Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6

Р′₀ = 0,95×Р₀ = 0,95×3,6 МПа = 3,42 МПа. (1)

     Предполагая, что падение давления происходит при постоянной энтальпии, находим по изобаре Р′₀ = const точку O’ (см. рис.2).

     Давление  пара за последней ступенью турбины  определяется с учётом потерь давления в выходном патрубке, которые можно  найти по эмпириче-ской формуле:

 (2)

     где λ – опытный коэффициент;

     С – средняя скорость пара в выходном патрубке;

     Р_к – давление в конденсаторе.

     Коэффициент λ зависит от аэродинамического  совершенства конструкции выходного  патрубка турбины и находится  в пределах от 0,05 до 0,1. Средняя скорость С обычно принимается для конденсационных  турбин равной 80-120 м/с.

     Тогда, приняв рекомендуемые значения величин, найдём потерю давле-ния в выходном патрубке турбины по формуле (2):

.

     Давление  пара за рабочим колесом последней  ступени турбины будет:

Р′_к =Р_к + ΔР_к = 4+0,26=4,26 кПа. (3)

     Проведём  в тепловой диаграмме по изоэнтропе прямую линию из точки О до пересечения  с изобарой Рк = const в точке К_t (i_кt = 2107 кДж/кг). Отрезок прямой ОК равен изоэнтропийному располагаемому перепаду энтальпий в турбине:

Н′₀ = i₀ – i_кt = 3337 – 2107=1230 кДж/кг. (4)

     Величину  использованного в турбине перепада энтальпий можно определить по выражению:

(5)

     Предварительно  оценим относительный внутренний КПД. На основании испытаний η_oi можно принимать в пределах 0,78…0,88 с последующим уточнением принятого значения. В первом приближении КПД следует брать тем выше, чем больше мощность турбины. Для рассматриваемой турбины средней мощности принимаем η_oi = 0,85. Тогда использованный перепад энтальпий в турбине находим по выражению (5):

Н_i = 120×0,85 = 1045,5 кДж/кг.

     Энтальпия пара в конце процесса расширения в точке К (см. рис.2) на изобаре  Р_к будет:

i_к = i₀ – Н_i = 3337–1045,5 = 2291,5 кДж/кг. (6)

     Найдём  расчётную мощность турбины, принимаемую  равной:

N_э = (0,8…0,9)×N_ном. (7)

     N_э = 0,88×N_ном = 0,88 11000=9680 кВт

     Внутренняя  мощность турбины связана с мощностью  на клеммах элек-трического генератора соотношением:

N_i = N_э/η_м η_эг (8)

где η_м – механический КПД агрегата;

η_эг – КПД электрического генератора. Его выбираем по рис. 5 «КПД электрических генераторов» [2].

     Принимаем η_м = 0,993, η_эг = 0,968.

     Для рассчитываемой турбины, по формуле (8), имеем:

Ni = N_э/η_м η_эг =9350/0,993 0,968 = 9727,18 кВт.

     Определим расход пара турбиной при отсутствии регенеративных отборов, т.е. при чисто  конденсационном режиме работы турбины:

     G_ок = N_i/H_i = 9727,18/1045,5 = 9,3 кг/с. (9)

     Расход  пара с учётом отборов на РППВ можно ориентировочно вычислить по соотношению:

     G₀=К×G_0K, (10)

     где К – коэффициент, учитывающий  увеличение расхода пара через часть  высокого давления турбины вследствие неполного использования в турбине  энергии потоков пара, идущих в  отбор. В предварительных расчетах К может быть принят равным 1,1…1,3 .

     Принимаем К = 1,1, используя выражение (10), получим:

     G₀ = К×G_0K = 1,1 9,3 = 10,23 кг/с.

     Уточним теперь принятое значение относительного внутреннего КПД турбины, считая, что он в основном зависит от объёмного  пропуска пара. В свою очередь объёмный расход пара определяет проходные сечения  сопел, так что последняя величина является критерием для оценки КПД  турбины. Площадь проходного сечения  эквивалентного критического сопла  можно рассчитать по формуле:

     

, (11)

где G₀ – расход пара, кг/с;

μ –  коэффициент расхода (μ = 0,97);

Р₀ – начальное давление пара, Па;

V₀ – начальный удельный объём пара, м³/кг.

     Зависимость η_oi от F показана на рис. 6 [2]. Уточняем принятое ранее значение КПД — η′_oi = 0,81. Новая величина η′_oi далее умножается на поправочный коэффициент К₁ , который выбираем по рис.7 [2] . К₁ зависит от начального давления и разности температур перегрева и насыщения:

.

