Тепловой расчет турбины Т-120-12,8

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; t_пв = 230 ⁰С

8.4.1.2. Регенеративный подогрев питательной воды

8.4.1.2.1. Температура питательной воды

Z = 6 по тепловой схеме турбины

t_ПВ = 230 ⁰С по паспорту котла

8.4.1.2.2. Расчетный коэффициент насыщенности пара

К_ПВ = (t_ПВ – t_К¹)/(t₀¹ – t_К¹)

К_ПВ = (230 - 50)/(330,8 - 50) = 0,641

8.4.1.2.3. Энтальпия питательной воды

h_ПВ = С_Р×t_ПВ МДж/кг;

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

h_ПВ = 4,317×230 = 0,9926 МДж/кг;

Повышение энтальпии воды в насосе

Dh_н = Р_н×u_н/h_н МДж/кг;

где  Р_н – повышение давления жидкости в насосе, МПа;

u_н – удельный объем перекачиваемой жидкости, м³/кг;

h_н – КПД насоса

Dh_н = 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

h_t = 1 - Т_К¹(S₀ - S_к¹)/[1000(h₀ - h_к¹)]

где  Т_К¹ –  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;

S_к¹  и  h_к¹ – энтропия и энтальпия дренажной воды в конденсаторе при давлении Р_К, соответственно, кДж/(кг К) и МДж/кг.

h_t = 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_tр^¥ = 1 - T_К(S₀ - S_ПВ )/[1000(h₀ - h_ПВ)]

где  S_ПВ – энтропия питательной воды при Р_ПВ и t_ПВ, кДж/(кг К).

h_tр^¥ = 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

x_р^¥ = (h_tр^¥ - h_t)/h_tр^¥

x_р^¥ = (0,477 - 0,416)/0,477 = 0,128

Абсолютный внутренний КПД ПТУ без перегрева питательной воды

h_i = h_oi(h₀ –h_кt)/(h₀ –h_к¹)

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

h_i = 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_iр = h_i (1 + x_р)

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

h_iр = 0,367 (1 + 0,109) = 0,407

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

x_р = x_р^¥(x_р/x_р^¥)^max

x_р = 0,128(0,85) = 0,109

8.4.1.4. Приведенный располагаемый теплоперепад турбины

Н_i^Т = h_iр[(h₀ - h_ПВ)] МДж/кг;

Н_i^Т = 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 N_Э^н/(Н_i^Т×h_м×h_эг) т/ч;

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

h_м = 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

G_к = N_Э^н(1 - h_iр)/[(h_кt – h_к¹) h_м×h_эг h_iр)] ,кг/с

G_к = 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

h_ВС = (1+ 0.1/(q-1) (G_К u_К/W)²/2 10⁶, МДж/кг;

h_ВС = [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

Z_вых = G_к×u_кt/(C_кt×W)

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

Z_вых = 93,68×10/(200×5,23) = 1

8.4.1.6.5. Скорость пара на выходе

C_кt = G_к×u_кt/(Z_вых×W), м/с;

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

          8.4.1.6.6. Структурная схема турбины