Исходные данные.
Вариант 45.
-
Расход пара на турбину
G0 = 120
кг/с.
Давление свежего пара
p0 =13,7
МПа.
Температура свежего пара
t0 = 560
°C.
Противодавление турбины
pп = 0,9
МПа.
Давление производственного конденсата
pпк= 0,3
МПа.
Температура производственного конденсата
tпк =100
°С.
Доля возврата производственного конденсата
αпк= 0,55
Температура добавочной воды
tдв = 80
°С.
Параметры последней ступени турбины:
Характеристический параметр ступени
хф = 0,47
Средний диаметр ступени
dср= 1,05
м.
Степень реакции ступени в заданном режиме
Эффективный угол выхода потока из сопловой решетки
°C.
Длина профиля (лопаток) сопловой решетки
м.
Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки
оC.
Длина профиля (лопаток) рабочей решетки
м.
Хорда профиля сопловой решетки (
мм )
мм.
Хорда профиля рабочей решетки
мм.
Относительный шаг установки профилей сопловой решетки
Относительный шаг установки профилей рабочей решетки
Шаг установки сопловой решетки
мм.
Шаг установки рабочей решетки
мм.
Рис.1 – Упрощенная тепловая схема энергоблока и теплового потребителя.
Обозначение элементов схемы:
Т - турбина с противодавлением; Г- генератор; ТП - тепловой потребитель; Д - деаэратор; НПК- насос производственного конденсата; ПН – питательный насос; ПК – паровой котёл; ДВ – дутьевой вентилятор; ДС - дымосос
1.Упрощенный расчет принципиальной тепловой схемы (птс).
По
-
диаграмме
(13,7МПа,
560оС)
= 3490,55 кДж/кг – энтальпия свежего пара.
Давление
в деаэраторе
;
МПа.
Из
построения на
-
диаграмме
2767,83
кДж/кг.
По формуле определяем действительный теплоперепад турбин
(3490,55-2767,83)*0,85=614,312
кДж/кг.
Действительная энтальпия пара после турбины
3490,55-614,312=2876,238
кДж/кг.
Составляем и решаем систему уравнений материального баланса деаэратора и внешнего теплового потребителя и теплового баланса деаэратора. Эта система составлена в предположении отсутствия утечек в схеме и при нулевом расходе продувочной воды из котла, а также при равенстве расхода Gдв потерям потребителя Gпот у внешнего потребителя:
Последние три энтальпии определены для состояния насыщения воды.
;
;
,
Для
решения системы записываем
2876,238 кДж/кг, а энтальпии потоков Gпк,Gдв
и Gпв
равными
энтальпиям для кипящей воды при известных
температурах tпк,
tдв
и давлении
pд
соответственно:
кДж/кг;
кДж/кг;
кДж/кг.
Последние три энтальпии определены для состояния насыщения воды. Подставляя эти значения в последнее уравнение системы и заменяя:
;
,
;
;
16,644
кг/с.
Далее определяем:
=120-16,644=103,356
кг/с;
кг/с;
=(1-0,55)*103,356=46,51
кг/с.
Все расходы определены.
Электрическая мощность турбины равна
;
кВт.
где
-
электромеханический к.п.д. турбины
(принимается постоянным)
Определяем нагрузку производственного теплового потребления по формуле:
103,356*2876,238-56,85*419,1-46,51*334,95=257873,28
кВт.
Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении:
.