Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6 (стр. 3 из 4)

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.

Конденсация греющего пара в эжекторе происходит при давлении, близком к атмосферному, поэтому его энтальпия может быть принята
q'_э = 419,7 кДж/кг.

Расход пара в эжектор зависит от мощности ПТУ. G_э = 0,02…0,4 кг/с.

2.3. Уравнения теплового баланса подогревателей, уравнения баланса мощностей и расходов пара и воды.

В регенеративных подогревателях паротурбинной установки, как и в других теплообменниках, тепло Q, отдаваемое потоками греющего теплоносителя, расходуется на нагрев подогреваемого теплоносителя Q' и на потерю тепла в окружающую среду ΔQ. Уравнение теплового баланса подогревателя устанавливает равенство между количествами подведённого и отведённого тепла:

Q=Q'+ΔQ

или

Q=Q'/η ,

где η – КПД подогревателя.

Значения ΔQ и η определяются по опытным данным для соответствующего типа подогревателя. Их величина зависит от температуры теплоносителей в подогревателе, от качества изоляции корпуса подогревателя. Для предварительных расчетов тепловых схем ПТУ рекомендуются следующие значения КПД:

ПНД — η = 0,99…0,995; ПВД — η = 0,97…0,98; деаэраторы — η = 0,94…0,95.

В соответствии с тепловой схемой (рис.1) уравнения балансов будут иметь следующий вид.

Уравнения теплового баланса:

1. для эжектора Э:

(16);

2. для ПНД П1:

(17);

3. для ПНД Д (П2):

(18);

4. для ПВД П3:

(19);

5. для ПВД П4:

(20);

Уравнение баланса расходов:

(21);

Уравнение мощностей:

(22)

где G_к – расход пара в конденсатор; G_э – в эжектор; G₁, G₂, G₃ и G₄ в подогреватели П1, П2, П3 и П4.

Семь уравнений балансов составляют замкнутую систему, так как определяют связь между семью неизвестными: G_к, G_э, G₁, G₂, G₃ и G₄, а также внутренней мощностью турбины N_i. Остальные величины в этой системе уравнений можно выбрать на основании вышеуказанных рекомендаций и записать в уравнения в численном виде.

Вначале в первом приближении задаем расход по выражению:

G_к = К_к G_0к = (1/K)×G_0к =9,3/1,1 = 8,45 кг/с.

Решаем данную систему уравнений методом последовательных приближений. Результаты расчётов заносим в таблицу 1.

Итак, G_э=0,05 кг/с, G₁=0,53 кг/с, G₂=0,53 кг/с, G₃=0,42 кг/с,
G₄=0,43 кг/с.

N_ik= G_k×H_i = 8,45×990,53 = 12005,22 кВт;

N_i1= G₁×H_i1 = 0,53×776 = 411,26 кВт;

N_i2= G₂×H_i2 = 0,53×615 = 325,95 кВт;

N_i3= G₃×H_i3 = 0,42×467 = 196,14 кВт;

N_i4= G₄×H_i4 = 0,43×357 = 153,51 кВт;

N_i'=N_ik+N_i1+N_i2+N_i3+N_i4 = 8519,8+411,28+325,95+196,14+153,51 =
= 9606,68 кВт.

Расчётная внутренняя мощность равна N_i'= 9606,68 кВт.

Сравним её с принятой в начале расчёта по выражению (4).

Для предварительного расчёта расхождение не более ±3% допустимо.

Окончательные результаты расчета приведены в табл. 1.

Таблица 1

1	Наименование величины		Размер-ности	К	Э	П1	П2(Д)		П3		П4
2	Давление пара в камере отбора турбины		Мпа	0,006	—	0,036	0,117		0,28		0,52
3	Давление пара в теплообменнике		Мпа	0,00426	0,1	0,034	0,1		0,26		0,49
4	Подогреваемый теплоноситель	Энтальпия при выходе из теплообменника	кДж/кг	121,42	138,62	279,16	419,7		516,45		613,2
5		Энтальпия при входе в теплообменник	кДж/кг	—	121,42		279,16	302,46	419,7		516,45
6		Повышение энтальпии в теплообменнике	кДж/кг	—	17,2	140,54			96,75		96,75
7		Расход подогреваемого теплоносителя	кг/с	—	8,45	8,45			10,04		10,04
8		Сообщенное тепло	кДж/кг	—	145,34	1187,56	1255,56		994,59		994,59
9		Поправка на потерю тепла	кДж/кг	—	1,005	1,005	1,053		1,02		1,02
10		Сообщенное тепло с учетом поправки	кДж/кг	—	146,07	1193,5	1322,11		1014,48		1014,48
11	Греющий теплоноситель	Энтальпия при входе в теплообменник	кДж/кг	––	3337	2561	2722	539,75	2870	636,5	2980
12		Энтальпия при выходе из теплообменника	кДж/кг	—	419,7	302,46	419,7		539,75		636,5
13		Понижение энтальпии в теплообменнике	кДж/кг	—	2917,3	2258,54	2302,3	120,05	2330,25	96,75	2343,25
14		Отдаваемое тепло	кДж/кг	—	146,07	1193,5	1322,11		1014,48		1014,48
15		Расход греющего теплоносителя	кг/с	8,45	0,05	0,53	0,53		0,42		0,43
16	Использованный перепад энтальпий в турбине		кДж/кг	1008,26	—	776					357
17	Внутренняя мощность		кВт	8519,8	—	411,28	325,95		196,14		153,51

3. Экономические показатели работы ПТУ и определение экономического эффекта от применения регенерации