Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6 (стр. 2 из 4)
Построим одним из способов приближённый процесс расширения пара в турбине в i-s – диаграмме (рис.2).
рис. 2 Приближённый тепловой процесс в i,S - диаграмме
Точка О определяет начальное состояние пара перед стопорным клапаном и находится по заданным Р0 и Т0. Энтальпия в точке О будет
i0 = 3337 кДж/кг. Потерю давления в органах парораспределения турбины можно вычислить с использованием опытных характеристик. Обычно при полном открытии клапанов величина потерь в органах парораспределения составляет приблизительно 5% от начального давления. Поэтому при отсутствии опытных данных гидравлического сопротивления стопорного и регулирующего клапанов давление перед соплами первой ступени можно определить по соотношению:
Р′0 = 0,95×Р0 = 0,95×3,6 МПа = 3,42 МПа. (1)
Предполагая, что падение давления происходит при постоянной энтальпии, находим по изобаре Р′0 = const точку O’ (см. рис.2).
Давление пара за последней ступенью турбины определяется с учётом потерь давления в выходном патрубке, которые можно найти по эмпириче-ской формуле:
(2)
где λ – опытный коэффициент;
С – средняя скорость пара в выходном патрубке;
Рк – давление в конденсаторе.
Коэффициент λ зависит от аэродинамического совершенства конструкции выходного патрубка турбины и находится в пределах от 0,05 до 0,1. Средняя скорость С обычно принимается для конденсационных турбин равной 80-120 м/с.
Тогда, приняв рекомендуемые значения величин, найдём потерю давле-ния в выходном патрубке турбины по формуле (2):
.Давление пара за рабочим колесом последней ступени турбины будет:
Р′к =Рк + ΔРк = 4+0,26=4,26 кПа. (3)
Проведём в тепловой диаграмме по изоэнтропе прямую линию из точки О до пересечения с изобарой Рк = const в точке Кt (iкt = 2107 кДж/кг). Отрезок прямой ОК равен изоэнтропийному располагаемому перепаду энтальпий в турбине:
Н′0 = i0 – iкt = 3337 – 2107=1230 кДж/кг. (4)
Величину использованного в турбине перепада энтальпий можно определить по выражению:
(5)Предварительно оценим относительный внутренний КПД. На основании испытаний ηoi можно принимать в пределах 0,78…0,88 с последующим уточнением принятого значения. В первом приближении КПД следует брать тем выше, чем больше мощность турбины. Для рассматриваемой турбины средней мощности принимаем ηoi = 0,85. Тогда использованный перепад энтальпий в турбине находим по выражению (5):
Нi = 120×0,85 = 1045,5 кДж/кг.
Энтальпия пара в конце процесса расширения в точке К (см. рис.2) на изобаре Рк будет:
iк = i0 – Нi = 3337–1045,5 = 2291,5 кДж/кг. (6)
Найдём расчётную мощность турбины, принимаемую равной:
Nэ = (0,8…0,9)×Nном. (7)
Nэ = 0,88×Nном = 0,88 11000=9680 кВт
Внутренняя мощность турбины связана с мощностью на клеммах элек-трического генератора соотношением:
Ni = Nэ/ηм ηэг (8)
где ηм – механический КПД агрегата;
ηэг – КПД электрического генератора. Его выбираем по рис. 5 «КПД электрических генераторов» [2].
Принимаем ηм = 0,993, ηэг = 0,968.
Для рассчитываемой турбины, по формуле (8), имеем:
Ni = Nэ/ηм ηэг =9350/0,993 0,968 = 9727,18 кВт.
Определим расход пара турбиной при отсутствии регенеративных отборов, т.е. при чисто конденсационном режиме работы турбины:
Gок = Ni/Hi = 9727,18/1045,5 = 9,3 кг/с. (9)
Расход пара с учётом отборов на РППВ можно ориентировочно вычислить по соотношению:
G0=К×G0K, (10)
где К – коэффициент, учитывающий увеличение расхода пара через часть высокого давления турбины вследствие неполного использования в турбине энергии потоков пара, идущих в отбор. В предварительных расчетах К может быть принят равным 1,1…1,3 .
Принимаем К = 1,1, используя выражение (10), получим:
G0 = К×G0K = 1,1 9,3 = 10,23 кг/с.
Уточним теперь принятое значение относительного внутреннего КПД турбины, считая, что он в основном зависит от объёмного пропуска пара. В свою очередь объёмный расход пара определяет проходные сечения сопел, так что последняя величина является критерием для оценки КПД турбины. Площадь проходного сечения эквивалентного критического сопла можно рассчитать по формуле:
, (11)где G0 – расход пара, кг/с;
μ – коэффициент расхода (μ = 0,97);
Р0 – начальное давление пара, Па;
V0 – начальный удельный объём пара, м3/кг.
