Составление тепловых балансов подогревателей и определение долей отборов

Составление тепловых балансов подогревателей начинаем с верхнего ПВД П8.

44. Подогреватель П8 является сложным и включает в себя пароохладитель ПО, собственно подогреватель СП и охладитель дренажа ОД.

Схема потоков пара, дренажа и питательной воды показана на рис.3.

Уравнение теплового баланса в П8 и далее представляется в
виде равенства тепла, отдаваемого в подогревателе греющим паром и горячими дренажами, и тепла, воспринимаемого водой:

D_п8 (i₈ – i _др.п8) η_п8 = D (i _п8 – i _п7)

Здесь D_п8 - расход пара в отборе на П8;

D – расход пара на турбину;

η_п8 - коэффициент, учитывающий потери тепла в окружающую среду.

Принимаем η_п=0,99 из рекомендованного диапазона η_п = 0,99–0,995.

α_П8 = =

45. В подогреватель П7 сливается дренаж изП8 и поступает пар протечек уплотнений (см. схему на рис.4):

Рис. 3 Схема потоков пара, воды и дренажа в подогревателе высокого давления П8.

:

Рис. 4 Схема потоков пара, воды и дренажа в ПВД П7.

Здесь - расход пара из протечек уплотнений,

— энтальпия пара протечек, берется как средняя величина, так как протечки разных уплотнений имеют разную энтальпию: = 3250 кДж/кг

46. В подогреватель П6 входит питательная вода после питательного насоса с температурой t_{за н} = 173,5°С и энтальпией i_{за н} = 734 кДж/кг (рис. 5),

Pис. 5 Схема потоков в ПВД П6

47. К деаэратору. (рис. 6) подводятся потоки основного конденсата турбины D _к.д дренажей из подогревателей высокого давления,

D _др = D _п8 + D _п7 + + D _п6

греющего пара из отбора D _д, иногда, кроме того, пар из уплотнений турбины, штоков стопорных и регулирующих клапанов, D _у.д. Из деаэратора отводится поток питательной воды D _п.в, кроме того, пар на концевые уплотнения турбины, эжекторы конденсатора и уплотнений турбины D _э

Рис.6 Схема потоков в деаэраторе

Материальный баланс деаэратора запишется в виде

D _к.д + D _др + D _д + D _у.д. = D _п.в + D _э.у.

иди в долях расхода пара на турбину:

α _к.д + α _др + α _д + α _у.д = α _п.в + α _э.у

Уравнение теплового баланса деаэратора запишется в виде

(D _к.д i _п4 + D _др i _{др п6} + D _д i _д + D _у.д. i _у.д)·η_п = D _п.в i ' _д.н + D _э.у. i'' _д

иди в долях расхода пара на турбину

α _к.д i _п4+ α _др i _{др п6} + α _д i _д + α _у.д i _у.д = (α _п.в i' _д.н + α _э.у i'' _д) .

Здесь принимаем α _у.д = 0,006; i _у.д = 3300 кДж/кг; α _п.в = 1; α_э.у =0,011;

i ^" _д — энтальпия сухого насыщенного пара, отводимого из деаэратора на эжекторы и концевые уплотнения турбин находится из таблиц [4] по давлению в деаэраторе Р_д= 0,685 МПа, i '' _д = 2762 кДж/кг.

Из двух уравнений — материального и теплового баланса - находим искомые величины α _к.д и α _д.

В уравнении материального баланса

α _др = α _п8 + α _п7 + + α _п6 = 0,0785+0,076+0,007+0,044=0,2055

т. е. уравнение запишется в виде

α _к.д + 0,2055 + α _д + 0,006 =1 + 0,011

α _к.д = 0,7995 – α _д

Подставляя α _к.д в уравнение теплового баланса, получим

(0,7995 – α _д)·606,3 + 0,2055 · 807,5 + α_д·3246 + 0,006· 3300=

=

отсюда

α _д = 0,023;

α _к.д = 0,7995 – 0,0227 = 0,777;

Рис. 7 Схема потоков в подогревателе низкого давления П4

48. Для подогревателя П4 (рис. 7)

D _п4(i ₄ – i _{пр п4}) = D _к.д(i _п4 – i _п3 ) ;

α _п4(i ₄ – i _{пр п4}) = α _к.д(i _п4 – i _п3 ) ;

49. Горячими теплоносителями в подогревателе ПЗ (рис. 8) является пар после турбопривода питательного насоса с расходом D'_из и энтальпией i _{тп 2} = 2978 кДж/кг и дренаж П4 с расходом D _п4 и энтальпией i _др.п4 =554,8 кДж/кг. Холодным теплоносителем является смесь двух потоков: основного конденсата из конденсатора с расходом D' _к = D _кд – D _п.4 – D' _п3 – D' _п2 и энтальпией i _п2 = 373 кДж/кг и дренажа из П2 с расходом D_п4 + D' _п3 + D'_n2 и энтальпией i _др.п2= 394 кДж/кг.

