ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ

Брянский Государственный Университет
Кафедра «Тепловые двигатели»
РАЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ С ТУРБИНОЙ ТИПА К– 11 – 3,6
КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Паро - и газотурбинные установки»
Документы текстовые

ПТУ 09.06Т1.18.РР.ПЗ
Всего листов 23
Руководитель к.т.н. доцент

________________ Осипов А.В.

«__»__________________2009г.
Студент гр. 06-Т1

________________ Сидоренко Ю.С.

«__»__________________2009г.
Брянск 2009

Исходные данные

для курсового проекта по дисциплине: «Энергетические машины»

на тему: «Рассчитать и спроектировать многоступенчатую конденсационную паровую турбину с сопловым парораспределением типа К-11-3,6»
            Номинальная мощность турбины - N_ном = 11 МВт

            Начальное давление пара - Р₀ = 3,6 МПа

            Начальная температура пара - T₀ = 723 К

            Конечное давление пара - P_к = 4 кПа

            Температура питательной воды - Т_пв = 418 К
Данные из расчета тепловой схемы ПТУ:

            Начальная энтальпия пара i₀ = 3337 кДж/кг.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине H₀ = 1179 кДж/кг.

Расходы пара:

·        подводимого к турбине       G0 = 14,905 кг/с;

·        отбираемого на П1 G₁ = 0,716 кг/с;

·        отбираемого на П2 G₂ = 0,67 кг/с;

·        отбираемого на П3 G₃ = 0,71кг/с;

·        отбираемого на П4 G₄ = 0,689 кг/с;

·        отводимого в конденсатор G_к = 12,12 кг/с.

Давление пара:

·        отбираемого на П1 P₁ = 0,0426 МПа;

·        отбираемого на П2 P₂ = 0,117 МПа;

·        отбираемого на П3 P₃ = 0,293 МПа;

·        отбираемого на П4 P₄ = 0,586 МПа;

·        за последней ступенью турбины P_к = 0,006 МПа.

Удельные расходы:

·        пара d =0,0011 кг/кДж; 3,96 кг/кВт ч.

·        тепла q = 2,97 кДж/кДж; 2551,79 ккал/кВт ч.

·        топлива b = 0,000101 кг/кДж; 0,365 кг/кВт ч.

            Относительный внутренний КПД турбины η_oi = 0,906


Аннотация

В курсовой работе произведён расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с регенеративным подогревом питательной воды с турбиной типа К – 11 – 3,6. Целью расчета является определение расхода пара, подводимого к турбине и отводимого от неё в подогреватели, и вычисление экономии от применения регенерации.




Оглавление

Введение. 3

1.      Принципиальная тепловая схема  конденсационной ПТУ. 3

2.      Расчёт тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды. 3

2.1.       Тепловой процесс паровой турбины. 3

2.2.       Распределение общего подогрева питательной воды между подогревателями и определение параметров отбираемого на подогрев пара. 3

2.3.       Уравнения теплового баланса подогревателей, уравнения баланса мощностей и расходов  пара и воды. 3

3.      Экономические показатели работы ПТУ и определение экономического эффекта от применения регенерации. 3

3.1.       Работа ПТУ с регенеративным подогревом  питательной воды.. 3

3.2.       Работа ПТУ без РППВ, т.е. чисто конденсационный режим работы. 3

Список использованной литературы: 3






Введение

Современная паротурбинная установка (ПТУ) представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической (или механической) энергии. Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из её проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потери тепла в конденсаторе ( холодном источнике ), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход тепла на выработку электроэнергии существенно снижается. От применения регенерации экономия тепла при определённых условиях достигает 10 – 15%. Поэтому все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее.

На величину экономии тепла от применения регенерации главным образом влияют следующие факторы:

1.     Начальные параметры пара и давления в конденсаторе.

2.     Температура подогрева питательной воды.

3.     Число ступеней подогрева (число подогревателей).

4.     Распределение общего подогрева между подогревателями (выбор точек отбора пара из турбины).

5.     Способ возвращения в систему конденсата греющего пара.

В данной курсовой работе выполнен расчет тепловой схемы ПТУ с турбиной типа К-11-3,6. Этот расчет позволяет определить параметры и расходы пара из каждого отбора, которые необходимы для теплового расчета проточной части турбины. Вычисляется также экономия от применения регенерации (в рассматриваемой работе ).


