|
Пример расчета тепловой схемы
на основе К-300-240
Содержание
Условные обозначения и сокращения..................................................................................................................... 4
Введение........................................................................................................................................................................................... 5
1. Описание и основные характеристики прототипа паротурбинной установки
К-300-240................................................................................................................................................................................... 6
2. Расчет тепловой схемы
2.1. Построение процесса расширения пара в h-S диаграмме для трехцилиндровой
турбины............................................................................................................................................................................ 9
2.2. Расчёт схемы регенеративного подогрева питательной воды....................................... 12
2.2.1. Расчёт подогревателя высокого давления........................................................... 16
2.2.2. Расчёт деаэратора...................................................................................................................... 19
2.2.3. Расчёт турбопривода питательного насоса......................................................... 22
2.2.4. Расчет точки смешения......................................................................................................... 24
2.2.5. Расчёт подогревателя низкого давления............................................................... 26
2.3. Сведение баланса мощности и определение основных показателей..................... 30
1. Описание и основные характеристики прототипа паротурбинной установки К-300-240
Паровая конденсационная одновальная турбина типа К-300-240-1 без регулируемых отборов пара, с промежуточным перегревом, номинальной мощностью 300 МВт, частотой вращения 3 000 об/мин, предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока ТВВ-300-2 и для работы в блоке с котлом паропроизводительностью 1 000 т/ч. Турбина снабжена системой регенеративного подогрева питательной воды, имеет отборы пара на турбоприводы питательных насосов.
Турбина рассчитана для работы при основных номинальных параметрах, указанных в таблице 1.
Таблица 1 | |
Свежий пар перед автоматическими стопорными клапанами: | |
давление, кгс/см2, абс. | |
температура, °С | |
Пар на выходе из ЦВД при номинальной мощности: | |
давление, кгс/см2 абс. | |
температура, °С | |
Пар после промежуточного перегрева перед стопорными клапанами ЦСД: | |
давление, кгс/см2 абс. | |
температура, °С | |
Основные параметры конденсаторной группы: | |
расход охлаждающей воды, м3/ч | |
температура охлаждающей воды на входе в конденсаторы, °С | |
расчетное давление в конденсаторе, кгс/см2 абс. | 0,035 |
Турбина имеет восемь нерегулируемых отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды. Подогрев осуществляется в ПНД поверхностного типа, деаэраторе и ПВД до температуры 267°С при номинальной нагрузке турбины (рис. 2(NB!)).
Отборы пара из турбины на регенерацию и турбоприводы приведены в табл.2.
Таблица 2
Подогреватель | Параметры пара в камере отбора | Кол-во отбираемого пара, т/ч | |
Давление, кгс/см2 абс. | Температура, °С | ||
ПВД П8 | 62,4 | 57,7 | |
ПВД П7 | 84,6 | ||
Турбоприводы ПТН | 15,9 | ||
Деаэратор | 10,6 | ||
ПНД П4 | 5,15 | ||
ПНД П3 | 2,4 | ||
ПНД П2 | 0,895 | 31,6 | |
ПНД П1 | 0,172 | 22,7 |
2. Расчет тепловой схемы.
В этой главе рассмотрен основной алгоритм расчета тепловой схемы. Задача расчета – определение основных параметром цилиндров ПТ, а также параметров регенеративных подогревателей, основные показатели и расход острого пара.
На рис. 2.1 изображена типичная тепловая схема регенерации турбоустановок ТЭС с поверхностными подогревателями. Группа подогревателей от конденсатора до деаэратора составляет систему регенерации низкого давления, деаэратор и питательный насос образует деаэрационно-питательную установку. Вся схема регенерации состоит из некоторого числа каскадных и узловых регенеративных подогревателей (РП), разбитых на группы, каждая из которых состоит каскадных РП, конденсат греющего пара который сливается в один узловой РП. Система регенераций высокого давления является одной из таких каскадных групп [2].