     Тогда использованный перепад энтальпий  в турбине:

     H_i = H₀ η′_oi К₁ =1230 0,81 1,012 =1008,26 кДж/кг. (12)

     Энтальпия пара в конце расширения:

     i_к = i₀ – H_i =3337 – 1008,26 =2328,74 кДж/кг. (13)

     По  этому значению энтальпии i_к на изобаре p_к’ = const уточняем положение точки K (рис.2). Для построения приближенного теплового процесса в турбине соединим точки O’ и K прямой линией и отрезок O’K разделим на четыре приблизительно равные части O’a ab bc cК. Через точки a и с проведем изобары и на них найдем точки a’ и с’, от точки a отложив вверх и от точки с вниз. Через точки O', a', b', c', K проводим плавную линию, изображающую приближенный процесс расширения пара с учетом потерь энергии (рис. 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 = 613,2 кДж/кг по заданной температуре Т_пв = 418 К и принятому давлению перед парогенератором Р_оn = К₂×Ро = 1,35×3,6 = 
= 4,86 МПа (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 = 121,42 кДж/кг по давлению Р_к = 4 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 = 419,7 кДж/кг.

     Определим подогрев питательной воды в каждом подогревателе высокого давления:

Δq_вд = Δq₃ = Δq₄ = (q_пв-q_д)/2 = (613,2 – 419,7)/2 = 96,75 кДж/кг. (14)

     Подогрев  конденсата в каждом подогревателе  низкого давления определим по выражению:

Δq_нд = Δq₁ = Δq₂ = (q_д-q_к-Δq_э)/2 = (419,7 -121,42 -17,2)/2 =140,54 кДж/кг, (15)

где 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 = 121,42 + 17,2= 138,62 кДж/кг;

q₁ = q_э + Δq₁ = 138,62 + 140,54 = 279,16 кДж/кг;

q₂ = q₁ + Δq₂ = 279,16 + 140,54 = 419,7 кДж/кг;

q₃ = q₂ + Δq₃ = 419,7 + 96,75 = 516,45 кДж/кг;

q_пв = q₄ = q₃ + Δq₄ = 516,45 + 96,75 = 613,2 кДж/кг.

     Определим энтальпии конденсата греющего пара с учётом термического сопротивления  поверхностей нагрева подогревателей Δq_тс, которое примем Δq_тс = 23,3 кДж/кг:

     в подогревателе П1: q₁' = q₁ + Δq_тс = 279,16 + 23,3 = 302,46 кДж/кг;

     в деаэраторе П2: q_д' = q_д = 419,7 кДж/кг;

     в подогревателе П3: q₃'= q₃ + Δq_тс = 516,45 + 23,3 = 539,75 кДж/кг;

     в подогревателе П4: q₄' = q₄ + Δq_тс = 613,2 + 23,3 = 636,5 кДж/кг.

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

в подогревателе  П1: Р₁' = 0,034 МПа;

в деаэраторе Д (П2): Р₂' = 0,1 МПа;

в подогревателе  П3: Р₃' = 0,26 МПа;

в подогревателе  П4: Р₄' = 0,49 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:

Р₁ = (1,05…1,08)×Р1' = 1,065×0,034=0,036 МПа;

в третьей  камере отбора:

Р₃ = (1,05…1,08)×Р3' = 1,065×0,26=0,28 МПа;

в четвёртой  камере отбора:

Р₄ = (1,05..1,08)×Р4' = 1,065×0,49=0,52 МПа.

     Для обеспечения надёжной работы деаэратора при небольшом пониже-нии нагрузки турбины в камере отбора пара в  деаэратор атмосферного давления принимается  расчётное значение Р₂ = 0,117 МПа.

     В i-s – диаграмме находим изобары, соответствующие давлениям в  камерах отбора турбины Р₁, Р₂, Р₃ и Р₄. В точках пересечения этих изобар с линией процесса турбины О'а'b'с'К (рис. 2) определим параметры пара, отбираемого из проточной части турбины для РППВ. Энтальпии греющего пара в отборах 1, 2, 3 и 4 будут соответственно:

i₁ = 2561 кДж/кг;

i₂ = 2722 кДж/кг;

i₃ = 2870 кДж/кг;

i₄ = 2980 кДж/кг.

     Использованные  в турбине перепады энтальпий  потоков пара, отводимых в подогреватели, будут:

H_i1 = i₀ - i₁ = 3337 – 2561 = 776 кДж/кг;

H_i2 = i₀ - i₂ = 3337 – 2722 = 615 кДж/кг;

H_i3 = i₀ - i₃ = 3337 – 2870 = 467 кДж/кг;

H_i4 = i₀ - i₄ = 3337 – 2980 = 357 кДж/кг.

     Пароструйный  эжектор, как правило, работает свежим паром, который дросселируется до расчётного давления, так что его энтальпия  
i_э ≈ i₀ = 3332 кДж/кг.