2.2.Распределение общего подогрева питательной воды между подогревателями и определение параметров отбираемого на подогрев пара

В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от q_к в конденсаторе до q_пв перед парогенератором распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева по ступеням, и выбираются параметры греющего пара в подогревателя и отборах турбины.

По табл. VI «Вода и перегретый водяной пар» [1] найдём энтальпию питательной воды q_пв = 661,896 кДж/кг по заданной температуре Т_пв = 430 К и принятому давлению перед парогенератором:

р_оп = К₂р_о = 1,352,9 = 3,915 МПа, (15)

где К₂ – коэффициент, учитывающий потери давления на участке от питательного насоса до стопорного клапана турбины, - для барабанных парогенераторов.

Энтальпия конденсата в выходном патрубке конденсатора находится по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]: q_к = 144,901 кДж/кг по давлению р_к = 5,5 кПа.

Энтальпия питательной воды на выходе из бака деаэратора q_д определяется как энтальпия кипящей жидкости при соответствующем давлении в принятом типе деаэратора также по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)». В рассматриваемой тепловой схеме используется деаэратор атмосферного типа, поэтому при Р₂ = 0,1 МПа энтальпия q_д = 417,436 кДж/кг.

Определим подогрев питательной воды в каждом подогревателе высокого давления:

Δq_вд = Δq₃ = Δq₄ = (q_пв-q_д)/2 = (661,896-417,436)/2 = 122,23 кДж/кг. (16)

Подогрев конденсата в каждом подогревателе низкого давления определим по выражению:

Δq_нд=Δq₁=Δq₂ =(q_д-q_к-Δq_э)/2=(417,436-144,901-20)/2=126,2675 кДж/кг, (17)

где подогрев конденсата в охладителе эжектора Δq_э = 20 кДж/кг - принято в первом приближении.

Энтальпия нагреваемого основного конденсата за подогревателями низкого давления и питательной воды за подогревателями высокого давления будут соответственно равны:

q_Э = q_К + Δq_Э = 144,901+20 = 164,901 кДж/кг;

q₁ = q_Э + Δq₁ = 164,901 + 126,2675= 291,1685 кДж/кг;

q₂ = q₁ + Δq₂ = 291,1685 + 126,2675= 417,436 кДж/кг;

q₃ = q₂ + Δq₃ = 417,436 + 122,23 = 539,666 кДж/кг;

q_пв = q₄ = q₃ + Δq₄ = 539,666 + 122,23 = 661,896 кДж/кг.

Определим энтальпии конденсата греющего пара с учётом термического сопротивления поверхностей нагрева подогревателей Δq_mс , которое примем Δqтс = 25 кДж/кг:

в подогревателе П1: q'₁ = q₁ + Δqтс= 291,1685 + 25 = 316,1685 кДж/кг;

в деаэраторе Д (П2): q'_д = q_д = 417,436 кДж/кг;

в подогревателе П3: q'₃= q₃ + Δq_тс = 539,666 + 25 = 564,666 кДж/кг;

в подогревателе П4: q'₄ = q₄ + Δqтс =661,896 + 25 = 686,896 кДж/кг.

Этим энтальпиям соответствуют давления пара в подогревателях, значение которого определяется по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]:

в подогревателе П1: р'₁ = 0,039455 МПа;

в деаэраторе Д (П2): р'₂ = 0,1 МПа;

в подогревателе П3: р'₃ = 0,306657 МПа;

в подогревателе П4: р'₄ = 0,66013 МПа.

При транспортировке греющего пара из камеры отбора турбины до соответствующего подогревателя на преодоление путевых и местных сопротивлений затрачивается от 5 до 8% давления в отборе. Поэтому в отборах турбины должны быть соответственно давления:

в первой камере отбора: МПа;

в третьей камере отбора:. МПа

в четвертой камере отбора:. МПа