Рис 2.1. Тепловая схема прототипа К-300-240
ПГ – парогенератор; ПП – пароперегреватель; СК – стопорный клапан; РК – регулирующий клапан; К – конденсатор; КН – конденсаторный насос; СП – сальниковый подогреватель; СМ – точка смешения; Д – деаэратор; ПН – питательный насос; ЭГ – электрогенератор.
Ниже приведены примеры расчета всех основных частей и узлов выбраннойтепловой схемы рис. 2.1.
2.1. Построение процесса расширения пара в h-S диаграмме для трехцилиндровой турбины
На рис. П.1 отмечены заданные изобары и изотермы в соответствии c ТЗ. Определим давления на выходе из ЦВД,
, (2.1)
где - давление на входе в ЦСД, в МПа; - коэффициент гидравлических потерь, который лежит в пределах 0,1…0,13, принимаем равным 0,13. Находим давление и отмечаем изобару на диаграмме.
МПа.
Энтальпия на входе и выходе из ЦВД. Для определения энтальпий, энтропии и др. параметров воспользуемся программой HS.
= 3386 кДж/кг
= 6,263 кДж/(кг×К)
=2896 кДж/кг
Теоретическая и действительная работа расширения в ЦВД
, (2.2)
, (2.3)
где - внутренние относительное КПД ЦВД, которое лежит в пределах 0,86…0,9, принимаем 0,89. Найдем и покажем работы на диаграмме.
=3386-2896=489 кДж/кг,
=476∙0,89=436 кДж/кг.
Действительная энтальпия в ЦВД на выходе:
, (2.4)
=3386-436=2950 кДж/кг.
Определим параметры в ЦСД. Давление на выходе,
,
где - коэффициент ресивера, который лежит в пределах 0,02…0,04, принимаем 0,03.
МПа.
Энтальпия на входе и выходе из ЦСД,
= 3577 кДж/кг,
= 7,33 кДж/(кг×К),
=2852 кДж/кг.
Теоретическая и действительная работа расширения в ЦСД
,
,
где - внутренние относительное КПД ЦСД, которое лежит в пределах 0,86…0,92, принимаем 0,92. Найдем и покажем работы на диаграмме.
=3577-2852=725 кДж/кг,
=725∙0,92=667 кДж/кг.
Действительная энтальпия на выходе из ЦСД,
,
=3577-667=2910 кДж/кг.
Определим параметры в ЦНД. Давления на входе известно (см. ТЗ), а на выходе равно давлению на входе в конденсатор .
Принимаем, что в реверсе протекает процесс дросселирования, т.е. . Найдем температуру, энтропию на входе в ЦНД, и энтальпию на выходе
=557 К.
=7,47 кДж/(кг×К),
=2264 кДж/кг.
Теоретическая и действительная работа расширения в ЦНД
,
,
где - внутренние относительное КПД ЦНД, которое лежит в пределах 0,86…0,9, принимаем 0,84. Найдем и покажем работы на диаграмме.
=2910-2264=646 кДж/кг,
=646∙0,84=543 кДж/кг
Действительная энтальпия на выходе из ЦНД,
,
=2910-543=2367 кДж/кг.
По полученным результатам строим процесс расширения в h-S диаграмме (см. Приложение 1); результаты по энтальпиям заносим в табл. 2.1.
Таблица 2.1
№ П.п. | Наименование | Ед. изм. | Величина |
1. | Энтальпия на входе ЦВД () | ||
2. | Энтальпия на выходе ЦВД () | ||
3. | Энтальпия на входе ЦСД () | ||
4. | Энтальпия на выходе ЦСД () | ||
5. | Энтальпия на входе ЦНД () | ||
6. | Энтальпия на выходе ЦНД () |
2.2. Расчёт схемы регенеративного подогрева питательной воды
В расчете схемы РППВ определяются параметры отбора пара в подогреватели. Расчет проводится с рядом допущений, которые оговариваются по ходу расчета.
