Тепловой расчет турбины Т-120-12,8

Страницы работы

Содержание работы


8.4.1. Тепловой расчет турбины Т-120-12,8

Исходные данные для расчета:

номинальная электрическая мощность турбины

NЭН

120

МВт

частота вращения генератора

n

50

1/с

теплофикационный отбор пара*

GТ1

75

т/ч

теплофикационный отбор пара*

GТ2

220

т/ч

давление пара теплофикационного отбора*

РТ1

0,12-0,25

МПа

давление пара теплофикационного отбора*

РТ2

0,05-0,12

МПа

давление пара в конденсаторе турбины

РК

0,012

МПа

среднегодовая температура охлаждающей воды

tохл

20

0С

тип топлива и его удельная теплота сгорания

QНР

25,97

МДж/кг

* т.к. расчет ведется на конденсационном режиме то теплофикационные отборы учитываться не будут

8.4.1.1. Выбор начальных параметров пара для ПТУ

Р0 ³ 120/10 = 12 Мпа

примем для расчетов пар со сверхвысокими начальными параметрами: 

Р0 = 12,8 МПа; Т0 = 555 0С;  h0 =3,4828 МДж/кг;

u0 = 0,0270 м3/кг;

DР = ± 0,49 МПа;  DТ0 = +5...-10 0С;  

8.4.1.1.2. Расход пара ПТУ и выбор котла

Для условий Новокемеровской ТЭЦ принимаем подачу пара в турбину из общего коллектора пара, котлов ТП – 87 (Е – 420 – 140 – Ж) с параметрами:

Р = 13,8 МПа; Т = 560 0С; tпв = 230 0С

8.4.1.2. Регенеративный подогрев питательной воды

8.4.1.2.1. Температура питательной воды

Z = 6 по тепловой схеме турбины

tПВ = 230 0С по паспорту котла

8.4.1.2.2. Расчетный коэффициент насыщенности пара

КПВ = (tПВ – tК1)/(t01 – tК1)

КПВ = (230 - 50)/(330,8 - 50) = 0,641

8.4.1.2.3. Энтальпия питательной воды

hПВ = СР×tПВ МДж/кг;

где  СР - массовая теплоемкость питательной воды, МДж/(кг×градус).

hПВ = 4,317×230 = 0,9926 МДж/кг;

Повышение энтальпии воды в насосе

Dhн = Рн×uн/hн МДж/кг;

где  Рн – повышение давления жидкости в насосе, МПа;

uн – удельный объем перекачиваемой жидкости, м3/кг;

hн – КПД насоса

Dhн = 15,5×0,0012/0,75 = 0,0248 МДж/кг;

8.4.1.3. Оценка экономичности расхода пара ПТУ без промежуточного перегрева пара

Абсолютный КПД идеального цикла

ht = 1 - ТК1(S0 - Sк1)/[1000(h0 - hк1)]

где  ТК1 –  температура питательной воды в конденсаторе, 0К;

S0 и h0 – энтропия и энтальпия пара на выходе из котла при начальной температуре Т0 и давлении Р0, соответственно, кДж/(кг К) и МДж/кг;

Sк1  и  hк1 – энтропия и энтальпия дренажной воды в конденсаторе при давлении РК, соответственно, кДж/(кг К) и МДж/кг.

ht = 1- 323(6,6228 - 0,6963)/[1000(3,4828 - 0,2069)] = 0,416

Абсолютный КПД идеального цикла при бесконечном числе отборов для перегрева питательной воды

h¥ = 1 - TК(S0 - SПВ )/[1000(h0 - hПВ)]

где  SПВ – энтропия питательной воды при РПВ и tПВ, кДж/(кг К).

h¥ = 1 - 323(6,6228 - 2,5904 )/[1000(3,4828 - 0,9926)] = 0,477

Теоретически возможное повышение экономичности расхода пара при бесконечном числе отборов для перегрева питательной воды

xр¥ = (h¥ - ht)/h¥

xр¥ = (0,477 - 0,416)/0,477 = 0,128

Абсолютный внутренний КПД ПТУ без перегрева питательной воды

hi = hoi(h0 –hкt)/(h0 –hк1)

hкt – энтальпия пара на выходе из последней ступени идеальной турбины при изоэнтропийном расширении, МДж/кг;

hi = 0,88(3,4828 - 2,1143)/(3,4828 - 0,2069) = 0,367

Относительный внутренний КПД ПТУ при конечном числе отборов (Z) для перегрева питательной воды

h = hi (1 + xр)

где  xр – относительное, теоретически возможное повышение КПД ПТУ при конечном числе отборов на перегрев питательной воды.

h = 0,367 (1 + 0,109) = 0,407

Относительное, теоретически возможное повышение КПД ПТУ при конечном числе отборов на перегрев питательной воды

xр = xр¥(xр/xр¥)max

xр = 0,128(0,85) = 0,109

8.4.1.4. Приведенный располагаемый теплоперепад турбины

НiТ = h[(h0 - hПВ)] МДж/кг;

НiТ = 0,407(3,4828 - 0,9926) = 1,0135 МДж/кг;

8.4.1.5. Расход пара

8.4.1.5.1. Через турбину

G = 3,6 NЭн/(НiТ×hм×hэг) т/ч;

hЭГ = 0,982 принимаем по паспорту для генератора ТВФ – 110 – 2УЕЗ при мощности на клеммах генератора 120 МВт.

hм = 0,9964 принимаем по паспорту турбины.

G = 3,6.120/(1,0135×0,9964×0,982) = 435,5 т/ч = 121 кг/с;

8.4.1.5.2. Через конденсатор турбины

Gк = NЭн(1 - h)/[(hкt – hк1) hм×hэг h)] ,кг/с

Gк = 120(1 - 0,407)/[( 2,1143 - 0,2069) 0,9964×0,982×0,407)] = 93,68 кг/с

8.4.1.6. Выбор структурной схемы турбины

8.4.1.6.1. Кольцевая площадь последней ступени

q = d2/l2;

где  l2 – высота рабочей лопатки последней ступени;

d2 – средний диаметр последней ступени;

Значения d2 и l2 принимаем из паспорта турбины.

d2 = 2,205 м; l2 = 0,755 м;

q = 2,205/0,755 = 2,92;

d2 = (Wq/p)1/2;

W = d22/(q/p);

W = 2,2052/(2,92/3,14) = 5,23 м2;

          8.4.1.6.3. Потери энергии с выходной скоростью ЦНД

hВС = (1+ 0.1/(q-1) (GК uК/W)2/2 106, МДж/кг;

hВС = [1 + 0.1/(2,92 - 1)] (93,68×10/5,23)2/2×106 = 0,0168 МДж/кг;

8.4.1.6.4. Число выхлопов в конденсатор ПТУ

Zвых = Gк×uкt/(Cкt×W)

Cкt – абсолютная скорость пара на выходе из рабочей решетки последней ступени турбины, м/с;

Zвых = 93,68×10/(200×5,23) = 1

8.4.1.6.5. Скорость пара на выходе

Cкt = Gк×uкt/(Zвых×W), м/с;

Cкt = 93,68×10/(1×5,23) = 179,12 ,   м/с

          8.4.1.6.6. Структурная схема турбины

Похожие материалы

Информация о работе