PTU_KR3 — копия

показанной на рис.1.2, необходимо указать конкретные значения всех заданных и рассчитанных параметров пара.

Рис. 1.2. Процесс расширения пара в турбине в i-s диаграмме

1.4. Выбор давлений греющего пара

Давление некоторых отборов пара заранее определены принятой конструкцией турбины и техническими условиями на проектирование ПТУ. Так, второй отбор по ходу течения пара в турбине берется из выхода ЦВД, т.е. из холодной нитки промперегрева. К этому отбору подключается ПВД5.

Понятно, что давление этого отбора будет равно заданному давлению Рвд2 . Для подогрева конденсата в одном из ПНД используется пар, отби-

раемый из выхода ЦСД. Так как в ЦНД обычно делается два отбора, к которым подключается ПНД1 и ПНД2, то к отбору за ЦСД с давлением

P2сд подключается ПНД3. Отбор пара на деаэратор определяется задан-

11

ным давлением в деаэраторе Рд и его типом. Как уже указывалось выше,

если задан деаэратор на скользящем давлении, то он имеет самостоятельный отбор пара. В этом случае давление в отборе может быть найдено по давлению Рд с учетом потери давления между точкой отбора и деаэрато-

ром, которая принимается равной 5% от Pотб.

Теперь рассмотрим общий принцип определения давлений греющего пара.

Предположим вначале, что давление в месте отбора пара из турбины (см.рис.1.3) известно и составляет Pотб .

больше энтальпии питательной воды на выходе из подогревателя iвых на 4 ккал / кг.

Таким образом, последовательность определения iвых можно записать как

P отб→ P → i′ → iвых (2)

Если же окажется известной энтальпия питательной воды на выходе из подогревателя iвых , то действуя в обратном направлении по "цепочке"

(2) легко можно найти давление пара в месте отбора.

12

Для определения давлений греющего пара вся система регенеративных подогревателей разбивается на группы, у которых давления отборов пара на крайние подогреватели известны.

В первую группу входят конденсатор, ПНД1, ПНД2 и ПНД3. Пренебрегая повышением энтальпии питательной воды в конденсатном насо-

ПНД, включая и ПНД4, если он имеется, распределяют равномерно. Далее, по значениям энтальпий питательной воды на выходе из подогревателей находят давления в соответствующих отборах.

Вторую группу подогревателей, составляют деаэратор, ПВД4 и ПВД5. Для этой группы неизвестным является только давление отбора на

ПВД4 - Р4отб , которое находят по энтальпии iвых4 следующим образом. Вначале рассчитывают энтальпию питательной воды на входе в

0.85.

Далее, подогрев конденсата в подогревателях ПВД4 и ПВД5 распределяют так, чтобы в ПВД5 он был примерно на 20-50% выше, чем в ПВД4, так как последний подключен к пару после промперегрева. Примем, что величина повышения энтальпии питательной воды в ПВД5 составляет 1.35 (т.е. 35%) от таковой для ПВД4. После чего не составляет труда найти i4вых и Р4отб.

13

Давление пара в первом отборе из ЦВД - P6отб должно быть таким,

чтобы обеспечивалась заданная температура питательной воды на входе в парогенератор. Порядок определения этого давления будет рассмотрен ниже в разделе 1.8.“Определение расходов греющего пара”.

1.5. Определение энтальпий греющего пара

Для определения энтальпий греющего пара в каждом отборе на построенном в i-s диаграмме процессе расширения пара в турбине проводят изобары, соответствующие найденным давлениям в отборах. В точках пересечения этих изобар с линией действительного процесса снимают искомые значения энтальпий пара.

1.6. Учет отсосов пара из уплотнений

Для повышения экономичности ПТУ используют тепло протечек пара через концевые уплотнения, подключая отсосы пара к деаэратору и ПНД2. Из-за отсутствия расчета протечек через концевые уплотнения ориентировочно примем, что количество пара, поступающего из уплотнений в деаэратор и ПНД2 составляет соответственно 0.5% и 0.85% от начального расхода пара на турбину G0 . Энтальпию отсасываемого пара примем

средней между энтальпиями на входе и выходе из ЦВД.

1.7. Расчет мощности и расхода пара турбопривода питательного насоса

а расход пара на приводную турбину по формуле:

Gтп= N тп , кг/с

H тi п

где: H тпi - внутренний теплоперепад, срабатываемый в рассматриваемой турбине. Величину H тпi определяют путем построения процесса расширения пара в i-s диаграмме. Давление в конденсаторе турбопривода принимают равным 0.1 бар, а внутренний относительный КПД ηн - 0.9.

14

1.8. Определение расходов греющего пара

Расходы отбираемого пара находят из уравнений теплового баланса, составляемых для всех подогревателей и деаэратора. При этом принимаются следующие допущения [1,4]:

-давление греющего пара в пароохладителе примерно на 3% меньше, чем в месте отбора;

-превышение температуры охлажденного дренажа над температурой входящей воды составляет 50C;

-остаточный перегрев пара после пароохладителя равен 100C; дру-

гими словами, греющий пар на выходе из пароохладителя остается перегретым при давлении в пароохладителе на 100C;

-в пароохладитель поступает примерно 3% воды от расхода через соответствующий подогреватель;

-потерю тепла подогревателем в окружающую среду учитывают КПД, равным 0.98.

