Турбины тепловых и атомных электрических станций. Курсовое проектирование: Учебное пособие, страница 15

отопительным отборами пара

6.3. Конденсационные турбины с промежуточным

перегревом пара

          1. На диаграмме h-s (рис. 6.3) по параметрам р₀, t₀ наносят точку 0 (состояние пара перед стопорным клапаном).

          2. Затем в соответствии пп. 4, 5 методики построения теплового процесса на h-s -диаграмме конденсационных турбин и турбин, работающих с противодавлением без регулируемого отбора пара, определяют точку 0`.

3. Точка 2, характеризующая состояние пара после промежуточного перегрева, определяется по значению р_пп и температуре t_пп (из исходных данных).

Потери давления в газовом промежуточном перегревателе оцениваются в пределах Δp_пп≈(0,090,11)∙р_пп.

Точка 1t, характеризующая теоретический процесс расширения пара в цилиндре высокого давления, определяется следующим образом: из точки 0` до значения р`_пп по изоэнтропе опускается отрезок соответствующий располагаемому теплоперепаду H^I₀.

Изоэнтропийный теплоперепад на турбину определяется, как

H₀=H^I₀+ H^II₀.

Дальнейший расчет и определение теплоперепадов H^I_i, H^II_i проводятся в соответствии с предыдущими методиками.

Для упрощения расчетов в данных методиках не учитывались потери давления в перепускных трубопроводах между цилиндрами и в органах парораспределения, которые можно определить по следующим зависимостям:

1) в перепускных трубопроводах между корпу­сами турбины

где р_п.т – давление в перепускных трубопроводах;

2) в органах парораспределения перед ЧСД или ЧНД

    где р_р — давление перед регулирующими клапанами ЧСД или ЧНД.   

Рисунок 6.3. Процесс расширения для конденсационной турбины с

 промежуточным перегревом пара

7. Определение расхода пара на турбину

После построения процесса расширения пара в турбине произ­водится предварительная оценка расхода пара через турбину и в конденсатор.

Приближенно расход пара на конденсационную турбину может быть определен по формуле

,                                      (7.1)

где N_э^эк – элект­рическая мощность агрегата, кВт; η_м – механический КПД; η_эг – КПД электрического генератора, можно принять по табл. 7.2;  – приведенный располагае­мый перепад энтальпий на турбину, кДж/кг:

 ;         (7.2)

  – относительное значение расхода пара в отбор.

Механический КПД турбины оценивается по формуле

                                    (7.3)

где  – отношение затрат мощности на тре­ние в подшипниках, привод масляного насоса (если он имеется на валу турбины), трение при вращении муфты к внутренней мощности турбины; значения  представлены на рис. 7.1.

Для определения теплоперепадов  необходимо построить процесс расширения пара для всей турбины с учетом всех отборов.

В приближенном определении расхода пара на турбину значения α могут быть приняты на основании заводских данных (см. табл. 3.6) как отношение величины регенеративного отбора к номинальному расходу пара на турбину.

           

Рисунок 7.1. Механические потери мощности в турбоагрегате

Приближенный расход пара на теплофикационную турбину мо­жет быть определен следующим способом. Расход пара при работе турбины на конденсационном режиме без регенеративных отборов

                                     (7.4)

где k_р– коэффициент регенерации, определяемый по табл. 7.1; H₀–изоэнтропийный перепад энтальпий на всю турбину, кДж/кг. По этой же формуле определяется расход пара на турбину с противодавлением.

Расход пара на турбину с одним регулируемым теплофикацион­ным (отопительным) отбором пара

,                       (7.5)

где G_т– расчетная величина теплофикационного отбора, кг/с; Н₀^III– изоэнтропийный перепад энтальпий в ЧНД, кДж/кг; η_0i^III – внут­ренний КПД ЧНД.

Расход пара на турбину с двумя регулируемыми отборами пара

;         (7.6)

где G_П– расчетная величина промышленного отбора, кг/с;   Н₀^II  – изоэнтропийный перепад энтальпий в ЧСД, кДж/кг; η_0i^II, – внутрен­ний КПД ЧСД.

Таблица 7.1. Значения коэффициентов регенерации