2 Процесс расширения пара в конденсационной турбине с промежуточным перегревом при наличии турбопривода

Турбина имеет восемь регенеративных отборов пара.

Таблица 1 - Значения КПД _oi цилиндров турбины типа К-500-240

Относительный внутренний КПД oi цилиндров
ЦВД	ЦСД	ЦНД	Турбопривод
0.875	0.914	0.880	0.786

Определяется точка 0 с заданным параметрами пара перед стопорным клапаном турбины Р₀, t₀ и энтальпия h₀.

Р =24 МПА;

t =540 ⁰С;

h₀= 3318,78 КДж/кг.

Определяем давление точки 0 за стопорным и регулирующим клапанами турбины по h-s диаграмме на пересечении энтальпии h₀ и давления Р₀ меньше Р₀ на величину потерь от дросселирования в стопорном (СК) и регулирующих (РК) клапанах (35% от Р₀):

Р₀=0.95 Р₀=0.9524=22,8 МПа;

0’=>S₀^’=f(P₀^’,h₀)= 6,1922 КДж/кг C;

(.)1t=>h₁t=f(P₁,S₀^’)= 2896,48 КДж/кг;

=f(P₂,S₀^’)= 2843,85КДж/кг .

Определяем располагаемый теплоперепад ЦВД:

;

КДж/кг;

Определяем действительный теплоперепад ЦВД:

;

КДж/кг;

h₂= ;

h₂= КДж/кг.

Откладываем на линии P₂ точку со значением энтальпии КДж/кг. Эта точка будет точка 2. Далее определяем энтальпию пераого отбора в ЦВД:

h₁=h₀-(h₀- h₁t)η_oi=3318,78-(3318,78-2896,48) 0,875=2949,27 КДж/кг.

Определяем давление пара за промперегревателем Р_пп с учетом 10% потери давления в ПП от давления на входе в ПП (для рассматриваемой схемы Р_пп = 0,9Р₂): Р_пп = 0.9·3,6 = 3,24 МПа. На пересечении давления Р_пп с заданной температурой t_пп = t₀ = 540 ⁰ С, находиться точка пп с энтальпией h_пп = 3544,72 кДж/кг.

Определяем давление Р_пп^’ на входе в ЦСД с учетом потерь давления (35%) в отсечных клапанах как Р_пп^’ = (0.950.97)  Р_пп ;

Р_пп^’ = 0.96 3,24 = 3,11 МПа.

На пересечении h_пп с Р_пп^’ определяется точка пп^’ на входе в ЦСД.

S_пп^’=( Р_пп^’,h_пп)= 7,3299 КДж/кг C;

Далее находим точки пересечения адиабат отборов ЦСД с линией энтропии S_пп^’:

h₃t=f(P₃,S_пп^’)=3344,95 КДж/кг;

h_4t=f(P₄,S_пп’)=3105,97 КДж/кг;

h_5t= f(P₅,S_пп’)=2979,46 КДж/кг;

h_6t= f(P₆,S_пп’)=2830,50 КДж/кг;

h₃=h_пп-(h_пп- h₃t)η_oi=3544,72-(3544,72-3344,95) 0,914=3362,13 КДж/кг;

h₄=h_пп-(h_пп- h_4t) η_oi=3544,72-(3544,72-3105,97) 0,914=3143,7 КДж/кг;

h₅= h_пп-(h_пп- h_5t) η_oi =3544,72-(3544,72-2979,46) 0,914=3028,07 КДж/кг;

h₆= h_пп-(h_пп- h_6t) η_oi =3544,72-(3544,72-2830,50) 0,914=2891,92 КДж/кг;

P₆’=(0.95-0.97)P₆=0,95 0,24439=0,2322 МПа;

S₆’=f(P₆’,h₆)=7,4841 КДж/кг;

h_7t= f(P₇,S₆’)=2747,70 КДж/кг;

h_8t= f(P₈, S₆’)= 2579,60 КДж/кг;

h_9t= f(P₉, S₆’)= 2426,41 КДж/кг;

h_kt´= f(P_к, S₆’)= 2225,97 КДж/кг;

h₇= h₆-(h₆- h_7t) η_oi =2891,92-(2891,92-2747,70) 0,88=2765,01 КДж/кг;

h₈= h₆-( h₆- h_8t) η_oi=2891,92-(2891,92-2579,60) 0,88=2617,08 КДж/кг;

h₉= h₆-( h₆- h_9t) η_oi=2891,92-(2891,92-2426,41) 0,88=2482,27 КДж/кг;

h_k´= h₆-( h₆- h_kt) η_oi=2891,92-(2891,92-2225,97) 0,88=2305,89 КДж/кг.

Находим параметры турбопривода:

h₅´= h₅*0,92=0,4377 МПа;

S₅’=f(P₅’,h₅)=7,4573 КДж/кг;

h_тпt= f(P_к,S₅’)=2212,20 КДж/кг;

h_тп= h₅-( h₅- h_тпt) η_oi=3028,07-(3028,07-2212,20)*0,786=2386,8 КДж/кг.

Теоретический теплоперепад ЦВД:

Действительный теплоперепад ЦВД:

Теоретический теплоперепад ЦСД:

Действительный теплоперепад ЦСД:

Теоретический теплоперепад ЦНД:

Действительный теплоперепад ЦНД:

Действительный теплоперепад турбины:

Теоретический теплоперепад турбопривода:

Действительный теплоперепад турбопривода:

_{Энтальпия на выходе из ТП:}

3 СОСТАВЛЕНИЕ СВОДНОЙ ТАБЛИЦЫ ПАРАМЕТРОВ ПАРА И ВОДЫ

Значения энтальпий дренажа греющего пара определяются по программе Н2О

, где - температура насыщения.

_{в ПВД}

_{в ПН}Д

Значения температуры питательной воды, основного конденсата, сетевой воды определены в п.1.

Давление питательной воды МПа;

Давление основного конденсата МПа.

Давление сетевой воды МПа, принимаю МПа.

Значения энтальпий питательной воды, основного конденсата, сетевой воды определяются по программе Н₂О

.

Удельная работа отборов:

Коэффициент недовыработки мощности паром:

.

Все расчитанные данные занесем в таблицу 1.

4 РАСЧЕТ СХЕМ ОТПУСКА ТЕПЛОТЫ

Отпуск теплоты на отопление на современных ТЭЦ производится путем нагрева сетевой воды паром из теплофикационных отборов турбины в ВСП и НСП (рисунок 1).

Рисунок 1 – Расчетная схема отпуска теплоты на отопление

Целью расчета схемы отпуска теплоты с сетевой водой является определение расходов сетевой воды G_СВ, пара на ВСП Q_ВСП и НСП Q_НСП.

, где Q_ОТ – полная тепловая нагрузка (отпущенная) в МВт;

t_ПС , t_ОС – соответственно температуры прямой на входе в теплосеть и обратной на выходе сетевой воды в ⁰С;

С_Р – теплоемкость воды (С_Р = 4.23 кДж/кг∙⁰С).

Тепловая нагрузка

ВСП: кВт;

НСП: кВт;

Расход греющего пара из отборов на ПСВ1 и ПСВ2 определяются из уравнений тепловых балансов:

Где G_ВСП, G_НСП – расходы греющего пара соответственно на ВСП и НСП;

Энтальпии отборов греющего пара и конденсата из таблицы равны:

h_ВСП =2891,92 кДж/кг; h_дрВСП =528,04 кДж/кг;

h_НСП =2765,01 кДж/кг; h_дрНСП =429,85 кДж/кг;

_п =0,98 – КПД сетевых подогревателей.