Реферат: Расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с турбиной типа К - 11 - 3.6

Расчет тепловой схемы, выполненный до расчета проточной части турбины, называется предварительным, так как при этом рядом величин приходится задаваться (например, КПД турбины, давлением отбираемого пара и т.д.). После выполнения расчета турбины становятся известными КПД турбины, места отборов пара и т.д. и производится уточненный расчет схемы регенерации. Метод расчета при расчетном и переменных режимах работы установки одинаков.

Определение расходов пара осуществляется решением уравнений теплового, материального и мощностного балансов.

Расчет тепловой схемы ПТУ с РППВ проведём по следующим данным:

· номинальная мощность N_ном =11 МВт,

· давление пара перед стопорным клапаном (начальное давление)

· p₀ =3,6 МПа;

· температура пара перед стопорным клапаном (начальная температура) Т₀ =723К;

· давление пара в конденсаторе (конечное давление) Р_к =4 кПа;

· температура питательной воды перед парогенератором
T_пв =418 К.

Схема слива конденсата:

Из	П4	П3	П1	Э
В	П3	Д	Д	П1

2.1. Тепловой процесс паровой турбины.

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;

Р_к – 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 =Р_к + ΔР_к = 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 К_t (i_кt = 2107 кДж/кг). Отрезок прямой ОК равен изоэнтропийному располагаемому перепаду энтальпий в турбине:

Н′₀ = i₀ – i_кt = 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 η_oi 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 η_oi = 0,85. Тогда использованный перепад энтальпий в турбине находим по выражению (5):

Н_i = 120×0,85 = 1045,5 кДж/кг.

Энтальпия пара в конце процесса расширения в точке К (см. рис.2) на изобаре Р_к будет:

i_к = i₀ – Н_i = 3337–1045,5 = 2291,5 кДж/кг. (6)

Найдём расчётную мощность турбины, принимаемую равной:

N_э = (0,8…0,9)×N_ном . (7)

N_э = 0,88×N_ном = 0,88 11000=9680 кВт

Внутренняя мощность турбины связана с мощностью на клеммах элек-трического генератора соотношением:

N_i = N_э /η_м η_эг (8)

где η_м – механический КПД агрегата;