Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1

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.

ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ГЛАВНОЙ ТУРБИНЕ И В ПРИВОДНОЙ ТУРБИНЕ ПИТАТЕЛЬНОГО НАСОСА В H,S – ДИАГРАММЕ

Расчет тепловых схем ТУ АЭС основан на уравнениях тепловых балансов, материальных балансов рабочего тела, а также на уравнениях для определения давлений потоков в узловых точках схемы.

При проектном расчете тепловой схемы на номинальной нагрузке потери давлений в ее элементах, а также в трубопроводах обвязки принимаются по приближенным значениям или по данным эксплуатации аналогичных ТУ.

Условный процесс расширения пара в турбине строится с использованием значений внутренних относительных КПД цилиндров турбины по состоянию перед их соплами. Основные характеристики турбин АЭС, в т.ч. и внутренние относительные КПД цилиндров по данным заводов–изготовителей приведены в [2].

Методика построения процесса расширения пара в турбине на номинальной нагрузке приведена в [1, 2, 4]. Для выбранной ТУ из [2, 3, 4] определяются значения внутренних относительных КПД для всех цилиндров основной турбины и турбопривода питательного насоса (ТПН) (hоi).

Построение процесса расширения пара в ЦВД.

Состояние пара перед стопорным клапаном турбины определяется параметрами Р0, t0, х0, которые обычно задаются либо определяются по прототипу.

Можно также в проектном расчете исходить из того, что известны термодинамические свойства пара на выходе из парогенератора (ПГ) и гидравлические сопротивления парового тракта от ПГ до СРК. Это сопротивление можно оценить величиной 4 – 6 % от давления в ПГ. Тогда давление перед СРК турбины определится как

Р0 = Рпг×(1 – DРпар) = (0,94…0,96)×Рпг

Р0 = 0,96×Рпг=0,96.6,27=6,019 МПа

По [5] можно определить значения

h0 = h’0×(1–x0) + h”0×x0,                            (4)

где h’0 и h”0 – энтальпия воды и сухого насыщенного пара на линии насыщения, соответственно.

х0 – степень сухости пара перед регулирующими органами турбины.

Один из способов расчета параметров в узловых точках на линии процесса расширения пара в турбине – использование программы МЭИ Water Steam Pro для расчета термодинамических параметров воды и водяного пара.

х0 =0.995

h0 = f (Р0,x0)          

h0 =2776.504 кДж/кг

Потери давления в паровпускных устройствах турбины (DРпу) в соответствии с рекомендациями [2, 3] принимают равными

DРпу = (0,03 ¸ 0,05)×Р0 ,                           (5)

где Р0 – давление перед регулирующими органами турбины;

Давление пара перед соплами первой ступени ЦВД (Р0¢), с учетом величины DРпу определится как

Р0¢ = (1 – DРпу)×Р0 (6)

Р0¢ = 0,95×Р0=0,95.6,019= 5,718 МПа

x’0=f(p’0,h0)=0.993

s0 = f(p’0,h0)=5,892 кДж/(кг.К)

Точка, характеризующая начало процесса расширения в ЦВД находится на пересечении изобары Р¢0 с линией энтальпии h0 (рис. 2).

Энтальпия в конце действительного процесса расширения в ЦВД при заданном разделительном давлении (давлении за последней ступенью ЦВД) определится как

hIII = h0 – (h0 – hТIII)×hoiЦВД,                      (7)

hТIII = f (РIII,s0)= 2503,5 кДж/кг

hoiЦВД=0,83

hIII = h0 – (h0 – hТIII)×hoiЦВД=2776,5-(2776,5-2503,5)×0,83=2549,9 кДж/кг

где hТIII – энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦВД (определяется по h,S-диаграмме при s¢0 = s0);

Когда разделительное давление не задано (в проектном расчете) его можно определить, исходя из расчетной температуры ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД системы регенерации (см. раздел 4).

(h0 – hТIII) – располагаемый или адиабатический теплоперепад в ЦВД.

Нрас=h0-hТIII=2776,5 – 2503,5=272,9 кДж/кг

Разность h0 – hIII называется действительным теплоперепадом ЦВД.

НД=Hрас.ηoiЦВД= h0 – hIII=2776,5 – 2503,5– 2549,9=226,6 кДж/кг

Точка на h,S – диаграмме, характеризующая конец действительного процесса расширения в ЦВД, находится на пересечении изобары РIII с линией энтальпии hIII (рис. 2). Эта же точка определяет влажность пара на выходе из ЦВД (на входе в сепаратор), хIII = хс.