(*1*) NB! Считаем, что потери давления в трубопроводе от питательного насоса (ПН) до парогенератора (ПГ) отсутствуют, присутствуют только в ПГ (см. рис. 2.1), тогда
, (2.5)
где – давление на входе в парогенератор, МПа; – давление на выходе из подогревателя П8, МПа; – давление на входе в подогреватель П8, МПа;
– давление на выходе из подогревателя П7, МПа; – давление на входе в подогреватель П7, МПа; – давление на выходе из подогревателя П6, МПа; – давление на входе в подогреватель П6, МПа; – давление на выходе из питательного насоса, МПа; – коэффициент потерь в парогенераторе. Из ТЗ = 23,5 МПа, мы принимаем =0,3.
=33,57 МПа.
Определяем энтальпию на выходе из подогревателя П8 (, кДж/кг) из [2, с.160],
=1168 кДж/кг.
Из рис.2.1 запишем
3,85 МПа,
где – давление отбора пара на подогреватель П7, МПа.
Из-за потерь давления в трубопроводе, давление в корпусе ниже, чем давление отбора
(2.6)
=3,85(1–0,015)=3,79 МПа.
Определяем температуру насыщения в подогревателе П7 (, ºС) из [2, с.65],
= 247,2ºС
Из-за несовершенства теплообмена в подогревателе, пар не передаёт питательной воде 4¼6ºС, т.е . Недогрев принимаем δt=5ºС, тогда
=247,2-5=242,2ºС
где – температура питательной воды на выходе из подогревателя П7, ºС.
Определяем энтальпию на выходе из подогревателя П7 (, кДж/кг) из [2, с.160],
=1054 кДж/кг.
Для определения энтальпии на входе в подогреватель П6, необходимо знать энтальпию на выходе из питательного насоса
(2.7)
где – энтальпия на выходе из питательного насоса, кДж/кг; – перепад энтальпий в питательном насосе, кДж/кг; – энтальпия на выходе из деаэратора, кДж/кг.
Определяем энтальпию на выходе из деаэратора (, кДж/кг) из [2, с.64],
=693,28 кДж/кг.
Перепад энтальпий в питательном насосе определяется как отношение внутренний мощности питательного насоса (, Вт) и расхода питательной воды (, кг/с). Данные выбраны на основе аналогичного насоса турбины с таким же начальным давлением. Для данной схемы ПТУ: = 11,1 МВт; =975 т/ч=270,83 кг/с
. (2.8)
.
По формуле (2.14) определяем энтальпию на выходе из питательного насоса:
=693,27+40,98=734,25 кДж/кг.
Так как энтальпия на выходе из питательного насоса равна энтальпии на входе в подогреватель П6 (, кДж/кг), следовательно
=734,25 кДж/кг.
Энтальпию на выходе из подогревателя П6 (, кДж/кг), равна:
.
Для определения энтальпия на выходе из подогревателя П6, необходимо определить перепад энтальпий в этом подогревателе. Перепад энтальпий в подогревателе П6 и П7 определяем, решая систему:
, (2.9)
считая, что перепад энтальпий от входа в подогреватель П6 до выхода из подогревателя П7, равен
=1054–734,25=319,75 кДж/кг.
Вычислив формулу (2.9), получим:
=145,25 кДж/кг,
=174,3 кДж/кг,
где , - перепады энтальпий в подогревателях П6 и П7 соответственно.
По формуле (2.16), находим энтальпию на выходе из подогреватель П6
=734,25+145,25 = 879,5 кДж/кг.
Вспомогательный расчет подогревателя П3, определение энтальпии на выходе из подогревателя а, следовательно, энтальпии на входе в деаэратор.
Из рис.2.1 видно, что в подогреватель П3 подводится пар из-за ЦСД, тогда
=0,268 МПа,
где – давление в отборе подогревателя П3, МПа.
Давление в корпусе подогревателя П3 (, МПа)
,
=0,268(1-0,015)=0,264 МПа.
Определяем температуру насыщения в подогревателе П3 (, ºС) из [2, с.64],
=129,23ºС.