Задание на курсовую работу.

Рассчитать тепловую схему ПТУ с турбиной типа К – 11 – 3,6 по следующим данным:

·       номинальная мощность N_ном=11 МВт;

·       начальное давление p₀=3,6 МПа;

·       начальная температура T₀=723 K;

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

·       температура питательной воды перед парогенератором T_пв=418 К

Схема слива конденсата пара:






1.   Принципиальная тепловая схема
конденсационной ПТУ.

Принципиальная тепловая схема К-11-3,6 состоит из парогенератора (ПГ), однокорпусной паровой турбины (ПТ), электрического генератора (ЭГ), конденсатора (К) и системы регенеративного подогрева питательной воды. Система регенерации включает в себя: конденсатный насос (КН), пароструйный эжектор (Э), поверхностный ПНД (П1) и смешивающий ПНД -деаэратор атмосферного типа (П2 или Д), питательный насос (ПН), поверх-ностный ПВД (П3), поверхностный ПВД (П4), перекачивающий конденсатный (сливной) насос (ПКН, СН), конденсатоотводчики (КО) для регулирования слива конденсата греющего пара каскадом из подогревателя более высокого давления в подогреватель с меньшим давлением.

В паровую турбину из парогенератора поступает свежий пар в количестве G₀ с начальными параметрами: давлением p₀, температурой T₀ и энтальпией i₀. Значительная часть его расширяется до конечных параметров пара в конденсаторе (до давления p_k). Из четырех камер между ступенями турбины осуществляются нерегулируемые отборы пара в количестве G₁ , G₂ , G₃, G₄ на регенеративный подогрев питательной воды в подогревателях П1, П2(Д), П3, П4. В пароструйный эжектор (Э) подводится рабочий пар в количестве G_Э с параметрами свежего пара.

Конденсат греющего пара через конденсатоотводчики (КО) из П4 сливается в П3 , из П3 — в П2 (Д), а из П1 перекачивающим конденсатным насосом (ПКН) подаётся в П2 (Д), из Э в П1, и питательным насосом (ПН) из П2(Д) — в П3.




Схему составляем согласно заданию:



рис. 1 Принципиальная тепловая схема ПТУ

ПТ — однокорпусная паровая турбина; ПГ — парогенератор; ЭГ — электри­ческий генератор; К — конденсатор.

Система РППВ:

КН — конденсатный насос; Э — пароструйный эжектор; П1 — поверхност­ный ПНД; П2 (Д) — смешивающий ПНД – деаэратор атмосферного типа;
ПН — питательный насос; П3 и П4 — поверхностные ПВД; ПКН — перека­чивающий конденсатный насос; КО — конденсатоотводчики для регулиро­вания слива конденсата греющего пара каскадом из подогревателя более вы­сокого давления в подогреватель с меньшим давлением.

2.   Расчёт тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды.

Расчет тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды имеет целью определить расходы пара, подводимого в турбину и отбираемого из нее в подогреватели, и вычислить экономию от применения регенерации.

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:


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;

η_эг – КПД электрического генератора. Его выбираем по рис. 5 «КПД электрических генераторов» [2].

Принимаем η_м = 0,993, η_эг = 0,968.

Для рассчитываемой турбины, по формуле (8), имеем:

Ni = N_э/η_м η_эг =9350/0,993 0,968 = 9727,18 кВт.

Определим расход пара турбиной при отсутствии регенеративных отборов, т.е. при чисто конденсационном режиме работы турбины:

G_ок = N_i/H_i = 9727,18/1045,5 = 9,3 кг/с. (9)

Расход пара с учётом отборов на РППВ можно ориентировочно вычислить по соотношению:

G₀=К×G_0K, (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×G_0K = 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 η_oi 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:

H_i = H₀ η′_oi К₁ =1230 0,81 1,012 =1008,26 кДж/кг. (12)

Энтальпия пара в конце расширения:

i_к = i₀ – H_i =3337 – 1008,26 =2328,74 кДж/кг. (13)

По этому значению энтальпии i_к на изобаре p_к’ = 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).

2.2.         Распределение общего подогрева питательной воды между подогревателями и определение параметров отбираемого на подогрев пара.

В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от q_к в конденсаторе до q_пв 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 q_пв = 613,2 кДж/кг по заданной температуре Т_пв = 418 К и принятому давлению перед парогенератором Р_оn = 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]: q_к = 121,42 кДж/кг по давлению Р_к = 4 кПа.