хIII = хс= f (РIII, hIII)=0,880

В [3, 4] приведены усредненные значения hoi по цилиндрам в целом, без учета изменений этого КПД по отдельным ступеням (группам ступеней). Поэтому для получения условной линии действительного процесса расширения пара в цилиндре, достаточно соединить точки на h,S – диаграмме, характеризующие начало и конец этого процесса.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦВД при идеальном процессе расширения.

hIид=f(pI,s0)= 2621,7 кДж/кг

hIIид=f(pII,s0)= 2564,0 кДж/кг

hIIIид=f(pIII,s0)= 2503,5  кДж/кг

Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦВД в действительном процессе расширения пара в ЦВД (с учетом значения η =0,83)

hI=h0-(h0-hIид).ηoiЦВД= 2776,5-(2776,5-2621,7).0,83= 2648,0 кДж/кг

hII=h0-(h0-hIIид).ηoiЦВД= 2776,5-(2776,5-2564,0).0,83=2600,0 кДж/кг

hIII=h0-(h0-hIIIид).ηoiЦВД= 2776,5-(2776,5-2503,5).0,83=2549,9 кДж/кг

На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦВД.                

sI=f(pI,hI)= 5,945 кДж/(кг.K)

sII=f(pII,hII)= 5,967 кДж/(кг.K)

sIII(pIII,hIII)=          5,992 кДж/(кг.K)

tI=ts=f(pI)= 224,1 °С

tII=ts=f (pII)= 207,4 °С

tIII=ts=f (pIII)= 190,6 °С

xI=f(tI,hI)= 0,916 

xII=f(tII,hII)= 0,897        

xIII=f(tIII,hIII)= 0,880

Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Рис. 2. Построение процесса расширения пара в турбине и в приводной турбине питательного насоса в h,S–диаграмме

Построение процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара на входе в ЦНД определяются параметрами пара на выходе из СПП.

Потери давления до СПП (DРТ)

ΔpТ=0.02%

PТ=pIII.(1-ΔpТ)=1,273.(1-0,02)= 1,247 МПа

sТ= f(pТ,xIII)= 6,508 кДж/(кг.K)

hТ= f(pТ,xIII)=2781,1 кДж/кг

Потери давления в СПП (DРспп), согласно [3, 4] определяют по формуле

DРспп = 0,08×Рразд, (8)

Этот перепад равномерно распределяем между сепаратором и ступенями перегрева пара. Обозначив число ступеней в СПП (сепаратор, 1-я и 2-я ступени перегрева).

Состояние пара за сепаратором.

Рс = Рразд×(1– DРс) (9)

Δpc=0.02%

pс=pТ.(1-Δpc)= 1,247.(1-0,02)= 1,222 Мпа

tс=ts= f(pc)= 188,8°С

Конструкция сепарационных устройств современных СПП обеспечивает влажность пара на выходе из сепаратора не более 1 %, т.е. хсвых = 0,99.

По Рс и хсвых по h,S – диаграмме или с использованием соотношения (4) и [5] определяем энтальпию пара на выходе из сепаратора (hcвых).

sс= f(pc, хсвых)= 6,515 кДж/(кг.K)

hс= f(pc, хсвых)= 2784,4 кДж/кг

Состояние пара за первой ступенью пароперегревателя (ПП1) определяется давлением пара за первой ступенью (Рпп1), которое можно рассчитать с помощью (9), и температурой tПП1, которая определяется по заводским данным [3, 4]

Рпп1 » Рс×(1– DРпп1)

Δpпп1= 0.03%      

pпп1=pс.(1-Δpпп1)= 1,222.(1-0,03)= 1,186 МПа

Для определения температуры и энтальпии на выходе из ПП1, можно задаться величиной перегрева пара на выходе из ПП1. Она обычно колеблется в диапазоне 5… 10 °С. По найденной tпп1 определяем hпп1 и sпп1.

ts,пп1= f(pпп1)=187,4

tпп1=ts,пп1+10=197,4 °С

sпп1= f(pпп1, tпп1)= 6,584 кДж/(кг.K)

hпп1= f(pпп1, tпп1)= 2810,3 кДж/кг

Состояние пара за второй ступенью пароперегревателя (hПП2) определяется аналогично первой ступени.

Рпп2 » Рпп1×(1– DРспп/n),

tпп2= 250 °С

Δpпп2= 0.03%

pпп2=pпп1.(1-Δpпп2)= 1,186.(1-0,03)= 1,150 МПа

sпп2= f(pпп2, tпп2)= 6,853 кДж/(кг.K)

hпп2= f(pпп2, tпп2)= 2937,5 кДж/кг

tпп2 – определяется по заводским данным [3, 4]

Процесс расширения пара в части среднего давления строится аналогично ЦВД. Состояние пара перед соплами первой ступени ЦСД, принимая дросселирование в клапанах ЦСД в соответствии с (2), определится

Рцсд » (1 – DРпу)×Рпп2, hцсд = hпп2

Начальная точка процесса расширения пара в ЦСД находится на пересечении изобары РЦСД и линии энтальпии hЦСД. Конечная точка процесса расширения пара в ЦСД определяется давлением за последней ступенью ЦСД (Рцсдвых, см. [3, 4]).

p0ЦCД=pп2.(1-Δpпу)= 1,150.(1-0,02)= 1.127 МПа

t0ЦCД= 250 °С

h0=hпп2= 2937.5 кДж/кг

s0(p0,t0)= 6.864 кДж/(кг.K)

Построение процесса расширения пара в ЦНД.