Рис. 8 Схема потоков в ПНД ПЗ

В уравнении теплового баланса подогрев каждого из этих потоков, представим в виде

[ D' _п3 (i _тп2 – i _др.п3) + D _п.4 (i _др.п4 – i _др.п3)]·η_п3 =

= D'_к (i _п3– i _п2) +(D _п4 + D' _п3 + D' _п2)·(i _п3 – i _др.п2)

или в долях

[ α' _п3·(i _тп2 – i _др.п3) + α _п4·(i _др.п4 – i _др.п3)]·η_п3 =

= α' _к·(i _п3– i _п2) + (α' _п3 + α _п4 + α' _п2) · (i _п3– i _др.п2)

Подставляя известные величины

[ α' _п3 (2978-510) + 0,0373 (554,8 – 510)] 0,99 =

=(0,777 – 0,0373 – α ' _п3 – α ' _п2)·(488 – 373) + (0,0373 + α' _п3 + α' _п2) ·(488 – 394);

α' _п3+ 0,0085· α' _п2 = 0,0387.

получим уравнение с двумя неизвестными. Решим его совместно с уравнением теплового баланса для подогревателя П2.

50. В подогреватель П2 (рис. 9) поступает пар протечек уплотнений в количестве . Принимаем долю = 0,008 и энтальпию = 2750 кДж/кг. Тогда

α' _п2 = α _п2 + = α _п2 + 0,008

Запишем уравнение теплового баланса в долях расхода

α _п2·(i ₂– i _др.п2) + ·( – i _др.п2)+ (α _п4 + α^' _п3) (i _др.п3 – i _др.п2) =

= α' _к·(i _п2– i _п1)

Рис. 9 Схема потоков в ПНД П2

Найдем значение α' _к

α^' _к = α ^'_к.д. – α _п4 – α^' _п3 – α ^'_п2

Подставляем α ^'_п2 = α _п2 + 0,008 в уравнение теплового баланса (п. 49)

α ^'_п2 = 0,0387 – 0,0085 α ^'_п2 = 0,0387 – 0,0085 (α _п2 + 0,008);
α^' _п3 = 0,0386 – 0,0085 α ^'_п2

получаем

α^' _к = 0,777 – 0,0373 – 0,0386 + 0,0085 α _п2 – α _п2 – 0,008;
α ^'_к = 0,6931 – 0,9915 α _п2

Подставляя полученные выражения для α^' _п3 и α^'_к в уравнение
теплового баланса, получаем уравнение с одним неизвестным α _п2:

α _п2 (2760 – 394) + 0,008·(2750 – 394) + (0,0373 + 0,0386 –
– 0,0085 α _п2)·(510 – 394) = (0,6931– 0,9915 α _п2)·(373 – 257,5) ;

α _п2=0,0214;
α ^'_п2=0,008+0,0214=0,0294;
α ^'_п3 = 0,0386 – 0,0085 = 0,0384;
α ^'_к = 0,6931 – 0,9915·α^'_п2 = 0,6719;

51. Дляподогревателя П1 совместно с сальниковым подогревателем (рис. 10) принимаем долю расхода через СП =0,004, энтальпию пара на входе в СП, = 2750 кДж/кг и энтальпию дренажа на выходе из СП:

i_др.сп= i_др.п3= 278,4 кДж/кг.

Рис.10 Схема потоков в ПНД П1 и сальниковом подогревателе СП

Записываем уравнение теплового баланса в долях расхода

[ α _п1·(i ₁– i _др.п1) + · ( – i _др.сп)] · η _п = α ^'_к · (i _п1– i _к.н)

α ^'_п1 = 0,0353;

Доля пара, поступающего в конденсатор, составит

α _к = α ^'_к – α ^'_п1 – = 0,6719 – 0,0353 – 0,004 = 0,6326;

Определение расходов пара, воды и тепла.

Определим приведенное теплопадение для всей турбины сумму произведений долей расхода пара на теплопадение отсеков турбины.

Разбиение ЦВД турбины на отсеки показано на рис. 11.

Рис.11 Схема утечек и отборов из ЦВД турбины

52. Первый отсек ЦВД (до отбора на П8):

α₁ = 1 – α _шт– α _упл1 = 1 – 0,003 – 0,015 = 0,982;

Δ h_{i 1} = i₀ – i₈ = 3406 – 3114 = 292 кДж/кг;
α₁ · Δ h_{i 1} = 0,982 · 292 = 286 кДж/кг.

53. Второй отсек ЦВД (до отбора на П7);

α₂ = α₁ – α _п8= 0,982 – 0,0785 = 0,9035;
Δ h_{i 2} = i₈ – i₇ = 3114 – 3016,5 = 97,5 кДж/кг;

α₂ · Δ h_{i 2} = 0,9035 · 97,5 = 88,2 кДж/кг.