теплового баланса.

Gв (iвых −iвх)= [Gотб(i1 −iдр)+Gсл (iсл −iдр)]η• .

15

При составлении уравнения теплового баланса для ПНД2 следует учесть отсос из уплотнений.

Из уравнения теплового баланса для пароохладителя

Gпво (iвыхпо −iвхпо)= Gотб(iотб−i1)ηп

находят iвых.

Уравнение теплового баланса для смесителя, расчетная схема которого показана на рис.1.5, имеет вид:

G0 iпв=Gпвдiвых6 +Gпо6 iвыхпо6 +Gпо5 iвыхпо5 +Gпо4 iвыхпо4 .

В этом уравнении искомой величиной является энтальпия питательной воды - iпв.

Рис.1.5. Расчетная схема для смесителя

Зная энтальпию питательной воды iпв и принимая давление воды равным примерно 13. P0 , можно определить температуру питательной воды Т пв. Давление в отборе на ПВД6, при котором температура Т пв с точностью ±3оС равна заданному в исходных данных значению, и будет

лансов повторяют уже при откорректированных значениях P6отб.

Для деаэратора смешивающего типа (см.рис.1.6) необходимо составлять систему из двух уравнений, описывающих балансы расходов и тепла. Определяемыми величинами при решении этой системы являются расходы и Gпнд .

16

Рис.1.6. Расчетная схема для деаэратора

1.9. Расчет мощности турбоустановки

По энтальпиям греющего пара (см.раздел 1.5 настоящих методических указаний) определяют внутренние теплоперепады Hi для пара, идущего в каждый отбор, а также для потока, поступающего в конденсатор. Для пара, отсасываемого из уплотнений и направляемого в деаэратор и ПНД2, внутренний теплоперепад определяют условно, как разность энтальпий пара на входе в ЦВД и энтальпии, с которой отсасываемый пар подается на деаэратор и ПНД2 (средней между энтальпиями пара на входе и выходе из ЦВД).

Зная теплоперепады и расходы, подсчитывают внутреннюю мощность, развиваемую паром, идущим в отборы, конденсатор и отсасываемым из уплотнений, по следующей формуле:

N i =Gi H i , кВт

Сумма всех величин N i является искомой внутренней мощностью турбины.

17

Электрическая мощность N Э подсчитывается по внутренней мощности турбины N i , ее механическому КПД ηмех и ηг - КПД электрогенератора.

N Э = N i ηмехηг , кВт

Значения ηмех и ηг принимают в равными 0.99.

1.10. Определение экономичности турбоустановки

Выражения для расчета абсолютных электрических КПД брутто (“бр”) и нетто (“нт”) имеют следующий вид:

где: Gпп - расход пара, поступающий на промежуточный перегреватель;

iпп - энтальпия пара после промежуточного перегревателя. Удельный расход тепла

qн = 3600ηн , кДж/ (кВт час)

э

Удельный расход условного топлива b определяют по формуле:

b = qнн , кг / (кВт час)

Qр

где: Qнр - теплотворная способность условного топлива, принимаемая равной 29500 кДж/кг.

18

Часть 2 ПРИБЛИЖЕННЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ

ТУРБИНЫ

В результате приближенного теплового расчета должны быть определены габаритные размеры проточной части турбины, число ступеней, первые приближения высот сопловых лопаток, сделана разбивка теплоперепада по ступеням и скорректированы найденные при расчете тепловой схемы ПТУ давления отборов пара.

2.1. Определение высот сопловых лопаток первой и последней ступеней

Высоту сопловой лопатки первой и последней ступени определяют методом последовательных приближений.

Степень реактивности на среднем диаметре, как показано в учебнике [4], оценивают по формуле:

ρср =1 −(1−ρк) θ−1 1.8 ,

θ

где ρк - степень реактивности у корня, которая должна быть в пределах

0,05-0,15;

θ- отношение среднего диаметра Dср к длине сопловой лопатки l1 .

Величину l1 для первой ступени ЦВД в первом приближении принимают равной 40-80 мм, а для ЦСД - 80-150 мм. В качестве первого приближения длины сопловой лопатки последней ступени можно принять 400500 мм.

Для базовых турбин оптимальное отношение скоростей рассчитывают по выражению:

причем, для первой ступени значение (UсрCs)опт нужно уменьшить на

3-4 %.

19

Далее по известной частоте вращения ротора n и величине Dср опре-

деляют окружную скорость Uср на среднем диаметре.

Абсолютную скорость пара на выходе из ступени при изоэнтропиче-

ском расширении Cs и теплоперепад hs на ступень находят по следующим формулам:

υ1s - удельный объем пара за сопловыми лопатками при изоэнтропическом расширении (см. рис. 2.1).

Для ЦВД угол должен быть не менее 11-120 и не более 16-170 , а для ЦСД лежать в пределах 13-190 . Если эти условия не выполняются, то весь расчет повторяют с измененной высотой лопатки .

20