Энтальпия питательной воды на выходе из бака деаэратора q_д 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 q_д = 419,7 кДж/кг.

Определим подогрев питательной воды в каждом подогревателе высокого давления:

Δq_вд = Δq₃ = Δq₄ = (q_пв-q_д)/2 = (613,2 – 419,7)/2 = 96,75 кДж/кг. (14)

Подогрев конденсата в каждом подогревателе низкого давления определим по выражению:

Δq_нд = Δq₁ = Δq₂ = (q_д-q_к-Δq_э)/2 = (419,7 -121,42 -17,2)/2 =140,54 кДж/кг, (15)

где Δq_э = 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:

q_э = q_к + Δq_э = 121,42 + 17,2= 138,62 кДж/кг;

q₁ = q_э + 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;

q_пв = q₄ = q₃ + Δq₄ = 516,45 + 96,75 = 613,2 кДж/кг.

Определим энтальпии конденсата греющего пара с учётом термического сопротивления поверхностей нагрева подогревателей Δq_тс, которое примем Δq_тс = 23,3 кДж/кг:

в подогревателе П1: q₁' = q₁ + Δq_тс = 279,16 + 23,3 = 302,46 кДж/кг;

в деаэраторе П2: q_д' = q_д = 419,7 кДж/кг;

в подогревателе П3: q₃'= q₃ + Δq_тс = 516,45 + 23,3 = 539,75 кДж/кг;

в подогревателе П4: q₄' = q₄ + Δq_тс = 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;

в подогревателе П4: Р₄' = 0,49 МПа.

При транспортировке греющего пара из камеры отбора турбины до соответствующего подогревателя на преодоление путевых и местных сопротивлений затрачивается от 5 до 8% давления в отборе. Поэтому в отборах турбины должны быть соответственно давления:

в первой камере отбора:

Р₁ = (1,05…1,08)×Р1' = 1,065×0,034=0,036 МПа;

в третьей камере отбора:

Р₃ = (1,05…1,08)×Р3' = 1,065×0,26=0,28 МПа;

в четвёртой камере отбора:

Р₄ = (1,05..1,08)×Р4' = 1,065×0,49=0,52 МПа.

Для обеспечения надёжной работы деаэратора при небольшом пониже-нии нагрузки турбины в камере отбора пара в деаэратор атмосферного давления принимается расчётное значение Р₂ = 0,117 МПа.

В i-s – диаграмме находим изобары, соответствующие давлениям в камерах отбора турбины Р₁, Р₂, Р₃ и Р₄. В точках пересечения этих изобар с линией процесса турбины О'а'b'с'К (рис. 2) определим параметры пара, отбираемого из проточной части турбины для РППВ. Энтальпии греющего пара в отборах 1, 2, 3 и 4 будут соответственно:

i₁ = 2561 кДж/кг;

i₂ = 2722 кДж/кг;

i₃ = 2870 кДж/кг;

i₄ = 2980 кДж/кг.

Использованные в турбине перепады энтальпий потоков пара, отводимых в подогреватели, будут:

H_i1 = i₀ - i₁ = 3337 – 2561 = 776 кДж/кг;

H_i2 = i₀ - i₂ = 3337 – 2722 = 615 кДж/кг;

H_i3 = i₀ - i₃ = 3337 – 2870 = 467 кДж/кг;

H_i4 = i₀ - i₄ = 3337 – 2980 = 357 кДж/кг.

Пароструйный эжектор, как правило, работает свежим паром, который дросселируется до расчётного давления, так что его энтальпия
i_э ≈ i₀ = 3332 кДж/кг.

Конденсация греющего пара в эжекторе происходит при давлении, близком к атмосферному, поэтому его энтальпия может быть принята
q'_э = 419,7 кДж/кг.

Расход пара в эжектор зависит от мощности ПТУ. G_э = 0,02…0,4 кг/с.

2.3.         Уравнения теплового баланса подогревателей, уравнения баланса мощностей и расходов пара и воды.

В регенеративных подогревателях паротурбинной установки, как и в других теплообменниках, тепло Q, отдаваемое потоками греющего теплоносителя, расходуется на нагрев подогреваемого теплоносителя Q' и на потерю тепла в окружающую среду ΔQ. Уравнение теплового баланса подогревателя устанавливает равенство между количествами подведённого и отведённого тепла:

Q=Q'+ΔQ

или

Q=Q'/η ,

где η – КПД подогревателя.

