₁ важным значением является температура стенки поверхности нагрева. Она определяется графоаналитическим методом. Суть метода сводится к решению уравнения для плотности теплового потока через стенку трубы.С помощью выражения Δt_ср для ряда произвольно заданных значений q строим кривую Dt = f(q)

	q	Δtср
	33000	11.8
	36000	13.1
	39000	14.4
	42000	15.7
	45000	17.1

Используя эту зависимость для найденного Dt_ср определяем величину q

Зная q, легко определить Dt₁, Dt_ст, Dt₂ и КТО, а затем и КТП и F.

По этому графику при Δt_ср=13,1 °С получим q=36000 Вт/м²

Коэффициент теплопередачи:

k_сп=q/Δt_ср= 2740,0 Вт/(м².К)

Площадь поверхности теплообмена:

F_ст=Q_сп/(k_сп.δt_сп)= 3552,9 м²

Расчет охладителя дренажа:

Тепловая нагрузка охладителя дренажа:

Q_од=G_од.(h_вых.од^пв-h_вх^пв)= 3227,6 кВт

Число спиралей собственно подогревателя:

N=G_пв/(ρ-F_тр.W)= 2774,1 шт

Принимаем число спиралей кратное произведению числа секций и числа рядов в каждой секции. N= 2774 шт (при 12 рядах в секции из однорядной спирали)

Расчетная длинна трубок:

L=F_ст/(N.π.d_н)= 12,74 м

Сечение для прохода пара:

F=L.l.β= 0,050 м²

где β=0.98 - учитывает часть длины труб, участвующих в теплообмене.

Средняя температура конденсата:

t_k.ср=0.5(t_п+t_др)= 219,4°С

Скорость конденсата в межтрубном пространстве:

W_к=D_п*v/F= 3,28 м/с

где v=0.001194 м³/кг

Эквивалентный диаметр:

d_э=4F/U= 0,10м

где U=2

Параметры конденсата при средней температуре

ν=f(p_пв,t_к.ср)= 1,46.10^-07 м²/с

λ=f(p_пв,t_к.ср)= 0,654 Вт/(м.К)

μ=f(p_пв,t_к.ср)= 1,23.10^-04 Па.с

Pr=f(p_пв,t_к.ср)= 0,860

Re=W.d_э/ν=2,25.10⁺⁰⁶

Коэффициент теплоотдачи от конденсата к стенке:

α₁=0,023λ.Re^0.8.Pr^0.4/d_э= 17102,7 Вт/(м².К)

Средняя температура питательной воды в ОД:

t_в.ср=0.5(t_вых.од^пв+t_вх^пв)= 199,0 °С

Параметры ПВ при температуре t_в.ср

ν=f(p_пв,t_в.ср)= 1,57.10^-07м²/с

λ=f(p_пв,t_в.ср)= 0,670Вт/(м.К)

μ=f(p_пв,t_в.ср)= 1,37.10^-04Па.с

Pr=f(p_пв,t_в.ср)= 0,909

Re=W.dв/ν=2,29.10⁺⁰⁵

Коэффициент теплоотдачи от стенки к воде:

α₂=0,023λ.Re^0,8.Pr^0,4/d_в=11999,4 Вт/(м².К)

Коэффициент теплопередачи:

k_од=(1/α₁+δ/λ+1/α₂)^-1=4441,7 Вт/(м².К)

Среднелогарифмический температурный напор:

Δt_б=t_др-t_вх^пв=18,9 °С

Δt_м=t_к-t_вых.од^пв= 22,1 °С

Δt_од=(Δt_б-Δt_м)/ln(Δt_б/Δt_м)= 20,4 °С

Площадь поверхности теплообмена:

F_од=Q_од/(k_од.δt_од)= 35,5 м²

Суммарная площадь:

F=F_сп+F_од= 3588,4 м²

По F=3588,4 м² площади поверхности теплообмена, p_в=81,6 кгс/см², давлению основного конденсата и p_п=24,6 кгс/см² греющего пара, соответственно выбираем по[4] типоразмер ПНД 7: