150775 (621409), страница 4
Текст из файла (страница 4)
sIV(pIV,hIV)= 6,913 кДж/(кг.K)
sV(pV,hV)= 6,989 кДж/(кг.K)
sVI(pVI,hVI)= 7,088 кДж/(кг.K)
sVII(pVII,hVII)= 7,187 кДж/(кг.K)
skд(pk,hkд)= 7,356 кДж/(кг.K)
tIV(pIV,hIV)= 193,4 °С
tV(pV)= 130,5 °С
tVI(pVI)= 100,4 °С
tVII(pVII)= 70,2 °С
tk(pk)= 31,0 °С
xIV(tIV,hIV)= перегретый пар
xV(tV,hV)= 0,994
xVI(tVI,hVI)= 0,956
xVII(tVII,hVII)= 0,917
xкд(tk, hkд)= 0,865
hk= hkд +ΔhвсЦНД=2254,5 кДж/кг
xk(рk,hk)= 0,875
Построение процесса в приводной турбине питательного насоса.
Состояние пара перед соплами первой ступени приводной турбины определяется гидравлическими сопротивлениями участка паропровода от СПП до приводной турбины и паровпускных устройств.
В соответствии с [3, 4] гидравлическое сопротивление паропроводов (РПП) рекомендуется принимать из расчета
Рпп = (0,040,09)Рпп2, (11)
Тогда давление перед соплами первой ступени приводной турбины (Ртп) определится на основании соотношения (5) и (11).
Окончательно
Ртп = Рпп2(1 – Рпп – Рпу) (12)
Начальная точка процесса расширения пара в приводной турбине на h,S – диаграмме находится на пересечении изобары РТП с линией энтальпии hпп2.
Энтальпия в конце действительного процесса расширения пара в турбине привода питательного насоса и энтальпия пара на входе в конденсатор приводной турбины определяется значением давления за последней ступенью Рктп, усредненным КПД приводной турбины oiтп и потерями с выходной скоростью в приводной турбине hв.с.ТП, аналогично тому, как это определялось в ЦНД главной турбины.
Рпп = 0.09 %
Рпу =0.02 %
Ртп = Рпп2(1 – Рпп – Рпу)= 1,024 МПа
hв.с.ТП =14 кДж/кг
hтпид=f(pтп, sпп2)= 2077,1 кДж/кг
oiтп=0,79
xтп=f(pтп, sпп2)= 0,804
hтп=hпп2-(hпп2-hтпид).ηoiТП= 2257,8 кДж/кг
hk=hтп+hв.с.ТП=2271,8 кДж/кг
по [3] мощность приводной турбины питательного насоса
Wтп= 11600 кВт
Определяется расход парп в турбине по формуле
Dтп=Wтп/(hтп-hктп)= 17,1 кг/с
На основании полученных параметров пара на входе и выходе цилиндров главной турбины, турбины привода питательного насоса строится процесс расширения пара в h,S – диаграмме (рис.2.).
Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий пар следующего за ним подогревателя высокого давления.
Температура конденсата греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата, равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.
Энтальпия греющего пара в регенеративных, сетевых подогревателях и деаэраторе, с учетом путевых потерь теплоты в окружающую среду, должна быть уменьшена по сравнению с энтальпией в камере отбора путем умножения на соответствующий коэффициент потерь теплоты (пт ). Расчет путевых потерь теплоты можно выполнить по формуле [1]
пот i = 1 – 0,001i, (16)
здесь i имеет то же значение, что и в (1).
Т.о. коэффициенты тепловых потерь при транспорте греющего пара от Т к различным регенеративным подогревателям будут иметь значения:
пот 7 = 0,993
пот 6 = 0,994
пот 5 = 0,995
пот 4 = 0,996
пот 3 = 0,997
пот 2 = 0,998
пот 1 = 0,999
Полученные результаты приведены в таблице 2. Значения расходов определяются в 5 части.
Таблица 2.
Таблица расчета параметров пара в камерах отбора турбины гереющего пара.