Разбиение ЦСД на отсеки производим в соответствии с рис.12;

Рис.12 Схема утечек и отборов из ЦСД турбины

54. Первый отсек ЦСД (до отбора на П6):

α₃ = α₂ – α _упл2 – α _упл3 – α _п7= 0_,9035 – 0,008–0,006–0,076 – 0,8135;
Δ h_{i 3} = i^" _пп- i₆ = 3608 — 3408 = 200 кДж/кг;
α₄ · Δ h_{i 3} = 0,8135 · 200 = 162,7 кДж/кг

55. Второй отсек ЦСД (до отбора на деаэратор):

α₄ = α₃ – α _п6 – α _тп

Долю расхода пара на турбопривод питательного насоса определяем из баланса мощности

α _тп ·h_iТП · η_мтп = Δ i _пн

α₄ = 0,8135 – 0.044 – 0,097 = 0,6725.

Δ h_{i 4} = i₆ – i _д = 3408 – 3246 = 162 кДж/кг,
α₄ · Δ h_{i 4} = 0,6725 · 162 = 109 кДж/кг.

56. Третий отсек ЦСД (до отбора на П4);

α₅ = α₄ – α_д = 0,6725 – 0,023 = 0,6495.

Δ h_{i 4} = i _д – i₄ = 3246 – 3048 = 198 кДж/кг.
α₅ ·Δ h_{i 5}= 0,6495 · 198 = 128,5 кДж/кг

57. Четвертый отсек ЦСД (до отбора на ПЗ):

α₆ = α₅ – α_п4 = 0,6495 -0,0373 = 0,6122;
Δ h_{i 6} = i ₄ – i₃ = 3048 – 2895 = 153 кДж/кг

α₆ · Δ h_{i 6} = 0,6122 ·153 = 93,8 кДж/кг,

Разбиение ЦНД на отсеки производим в соответствии с рис.13

58. Первый отсек ЦНД (до отбора на 112). После турбопривода питательного насоса часть пара в количестве а'_пз = 0,0384 поступает в ПЗ, а остальной пар в количестве

0,097– 0,0384 = 0,0586

подается в ЦНД с энтальпией i _тп2 = 2978 кДж/кг.

Рис.13 Схема отборов из ЦНД турбины

Энтальпия пара на входе в ЦНД i _цнд определится как средне взвешенная из энтальпий двух потоков пара:

;
α₇ = α₆ + = 0,6122 +0,0586 = 0,6708;

кДж/кг;
α₇ · Δ h_{i 7} =0,6708 · 140 = 94 кДж/кг.

59. Второй отсек ЦНД (до отбора на П1):

α₈ = α₇ – α _п2 = 0,6708 – 0,0214 = 0,6494;

Δ h_{i 8} = i₂ – i ₁ = 2760 – 2618 = 142 кДж/кг;

α₈ · Δ h_{i 8} =0,6494 · 142= 92,3 кДж/кг.

60. Третий отсек ЦНД:

α_к = α₉ = α₈ – α_п1 = 0,6494–0,0353 = 0,6141;
Δ h_{i 9} = i ₁ – i _к = 2618 – 2400 = 217 кДж/кг;
α₉ · Δ h_{i 9} = 134 кДж/кг.

61. Суммарное приведенное теплопадение:

62. Расход пара на турбину:

Здесь ΔN_м.г - сумма потерь мощности, механических и в генераторе, определяется выражением:

Величину механического КПД турбогенераторной установки принимаем равной η_и= 0,995, а величину КПД электрогенератора η_г = 0,975 из рекомендуемого диапазона η_г = 0,97—0,98.

63. По известным долям расхода и расходу пара через турбину
определяем отдельные потоки, пара и воды:

D _п8 = α _п8 ·D = 0,0785 · 286 = 22,4 кг/с;
D _п7 = α _п7 ·D = 0,076 · 286 = 21,7 кг/с;
= ·D = 0,007 · 286 = 2,0 кг/с;
D _п6 = α _п6 · D = 0,044 · 286 = 12,6 кг/с;
D _п = α _п ·D = 0,023 · 286 = 6,58 кг/с;
D _кд = а _кд ·D = 0,777 · 286 = 222 кг/с;
D _п4 = α _п4 · D = 0,0373 · 286 = 10,66 кг/с;
D' _п3 = α' _п3 ·D = 0,0384 · 286 = 10,98 кг/с;
D' _п2 = α' _п2 ·D = 0,0294 · 286 = 8,42 кг/с;
D _п1 = α _п1 · D = 0,0353 · 286 = 10,1 кг/с;
D_к = α_к · D = 0,6326 · 286 = 181 кг/с;

D _пп = α _пп · D = (α₃ + α_{упл 3}) D= (0,8135-0,006) 286 = 202,5 кг/с;
D _тп = α _тп · D = 0,097 · 286 = 27,7 кг/с.

64. Мощность турбопривода питательного насоса:

N _п.т =D_тп · h_iтп · η _м.т.п= 27,7 · 432 · 0,98 = 11750 кВт = 11,75 МВт.

65. Расход тепла на турбоустановку составит:

Q _э = D · (i₀ – i _п8) + D_пп (i^" _пп + I^' _пп)= 286 (3406 – 1211) + 202,5 (3608–

– 3016,5) = 748 ·10³ кВт = 748 МВт.

66. КПД турбоустановки брутто по выработке электроэнергии

Дата добавления: 2015-07-15