Температура на выходе из подогревателя П3(, ºС),
= –5ºС,
=129,23–5=124,23ºС.
(*2*) NB! Считаем, что давление в линии конденсата от выхода и входа с конденсатного насоса (КН) до входа деаэратора постоянно и равно давлению в деаэраторе.
Тогда энтальпии найдем следующим образом
=522 кДж/кг,
где – энтальпия на выходе из подогревателя П3, кДж/кг;
Вспомогательный расчет сальникового подогревателя (СП), производится для определения перепада энтальпий на один подогреватель низкого давления (ПНД).
(*3*) NB! Считаем, что перепад энтальпий в конденсатном насосе отсутствует, т.е. , где и – энтальпии на входе и выходе из КН, кДж/кг; – энтальпия насыщения в конденсаторе, кДж/кг.
(*4*) NB! Считаем, что в СП происходит увеличение энтальпии на 15 кДж/кг.
Энтальпия на входе в СП (, кДж/кг) равна энтальпии насыщения на выходе из конденсатора (, кДж/кг),
=129,98 кДж/кг.
Из четвертого допущения можно вычислить энтальпию на выходе из СП, т.к. перепад энтальпий в СП равен 15 кДж/кг
,
=129,98+15=145 кДж/кг.
Энтальпия на входе в подогреватель П1 (, кДж/кг)
=145 кДж/кг.
Для нахождения перепада энтальпий на один ПНД, надо общий перепад энтальпий на все ПНД разделить на количество ПНД, т.е.
, (2.10)
=125.7 кДж/кг.
2.2.1. Расчёт подогревателя высокого давления
Здесь рассмотрен полный алгоритм расчета подогревателя, изображенного на рис.2.2 и выполнен расчет в числах для ПВД П8 см. рис.2.1.
Рис.2.2. Схема питания ПВД
Температура насыщения пара в подогревателе (, ºС)
.
Определяем параметры в корпусе подогревателя: давление (, МПа), энтальпию насыщения пара (, кДж/кг) из [2, с.65],
=5,68 МПа,
=1195,6 кДж/кг.
Из-за потерь в трубопроводе, давление пара в отборе (, МПа) выше чем в подогревателе, учтем потери
, (2.11)
=5,76 МПа.
Перепад энтальпий в подогревателе (, кДж/кг) равен:
,
где – энтальпия на входе в подогреватель П8, кДж/кг, которая равная .
=1168–1054=114.2 кДж/кг.
Теплота подведённая к воде в подогревателе (, МВт),
. (2.12)
(*5*) NB! При расчете считаем, что от выхода из деаэратора до турбины расход питательной воды постоянный.
=270,83×114,2=30,92 МВт.
Потеря теплоты на излучение в ОС (, МВт):
(2.13)
где – коэффициент потерь на излучения в ОС, принимаем следующий: =0,0025 – для подогревателей высокого давления; =0,002 – для подогревателей низкого давления и деаэратора.
=30.92×0,0025=77,31× МВт.
Вся теплота подведённая к воде паром в подогревателе (, МВт):
, (2.14)
=21,85+77,31× =30,99 МВт.
Определяем параметры греющего слива (конденсата пара) из подогревателя П9. В нашей расчетной схеме на рис.2.1, в подогреватель П8 греющих сливов из других подогревателей не поступает, следовательно слив равен нулю.
, (2.15)
где – расход греющего конденсата из подогревателя П8, кг/с; n – номер подогревателя, из которого начинается каскадный слив конденсата пара, в рассматриваемой каскадной группе подогревателей; m=(8 – 1).
Теплота отданная греющему сливу (, МВт)
, (2.16)
где – перепад энтальпий греющего слива подогревателя П8, кДж/кг.
Для определения энтальпии греющего пара на входе в подогреватель, на рис. 2.2 необходимо провести изобару соответствующую давлению до пересечения с процессом расширения в ЦВД, получаем =3024 кДж/кг. Энтальпии отбора пара на восьмой подогреватель соответствует – энтальпия греющего пара на входе в подогреватель П8. Энтальпия греющего пара на выходе из подогревателя П8 – , равна энтальпии насыщения в подогревателе П8.