В турбинах, где отсутствует ЦСД, состояние пара на входе в ЦНД определяется аналогично тому, как описано выше для ЦСД.

Для турбин, в которых присутствует ЦСД, состояние пара перед соплами первой ступени ЦНД (Рцнд, hцнд), принимая величину дросселирования в размере, рекомендуемом [3, 4], определится

Рцнд = (1 – DРпу)× Рцсдвых hцнд = hцсдвых

Начальная точка процесса расширения в ЦНД на h,S – диаграмме находится на пересечении изобары РЦНД и линии энтальпии hЦНД.

p0ЦНД=pвыхЦСД.(1-ΔpПУ)= 0,275.(1-0,05)= 0.261 МПа

h0=hV= 2708.1 кДж/кг

s0(p0,h0)= 7.011 кДж/(кг.K)

Параметры в конце действительного процесса расширения пара в ЦНД определятся давлением за последней ступенью Рк и hoiЦНД [3, 4].

Рк =0,0045 Мпа

hoiЦНД=0,82

hкид= f (pк, s0цнд)= 2125,6 кДж/кг

Энтальпия пара в конце действительного процесса расширения в ЦНД (hkд) определится из соотношения

hkд = hцнд – (hцнд – hкад)× hoiцнд,

где hкад – энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара в камерах отборов ЦСД и ЦНД определяются аналогично тому, как это описано для ЦВД.

hkд = h0цнд – (h0цнд – hкид)× hoiцнд =2708-(2708-2125,6) .0,82= 2230,5 кДж/кг

Состояние пара на входе в конденсатор главной турбины с учетом потерь с выходной скоростью в последней ступени ЦНД (Dhв.с.) определится

hк = hkд + Dhв.с.   (10)

по [4]: Dhв.с.= 24 кДж/кг

hк = hkд + Dhв.с.= 2254,5 кДж/кг

Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦНД при идеальном процессе расширения.

hIVид(pIV,s0)= 2811,9 кДж/кг

hVид(pV,s0)= 2657,7 кДж/кг

hVIид(pVI,s0)= 2550,2 кДж/кг

hVIIид(pVII,s0)= 2372,6 кДж/кг

Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦНД в действительном процессе расширения пара в ЦНД (с учетом значения η =0,82)

hIV=h0-(h0-hIVид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2811,9).0,82=2834,5кДж/кг

hV=h0-(h0-hVид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2657,7).0,82=2708,0 кДж/кг

hVI=h0-(h0-hVIид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2550,2).0,82=2578,6 кДж/кг

hVII=h0-(h0-hVIIид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2372,6).0,82=2433,0 кДж/кг

hкд=h0-(h0-hkид).ηoiЦНД=2937,6-(2937,6-2125,6).0,82=2230,5 кДж/кг

На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦНД.

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 (DРПП) рекомендуется принимать из расчета

DРпп = (0,04¸0,09)Рпп2,                         (11)

Тогда давление перед соплами первой ступени приводной турбины (Ртп) определится на основании соотношения (5) и (11).

Окончательно

Ртп = Рпп2×(1 – DРпп – DРпу)                    (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 hoiтп и потерями с выходной скоростью в приводной турбине hв.с.ТП, аналогично тому, как это определялось в ЦНД главной турбины.

DРпп = 0.09 %

DРпу =0.02 %

Ртп = Рпп2×(1 – DРпп – DРпу)= 1,024  МПа

hв.с.ТП =14 кДж/кг

hтпид=f(pтп, sпп2)= 2077,1 кДж/кг

hoiтп=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 (hпт ). Расчет путевых потерь теплоты можно выполнить по формуле [1]

hпот i = 1 – 0,001×i,                                                                                    (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:

	hпот 7 = 0,993 hпот 6 = 0,994 hпот 5 = 0,995
			hпот 4 = 0,996 hпот 3 = 0,997 hпот 2 = 0,998 hпот 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.

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

DРпн=Р0+DРпар+DРпг+DРпит+DРркп+DРпвд+DРгеод–Рд,(17)

здесь DРпн – напор, создаваемый питательным насосом, МПа;

Р0 – давление пара перед СРК турбины, МПа;

DРпар – гидравлическое сопротивление паропроводов,

DРпар = Р0×(0,03¸0,05);

DРпг – гидравлическое сопротивление парогенератора по стороне рабочего тела. В качестве приблизительной оценки DРПГ для расчета напора питательного насоса можно принять его равным 0,07¸0,09 МПа [3];

Страницы: 1, 2, 3