Зависимость ηoi от F показана на рис. 6 [2]. Уточняем принятое ранее значение КПД — η′oi = 0,81. Новая величина η′oi далее умножается на поправочный коэффициент К1 , который выбираем по рис.7 [2] . К1 зависит от начального давления и разности температур перегрева и насыщения:
.
Тогда использованный перепад энтальпий в турбине:
Hi = H0 η′oi К1 =1230 0,81 1,012 =1008,26 кДж/кг. (12)
Энтальпия пара в конце расширения:
iк = i0 – Hi =3337 – 1008,26 =2328,74 кДж/кг. (13)
По этому значению энтальпии iк на изобаре pк’ = const уточняем положение точки K (рис.2). Для построения приближенного теплового процесса в турбине соединим точки O’ и K прямой линией и отрезок O’K разделим на четыре приблизительно равные части O’a ab bc cК. Через точки a и с проведем изобары и на них найдем точки a’ и с’, от точки a отложив вверх
и от точки с вниз. Через точки O', a', b', c', K проводим плавную линию, изображающую приближенный процесс расширения пара с учетом потерь энергии (рис. 2). В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от qк в конденсаторе до qпв перед парогенератором распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева по ступеням, и выбираются параметры греющего пара в подогревателя и отборах турбины.
По табл. VI «Вода и перегретый водяной пар» [1] найдём энтальпию питательной воды qпв = 613,2 кДж/кг по заданной температуре Тпв = 418 К и принятому давлению перед парогенератором Роn = К2×Ро = 1,35×3,6 =
= 4,86 МПа (где К2 – коэффициент, учитывающий потери давления на участке от питательного насоса до стопорного клапана турбины, 
- для барабанных парогенераторов).
Энтальпия конденсата в выходном патрубке конденсатора находится по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]: qк = 121,42 кДж/кг по давлению Рк = 4 кПа.
Энтальпия питательной воды на выходе из бака деаэратора qд определяется как энтальпия кипящей жидкости при соответствующем давлении в принятом типе деаэратора также по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)». В рассматриваемой тепловой схеме используется деаэратор атмосферного типа, поэтому при Р2 = 0,1 МПа энтальпия qд = 419,7 кДж/кг.
Определим подогрев питательной воды в каждом подогревателе высокого давления:
Δqвд = Δq3 = Δq4 = (qпв-qд)/2 = (613,2 – 419,7)/2 = 96,75 кДж/кг. (14)
Подогрев конденсата в каждом подогревателе низкого давления определим по выражению:
Δqнд = Δq1 = Δq2 = (qд-qк-Δqэ)/2 = (419,7 -121,42 -17,2)/2 =140,54 кДж/кг, (15)
где Δqэ = 20 кДж/кг принято в первом приближении.
Энтальпия нагреваемого основного конденсата за подогревателями низкого давления и питательной воды за подогревателями высокого давления будут соответственно равны:
qэ = qк + Δqэ = 121,42 + 17,2= 138,62 кДж/кг;
q1 = qэ + Δq1 = 138,62 + 140,54 = 279,16 кДж/кг;
q2 = q1 + Δq2 = 279,16 + 140,54 = 419,7 кДж/кг;
q3 = q2 + Δq3 = 419,7 + 96,75 = 516,45 кДж/кг;
qпв = q4 = q3 + Δq4 = 516,45 + 96,75 = 613,2 кДж/кг.
Определим энтальпии конденсата греющего пара с учётом термического сопротивления поверхностей нагрева подогревателей Δqтс, которое примем Δqтс = 23,3 кДж/кг:
в подогревателе П1: q1' = q1 + Δqтс = 279,16 + 23,3 = 302,46 кДж/кг;
в деаэраторе П2: qд' = qд = 419,7 кДж/кг;
в подогревателе П3: q3'= q3 + Δqтс = 516,45 + 23,3 = 539,75 кДж/кг;
в подогревателе П4: q4' = q4 + Δqтс = 613,2 + 23,3 = 636,5 кДж/кг.
Этим энтальпиям соответствуют давления пара в подогревателях, значение которого определяется по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]:
в подогревателе П1: Р1' = 0,034 МПа;
в деаэраторе Д (П2): Р2' = 0,1 МПа;
в подогревателе П3: Р3' = 0,26 МПа;