Расход греющего пара в подогревателе (, кг/с) равен:
, (2.17)
где – теплота отданная греющим паром, МВт; – перепад энтальпий греющего пара в подогревателе П8, ().
.
Энтальпия греющего пара на входе в подогреватель П8 (, кДж/кг) равна , на выходе (, кДж/кг) равна . Для расчетной схемы рис.2.1 =0 и следовательно = =30,99 МВт.
=3024-1196=1828 кДж/кг.
Использованный теплоперепад (, кДж/кг)
,
где – энтальпия на входе в ЦВД, кДж/кг.
=3386-3024=362 кДж/кг.
Мощность вырабатываемая на подогревателе П8 (, МВт) равна:
, (2.18)
=16,95×369,21=6,14 МВт.
После расчета всех ПВД полученные результаты заносим в табл.2.3.
2.2.2. Расчет деаэратора.
Здесь рассмотрен полный алгоритм расчета деаэратора. На рис.2.3 изображена схема подводов ПВ и подвода пара к деаэратору.
Рис.2.3. Схема питания деаэратора
Принимаем давление отбора пара на деаэратор (, МПа) равным
, (2.19)
=2∙0,685=1,37 МПа.
Расход питательной воды через деаэратор (, кг/с)
(2.20)
где – расход питательной воды на входе в деаэратор, кг/с; – расход греющего слива, сливаемого в деаэратор из ПВД, кг/с; - расход греющего пара через деаэратор, кг/с. Из уравнения (2.19) найдем
. (2.21)
В уравнении (2.19) известно , задаем произвольно ( =0,143 кг/с) и найдем по следующей формуле
, (2.22)
где – расход греющего слива в подогревателе П6, кг/с; – расход греющего пара в подогревателе П6, кг/с,
=41,06+12,76=53,82 кг/с,
тогда (2.20)
=270,83–53,82–0,1427=216,87 кг/с.
Определение подведенной теплоты (, МВт):
,
где – перепад энтальпий в деаэраторе, который равен – , разность энтальпий на выходе и входе в деаэратор, =693,3–643,3=50 кДж/кг.
=216,87∙50,0=10,84 МВт.
Поправка на излучение:
,
=0,002∙10,84=0,0217 МВт.
Общее количество подведенной теплоты (, МВт):
,
=10,84+0,0217=10,87 МВт.
Определение параметров греющего слива:
Энтальпия греющего слива на входе в деаэратор (, кДж/кг),
=888,3 кДж/кг.
Энтальпия греющего слива на выходе из деаэратора (, кДж/кг),
=693,3 кДж/кг.
Понижение энтальпии греющего слива (, кДж/кг),
,
=888,30–693,3=195 кДж/кг.
Расход греющего слива, сливаемого в деаэратор см. выше.ф2.22
Теплота, отданная греющим сливом:
,
=53,82∙195=10,5 МВт.
Теплота, отданная греющим паром:
,
=10,87–10,5=0,37 МВТ.
Энтальпию греющего пара на входе в деаэратор определяем по h-S диаграмме (пересечение изобары с процессом расширения в ЦСД)
3278 кДж/кг.
Энтальпия греющего пара на выходе из деаэратора:
=693,3 кДж/кг.
Понижение энтальпии греющего пара (, кДж/кг):
,
=3278–693,3=2584,7 кДж/кг.
Расчетная величина расхода пара через деаэратор (, кг/с):
,
кг/с.
Определим относительную погрешность:
(2.23)
Если ε не попадает в заданный интервал, то принимаем в качестве и проводим итерации. После достижения сходимости необходимо перенести «невязку» в уравнение теплового баланса, т.е. еще раз уточнить .
Полученные результаты заносим табл. 2.3.
