37. Показатели экономичности аэс и турбинной установки (по б.М. Трояновскому)

1. К.п.д. турбинной установки есть отношение электрической мощности генератора Р_э

к теплу Q_ту, подводимому к турбинной установке

(1)

2. К.п.д. станции есть отношение электрической мощности генератора Р_э к теплуQ_ст,

выделяющемуся в реакторе при распаде ядерного горючего

При этом <за счет потерь в реакторе, парогенераторе, циркуляционной системе.

3. К.п.д. станции нетто

Если учесть затраты мощности Р_снна собственные нужды АЭС (питательные насосы,

ГЦНПК и.т.д), то мощность, отпущенная потребителю или мощность нетто будет

Отношение называется к.п.д. станции нетто.

Нововоронежская АЭС, блок №1 и №2: 25,5%

блок №3 и №4: 29,7%

Белоярская АЭС, блок №2: 32%

Тепло, выносимое из реактора теплоносителем за единицу времени называется тепловой мощностью реактора. Эта мощность практически равна энергии распавшегося ядерного горючего, т.к. потери тепла реактором невелики (не более 1%) т.е.

При полном распаде 1 кг ядерного горючего удельный расход его на получение 1 кВт·час электроэнергии составляет

, кт/кВт·час

Однако часть делящегося материала, загруженного в реактор, остается неиспользованной и выводится из него при перегрузке.

Если глубину выгорания, т.е. долго распавшегося ядерного горючего, обозначит через «а», то общее количество делящегося вещества, загруженного в реактор на 1 кВт·час выработанной электроэнергии, составит

, кт/кВт·час

Если, как это часто делают, выгорание выражать в МВт·сутки/1 кг U²³⁵, то годовой расход ядерного горючего составит

, кг/год

Где τ_у– число часов использования установленной мощности АЭС в году.

38. Расход пара турбиной

Необходимый расход пара, потребляемого паротурбинной установкой в целом и

турбиной в частности определяется расчетом тепловой схемы ПТУ.

Каждый кг пара, поданного на турбину, превращает в полезную мощность в турбине, только долю располагаемого теплоперепада. Эта доля определяется величиной эффективного к.п.д. турбины η_е. Связь между секундным расходом массы параGкт/сек, располагаемым теплоперепадом Н_атурбины, и мощностью, измеренной в кВт, представится при отсутствии отборов пара так

, Дж/сек =, кВт

Отсюда секундный расход массы пара на турбину составит

, кт/сек, гдеN_ев кВт

Удельный расход пара, затраченного на выработку 1 кВт·час мощности определьется из уравнения

, кт/кВт·час

Как следует из приведенных уравнений расход пара в первую очередь зависит от эффективного к.п.д.

Величину этого к.п.д. в начале расчета турбины приходиться выбирать на основании статистических опытных данных и уточнять в конце расчета турбины (см. Трояновский, стр 45).

39. Определение высоты рабочих лопаток

Расчету подлежит только выходная высота рабочей лопатки l_s. Это размер

обуславливает собой величину выходной скорости W₂.

Высота входной кромки лопатки обычно делается несколько больше высоты сопла

l'_s =l_d+ (2÷4 мм)

Высоту рабочей лопатки можно найти из уравнения неразрывности, применив его к

выходному сечению рабочей решетки

Здесь площадь выходного сечения всех каналов замеренная по торцу решетки

где ε – степень парциальности; τ_s– коэффициент сужения сечения выходными кромками лопаток.

Учитывая, что

найдем

откуда

Здесь: υ₂– удельный объем пара или газа за рабочей решеткой определяется с учетом потери на лопаточном венце;.

При расчете соплового сегмента нами получена высота сопла

Найдем отношение расчетной высоты лопатки к высоте сопла

Для ориентировочных расчетов в активных ступенях можно пологая, что υ₂= υ₁и τ_d= τ_s

или

После определения высоты лопатки нежно сразу же определять ее прочность. Изгибающие напряжения обратно пропорциональны квадрату хорды профиля лопатки.

Растягивающие напряжения

,

где k_разг– показывает во сколько раз напряжение в корневом сечении цилиндрической лопатки больше, чем у лопатки переменного профиля.

Изгибающие напряжения

где R– суммарное изгибающее усилие; ω – момент сопротивления профиля лопатки изгибу.

Предельная мощность турбины определяется уравнением

Используя уравнение сплошности мы можем написать, что

Тогда мощность турбины будет зависеть от размеров проходной площади ступени турбины и, в первую очередь, от высоты рабочей лопатки последней ступени

Поскольку высота лопатки при заданном числе оборотов ограничена прочностью корневого сечения, то в однопоточной турбине можно достичь только вполне определенной предельной мощности однопоточной турбины. Профессором А.В. Щегляевым для подсчета этой мощности получена специальная формула, которую можно найти у Б.М. Трояновского (стр. 42).

Подсчеты по этой формуле показывают, что при допустимых напряжениях МПа (≈ 2300 кт/см²) иМПа (≈ 3750 кт/см²) для параметров пара Р₀= 12,8 МПа;t₀= 535°С; Р_n = 3,5 кПа иn= 3000 об/мин предельная мощность однопоточных турбин составит соответственно Р_э= 60 МВт и Р_э= 100 МВт.

При тех же условиях для насыщенного пара Р₀= 6,4 МПа предельная мощность однопоточных турбин составит Р_э= 40 и 65 МВт.

При больших мощностях необходимо прибегать к разделению потоков, особенно в зоне низких давлений.

Длины лопаток, применяемых в турбинах

Таблица

n	l	фирма	uн
3000	1200	ЛМЗ	644
3000	1000	Браун - Бовери	600
3000	1050	ХТГЗ	565
1500	1584	Браун - Бовери	500
1500	1400	ХТГЗ	432

Такие длинные лопатки требуют специального профилирования.