p | t | h | s | x | D | |
МПа | °С | кДж/кг | кДж/(кг К) | кг/c | ||
отб I | 2,506 | 224 | 2648,05 | 5,945 | 0,916 | 61,6 |
отб II | 1,810 | 207 | 2600,10 | 5,968 | 0,897 | 62,7 |
отб III | 1,273 | 191 | 2549,94 | 5,992 | 0,881 | 63,7 |
отб IV | 0,628 | 193 | 2834,51 | 6,913 | _ | 84,8 |
отб V | 0,275 | 131 | 2708,07 | 6,989 | 0,994 | 65,6 |
отб VI | 0,103 | 100 | 2578,62 | 7,088 | 0,957 | 70,9 |
отб VII | 0,031 | 70 | 2433,00 | 7,188 | 0,917 | 59,7 |
гр. пар П1 | 0,029 | 68 | 2415,97 | 7,178 | 0,912 | 59,7 |
гр. пар П2 | 0,094 | 98 | 2418,41 | 6,694 | 0,888 | 70,9 |
гр. пар П3 | 0,254 | 128 | 2694,53 | 6,990 | 0,990 | 65,6 |
гр. пар П4 | 0,587 | 158 | 2823,17 | 6,919 | _ | 84,8 |
гр. пар П5 | 1,201 | 188 | 2542,29 | 5,998 | 0,878 | 63,7 |
гр. пар П6 | 1,724 | 205 | 2594,90 | 5,975 | 0,896 | 62,7 |
гр. пар П7 | 2,409 | 222 | 2645,40 | 5,954 | 0,916 | 61,6 |
Нагреваемая среда (основной конденсат и питательная вода) движутся по системе регенерации под напором, создаваемым конденсатными и питательными насосами. Напор, создаваемый питательным насосом, можно определить по формуле
Рпн=Р0+Рпар+Рпг+Рпит+Рркп+Рпвд+Ргеод–Рд,(17)
здесь Рпн – напор, создаваемый питательным насосом, МПа;
Р0 – давление пара перед СРК турбины, МПа;
Рпар – гидравлическое сопротивление паропроводов,
Рпар = Р0(0,030,05);
Рпг – гидравлическое сопротивление парогенератора по стороне рабочего тела. В качестве приблизительной оценки РПГ для расчета напора питательного насоса можно принять его равным 0,070,09 МПа 3;
Рпит – гидравлическое сопротивление трубопроводов питательной воды от последнего ПВД до ПГ. Рпит = 0,20,3 МПа [1, 3];
Рркп – сопротивление регулирующего клапана питания, Рркп 1 МПа 3;
Рпвд – падение давления в системе ПВД. В расчетах тепловых схем можно использовать заводские данные о сопротивлениях ПВД, а также использовать приблизительную оценку этой величины,
Рпвд 0,25nпвд, МПа;
Ргеод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки парогенератора и деаэратора; Ргеод 0,01Н, МПа ([Н] – м.вод.ст.)
Рд – давление в деаэраторе, МПа.
Напор конденсатного насоса при одноподъемной схеме установки насосов в тракте основного конденсата определяется формулой
Рк.н = Рд + Рпнд + Род + Рэ + Ро.г +
+ Рбоу + Рконд + Ррку + Ргеод, (18)
где Рд – давление в деаэраторе, МПа;
Рпнд – гидравлическое сопротивление всех ПНД. Можно оценить по данным заводов-изготовителей, либо из соотношения Рпнд 0,15nпнд, МПа;
Род – падение давления в вынесенных охладителях дренажей. В расчетах тепловых схем можно примерно оценить по формуле Род 0,05nод, МПа;
Рэ – падение давления на охладителях эжекторов (основного и уплотнения).
Рэ (0,050,07)nэ, МПа;
Ро.г – падение давления в охладителе генератора, Ро.г 0,10,2 МПа;
Рбоу – гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. Рбоу 0,30,5 МПа;
Рконд – гидравлическое сопротивление соединительных трубопроводов тракта основного конденсата. Рконд 0,10,2 МПа;
Ррку – падение давления на регулирующем клапане уровня в конденсаторе,
0,20,4 МПа;
Ргеод – геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки деаэратора и конденсатного насоса, МПа. Ргеод 0,01Н, МПа ([Н] – м.вод.ст.)
Если предусмотрена установка конденсатных насосов первого и второго подъемов, то для каждого из них составляются свои расчетные уравнения для определения потребного напора. Исходным для расчета напора насоса первого подъема является необходимое давление на всасе насоса второго подъема. Давления в узловых точках тракта основного конденсата определяются по напору конденсатного насоса с учетом гидравлических сопротивлений по водяной стороне ПНД.
Напор дренажных насосов рассчитывают по разности давлений между точками перекачки дренажа с учетом гидравлических сопротивлений трубопроводов.
Рдн = Рсм + Ртр + Рркр – Рп i, (19)
где Рсм – давление в камере смешения дренажа с основным конденсатом, МПа;
Ртр – гидравлическое сопротивление конденсатопроводов, 0,05 МПа;
Рркр – гидравлическое сопротивление регулирующего клапана расхода;
Рп i – давление греющего пара в i-ом ПНД, из которого осуществляется слив дренажа, МПа.
Полученные по (19) значения напоров дренажных насосов необходимы для определения повышения энтальпии конденсата в дренажном насосе. Повышение энтальпии воды в насосах (в кДж/кг) определяется по формуле
hнас = Рнасvнас103 / нас, (20)
где Рнас – напор насоса в МПа;