2.2.3. Расчёт турбопривода питательного насоса
Выбор перепада энтальпий в питательном насосе проводится на основе аналогичного насоса турбины с таким же начальным давлением. Расчетная схема изображенная на рис.2.4.
Рис.2.4. Схема турбопривода
Считаем, что внутренняя мощность турбопривода (ТП) равна внутренней мощности питательного насоса:
=11,1 МВт
Давление в корпусе ТП (, МПа) равно:
,
где – давление отбора в подогреватель П6, МПа; – коэффициент потерь в трубах, принимаем равным 0,015.
=1,86(1–0,015)=1,83 МПа.
Для определения энтальпии, на рис 2.2 необходимо провести изобару соответствующую до пересечения с процессом в ЦСД, получаем =1100 кДж/кг. Расход пара через ТП (, кг/с) определяется
, (2.24)
где =0,85 –внутренний относительный КПД турбины.
11,87 кг/с.
Внутренний перепад энтальпий в ТП (, кДж/кг) равен:
(2.25)
=1100∙0,85=935 кДж/кг.
Теплота подведённая к ТП (, МВт) равна:
(2.26)
=11,87∙935=11,1 МВт.
Использованный теплоперепад на ТП – , равен использованному теплоперепаду на подогревателе П6. Мощность вырабатываемая ТП равна:
,
=628,5∙11,87=7,46 МВт.
Полученные результаты заносим в табл.2.3.
2.2.4. Расчет подогревателя низкого давления
Здесь рассмотрен полный алгоритм расчета подогревателя, изображенного на рис.2.5 и выполнен расчет в числах для ПНД П4 см. рис.2.1.
Рис.2.5. Схема питания ПНД
Определяем температуру на выходе из подогревателя П4 (, ºС) [2, с.65]
=152,6ºС.
Температура насыщения в корпусе подогревателя П4 (, ºС)
,
=152,6+5=157,6ºС.
Находим давление и энтальпию насыщения в корпусе подогревателя П4 [2, с.65]
=0,58 МПа,
=665 кДж/кг.
Давление отбора на подогреватель П4 (, МПа)
,
=0,588 МПа.
Теплота подведённая к воде в подогревателе (, МВт),
,
где – расход питательной воды до деаэратора, кг/с; – перепад энтальпий в подогревателе П4, кДж/кг. Перепады в ПНД все равны между собой (см. п.2.2)
=216,87∙121,2=26,28 МВт.
Потеря теплоты на излучение в ОС (, МВт):
,
=0,0025∙26,28=65,71 МВт.
Вся теплота, подведённая к воде паром в подогревателе (, МВт):
=26,28+65,71 =26,35 МВт.
Энтальпию греющего пара на входе в подогреватель определяем по h-S диаграмме (пересечение изобары с процессом расширения в ЦCД)
=3068 кДж/кг.
Энтальпия греющего пара на выходе из подогревателя П4 (, кДж/кг)
=665 кДж/кг.
Перепад энтальпий греющего пара в подогревателе П4:
=3068–665=2403 кДж/кг.
Расчетная величина расхода пара через подогреватель:
,
=10,97 кг/с.
Определим использованный перепад
=435,7–3577–3068=944,5 кДж/кг.
Мощность вырабатываемая на подогревателе П4 (, МВт) равна:
=944,5 ∙10,97=10,36 МВт.
2.2.5. Расчет точки смешения с предшествующим подогревателем
На рис.2.6 изображена схема
Рис.2.6. Схема перекачки греющего слива
в основную линию.
Перепад энтальпий в точке смешения задаём произвольно
кДж/кг.
=396,4 кДж/кг.
=396,4 – 5=391,4 кДж/кг.
Расход обогреваемого конденсата, поступающего во второй подогреватель:
Расход задаем самостоятельно =7 кг/с
=216,87–10,97–10,98–5=186,36 кг/с.
Расчет подогревателя низкого давления П2
Энтальпии на входе и выходе из подогревателя:
= 396,4 – 5=391,4 кДж/кг.
