Тепловой расчет

2.1. Предварительная оценка экономичности турбины

Для предварительной оценки экономичности турбины и турбинной установки примем, что давление пара после ЦВД равно:

р₁ = 5 МПа;

Потери давления вне проточной части при промперегреве в парогенераторной установке:

= 0,10

где Dр_пп- потери давления в парогенераторной установке, МПа;

р_пп- давление промежуточного перегрева, МПа;

Тогда давление пара на входе в ЦСД равно:

МПа;

Определение относительного давления:

=0,207

Найденное относительное давление, при котором производится перегрев, соответствует оптимальной зоне выигрыша в теоретическом КПД, где отклонение от наибольшего составляет Dx^пп<0,15%. Это видно из рис.1-18 [1,24].

Абсолютный КПД турбинной установки без регенеративного подогрева питательной вод:

,

где i_о– начальная энтальпия пара перед турбиной, кДж/кг;

i_1t– энтальпия пара в первом отборе, кДж/кг;

i_пп– энтальпия промежуточного перегрева пара, кДж/кг;

i_кt– энтальпия отработавшего пара в турбине при изоэнтропийном процессе расширения, кДж/кг;

– энтальпия конденсата, кДж/кг, определяемая по таблице свойств воды на линии насыщения при р_к = 3,5 кПаÞ =110 кДж/кг;

=0,88 и =0,86- принимается предварительно.

Значения энтальпий определяется по iS-диаграмме:

i₀(р₀;t₀)=3430 кДж/кг при р_о = 22 МПа и t_о = 550 °С;

i_1t=2960 кДж/кг– точка пересечения пересечения изоэнтропы из точки (р_о,t_о) и изобары р₁ = 5 кПа;

i_пп(р_пп;t_пп)=3500 кДж/кг

i_кt=2180 кДж/кг- точка пересечения изоэнтропы из точки (р_пп,t_пп) и изобары р_к = 3,5 кПа. Тогда:

h^пп= =0,40;

Выигрыш в КПД установки (без учёта потерь в турбине) за счёт регенеративного подогрева питательной воды при бесконечном числе отборов:

,

где S_пп– энтропия промежуточного перегрева пара, кДж/(кг°С);

– энтропия конденсата, кДж/(кг°С);

S_п.в– энтропия питательной воды, кДж/(кг°С);

i_п.в– энтальпия питательной воды, кДж/кг;

i_о– начальная энтальпия пара перед турбиной, i_о= 3430 кДж/кг;

i_1t– энтальпия пара в первом отборе, i_1t= 2960 кДж/кг;

i_пп– энтальпия промежуточного перегрева пара, i_пп=3500 кДж/кг;

Т_к– температура отбора тепла, К:

, К

где – энтальпия конденсата, =110 кДж/кг;

S_о– начальная энтропия пара перед турбиной;

Н_о– располагаемый теплоперепад:

Н_о= i_o – i_кт

где i_кt– энтальпия отработавшего пара в турбине при изоэнтропийном процессе расширения, i_кt=2180 кДж/кг.

Значения S_пп и S₀ определяются по iS-диаграмме:

S_пп(р_пп;t_пп)=7кДж/(кг×°С)

S_о(р₀;t₀)=6,6 кДж/(кг×°С)

Значения ,S_п.в и i_п.в определяются по таблице свойств воды на линии насыщения:

= 0,375 кДж/(кг×°С)

S_п.в= 2,95 кДж/(кг×°С)

i_п.в = 1175 кДж/кг при t_п.в = 265 °С.

Тогда:

Н_о= 3430-2180=1250 кДж/кг;

Т_к= = 332,5 К;

x = 0,172;

Полученное значение выигрыша в КПД завышено, так как рассматриваемая турбинная установка имеет конечное число подогревателей. Для определения истинного значения x_р необходимо воспользоваться графиком на рис.1-25 [1,31]. По оси абсцисс отложена величина:

,

где t_п.в – температура питательной воды, t_п.в= 265°С;

– температура насыщения, определяется из соотношения:

, °С

t_к– температура пара до конденсатора,

t_к=28

Тогда:

= 378,6 °С;

= =0,68

По рис.1-25,б [1, 31] определяется отношение относительного выигрыша к максимальному при =0,68 и z=8 Þ = 0,796;

Тогда:

= 0,8×0,172 =0,137

Абсолютный внутренний КПД установки с промперегревом:

,

где h^пп- абсолютный КПД турбины,h^пп= 0,40;

x_р- относительный выигрыш в КПД, x_р=0,137;

Тогда:

h = 0,463

Приведенный располагаемый теплоперепад турбины, учитывающий уменьшение расхода пара по ступеням за счет его отборов:

, кДж/кг

где i₁-энтальпия, кДж/кг:

,

где i_о– начальная энтальпия пара перед турбиной, i_о= 3430 кДж/кг;

i_1t– энтальпия пара в первом отборе, i_1t= 2960 кДж/кг;

Тогда:

i = 3016,4 кДж/кг;

= 1235,56 кДж/кг;

Расход пара через турбину:

, кг/с

где h_м– механический КПД, который определяется по рис.6-8 [1,191] Þ h_м= 0,996;

h_э.г– КПД электрического генератора, определяется по таблице 6-4 [1,191] h_э.г = 0,987;

Р_э- номинальная электрическая мощность, Р_э=800 000 кВт.

Тогда:

G = 658,6 кг/с;

Расход пара на турбины для привода питательных насосов, кг/с:

, кг/с

где (Р_е)_т.п– мощность турбопривода, (Р_е)_т.п = 32000 кВт;

h_м– механический КПД, h_м= 0,998;

Н_о– располагаемый теплоперепад, Н₀=1250 Кдж/кг;

Тогда:

G = 29,99 кг/с;

Расход пара на входе в турбину:

, кг/с

где G_тп - расход пара на турбины для привода питательных насосов, G_тп=29,99кг/с;

– приведенный теплоперепад от давления 1,5 МПа, то есть от отбора на турбопривод:

, кДж/кг [1,190]

где энтальпия i₁ определяется по формуле:

, кДж/кг [1,190]

где i_2t- энтальпия, кДж/кг, находится по iS-диаграмме при р=1,5 МПа Þ i_2t=2960 кДж/кг;

Тогда:

i = 3377,2 кДж/кг;

= 1100,92 кДж/кг;

= 685,32 кг/с;

Расход пара в конденсаторе турбины:

, кг/с [1,190]

где i_к – энтальпия в конце процесса расширения, которую можно определить по iS-диаграмме или аналитически:

=1250*0,88=1100 кДж/кг – использованый теплоперепад;

=1250– 1100= 150 кДж/кг;

= 2330кДж/кг;

Тогда:

=244,4 кг/с.