2.5 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 из П8 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_тп2 = 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·⁽i₂– 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 – 0,0085α^'_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 + 0,0085α_п2 – α_п2 – 0,008; α^'_к = 0,6931 – 0,9915α_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. Для подогревателя 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:

_{iдр.сп = iдр.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·⁽i₁– 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;

Δh_i1 = i₀ – i₈ = 3406 – 3114 = 292 кДж/кг; α₁ · Δh_i1 = 0,982 · 292 = 286 кДж/кг.

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

α₂ = α₁ – α _п8 = 0,982 – 0,0785 = 0,9035; Δh_i2 = i₈ – i₇ = 3114 – 3016,5 = 97,5 кДж/кг;

α₂ · Δh_i2 = 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; Δh_i3 = i^"_пп - i₆ = 3608 — 3408 = 200 кДж/кг; α₄ · Δh_i3 = 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 = Δi_пн

α₄ = 0,8135 – 0.044 – 0,097 = 0,6725.

Δh_i4 = i₆ – i_д = 3408 – 3246 = 162 кДж/кг, α₄ · Δh_i4 = 0,6725· 162 = 109 кДж/кг.

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

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

Δh_i4 = i_д – i₄ = 3246 – 3048 = 198 кДж/кг. α₅ ·Δh_i5 = 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; Δh_i6 = i₄– i₃ = 3048 – 2895 = 153 кДж/кг

α₆· Δh_i6 = 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 · Δh_i7 =0,6708 · 140 = 94 кДж/кг.

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

α₈ = α₇ – α_п2 = 0,6708 – 0,0214 = 0,6494;

Δh_i8 = i₂ – i₁ = 2760 – 2618 = 142 кДж/кг;

α₈· Δh_i8 =0,6494· 142= 92,3 кДж/кг.

60. Третий отсек ЦНД:

α_к=α₉=α₈ – α_п1 =0,6494–0,0353 = 0,6141; Δh_i9 = i₁ – i_к = 2618 – 2400 = 217 кДж/кг; α₉ · Δh_i9 = 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