= 270,70 кДж/кг.
=391,4 – 270,7 = 120,7 кДж/кг.
Определяем температуру на выходе из подогревателя как функцию
=97ºС
Задаемся недогревом и находим температуру насыщения
=97+5=102ºС.
По температуре насыщения определяем по Вукаловичу энтальпию насыщения и давление в корпусе подогревателя
=427,23 кДж/кг,
=0,1088 МПа.
Теплота, подведенная к обогреваемому конденсату:
=186,36∙120,7∙ =22,49 МВт.
=0,0025∙22,49=0,056 МВт
=22,49 + 0,056=22,55 МВт.
Энтальпия греющего слива на входе и выходе из подогревателя:
=542,7 кДж/кг.
=427,23 кДж/кг.
=542,7–427,2=115,5 кДж/кг.
Расход греющего слива, подведенного в подогреватель:
=10,98+10,97=21,95 кг/с.
Теплота, отданная греющим сливом:
,
=21,95∙115,5∙ =2,53 МВт.
Теплота, отданная греющим паром:
,
=22,54 – 2,53=20,01 МВт.
Определим давление отбора на подогреватель:
,
где - давление в корпусе подогревателя, - потери в трубах.
МПа.
Энтальпию греющего пара на входе в подогреватель определяем по h-S диаграмме (пересечение изобары с процессом расширения в ЦНД)
=2764 кДж/кг.
Энтальпия греющего пара на выходе из подогревателя:
=427,23 кДж/кг.
Понижение энтальпии греющего пара:
=2764 – 427,23=2336,77 кДж/кг.
Расчетная величина расхода пара через подогреватель:
,
кг/с
Определим использованный перепад:
,
=435,7+666,7+2910–2764=1248,5 кДж/кг.
Мощность вырабатываемая на подогревателе П2 (, МВт) равна:
,
=1248,5∙ ∙8,562=10,69 МВт.
Точка смешения
Расход греющего слива в точку смешения
=10,97+10,98+8,562=30,5 кг/с.
Энтальпии греющего слива точки смешения:
=427,2 кДж/кг.
=396,4 кДж/кг.
,
=427,2 – 396,4=30,8 кДж/кг.
Теплота, отданная греющим сливом:
=30,5∙30,8∙ =0,94 МВт
Расчетное повышение энтальпии в точке смешения:
,
=5,05 кДж/кг.
Определим относительную погрешность:
, (2.27)
, (2.28)
Если выражения 2.27 и 2.28 не выполняются, то необходимо провести итерации. После выполнения условий сходимости необходимо ещё раз уточнить , т.е. упрятать имеющуюся «невязку» в уравнение теплового баланса.
Теплота, подведенная к точке смешения:
.
2.3. Сведение баланса мощности и определение основных показателей
Внутренняя мощность тепловой схемы (, МВт) равна:
(2.29)
где – мощность выработанная n-м элементом схемы, где n={П1,П2,…,П8,ТП,Д,К}.
=14,57+10,69+12,10+10,36+8,02+10,5+6,14+7,46+0,1+11,04+270,2 = 350,2 МВт,
Потери механические определяются
,
где – механический КПД турбины.
=350,2∙ ∙(1–0,99)=3,50 МВт
Эффективная мощность турбины равна
,
=350,2–3,54=346,7 МВт.
Потери в генераторе определяются
,
где – КПД генератора турбины.
=346,7∙ ∙(1–0,99)=3,47 МВт.
Электрическая мощность турбины равна:
,
где - суммарные потери механические и в генераторе, МВт.
=350,2–3,47-3,5=343,2 Вт
Поправочный коэффициент равен:
,
где – это электрическая мощность турбины, МВт.
.
После получения поправочного коэффициента производится полный перерасчет всех подогревателей с учетом коэффициента, и полученные результаты заносим в таблицу 2.3
Таблица 2.3
Результаты расчета тепловой схемы
№ Дата добавления: 2015-08-28; просмотров: 221 | Нарушение авторских прав
|