Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АрхитектураБиологияГеографияДругоеИностранные языки
ИнформатикаИсторияКультураЛитератураМатематика
МедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогика
ПолитикаПравоПрограммированиеПсихологияРелигия
СоциологияСпортСтроительствоФизикаФилософия
ФинансыХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника

Пример расчета тепловой схемы



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

 

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




<== предыдущая лекция | следующая лекция ==>
Срезка растительного грунта бульдозером ДЗ-25 на 0,1м | Расчеты с поставщиками и подрядчиками

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.173 сек.)