Значения ΔQ и η определяются по опытным данным для соответствующего типа подогревателя. Их величина зависит от температуры теплоносителей в подогревателе, от качества изоляции корпуса подогревателя. Для предварительных расчетов тепловых схем ПТУ рекомендуются следующие значения КПД:

ПНД — η = 0,99…0,995; ПВД — η = 0,97…0,98; деаэраторы — η = 0,94…0,95.

В соответствии с тепловой схемой (рис.1) уравнения балансов будут иметь следующий вид.

Уравнения теплового баланса:

1.     для эжектора Э:

                                          (16);

2.     для ПНД П1:

(17);

3.     для ПНД Д (П2):

(18);

4.     для ПВД П3:

(19);

5.     для ПВД П4:

(20);

Уравнение баланса расходов:

 (21);

Уравнение мощностей:

 (22)

где G_к – расход пара в конденсатор; G_э – в эжектор; G₁, G₂, G₃ и G₄ в подогреватели П1, П2, П3 и П4.

Семь уравнений балансов составляют замкнутую систему, так как определяют связь между семью неизвестными: G_к, G_э, G₁, G₂, G₃ и G₄, а также внутренней мощностью турбины N_i. Остальные величины в этой системе уравнений можно выбрать на основании вышеуказанных рекомендаций и записать в уравнения в численном виде.

Вначале в первом приближении задаем расход по выражению:

G_к = К_к G_0к = (1/K)×G_0к =9,3/1,1 = 8,45 кг/с.

Решаем данную систему уравнений методом последовательных приближений. Результаты расчётов заносим в таблицу 1.

Итак, G_э=0,05 кг/с, G₁=0,53 кг/с, G₂=0,53 кг/с, G₃=0,42 кг/с,
G₄=0,43 кг/с.

N_ik= G_k×H_i = 8,45×990,53 = 12005,22 кВт;

N_i1= G₁×H_i1 = 0,53×776 = 411,26 кВт;

N_i2= G₂×H_i2 = 0,53×615 = 325,95 кВт;

N_i3= G₃×H_i3 = 0,42×467 = 196,14 кВт;

N_i4= G₄×H_i4 = 0,43×357 = 153,51 кВт;

N_i'=N_ik+N_i1+N_i2+N_i3+N_i4 = 8519,8+411,28+325,95+196,14+153,51 =
= 9606,68 кВт.

Расчётная внутренняя мощность равна N_i'= 9606,68 кВт.

Сравним её с принятой в начале расчёта по выражению (4).



Для предварительного расчёта расхождение не более ±3% допустимо.

Окончательные результаты расчета приведены в табл. 1.




Таблица 1

1	Наименование величины		Размер-ности	К	Э	П1	П2(Д)		П3		П4
2	Давление пара в камере отбора турбины		Мпа	0,006	—	0,036	0,117		0,28		0,52
3	Давление пара в теплообменнике		Мпа	0,00426	0,1	0,034	0,1		0,26		0,49
4	Подогреваемый теплоноситель	Энтальпия при выходе из теплообменника	кДж/кг	121,42	138,62	279,16	419,7		516,45		613,2
5		Энтальпия при входе в теплообменник	кДж/кг	—	121,42		279,16	302,46	419,7		516,45
6		Повышение энтальпии в теплообменнике	кДж/кг	—	17,2	140,54			96,75		96,75
7		Расход подогреваемого теплоносителя	кг/с	—	8,45	8,45			10,04		10,04
8		Сообщенное тепло	кДж/кг	—	145,34	1187,56	1255,56		994,59		994,59
9		Поправка на потерю тепла	кДж/кг	—	1,005	1,005	1,053		1,02		1,02
10		Сообщенное тепло с учетом поправки	кДж/кг	—	146,07	1193,5	1322,11		1014,48		1014,48
11	Греющий теплоноситель	Энтальпия при входе в теплообменник	кДж/кг	––	3337	2561	2722	539,75	2870	636,5	2980
12		Энтальпия при выходе из теплообменника	кДж/кг	—	419,7	302,46	419,7		539,75		636,5
13		Понижение энтальпии в теплообменнике	кДж/кг	—	2917,3	2258,54	2302,3	120,05	2330,25	96,75	2343,25
14		Отдаваемое тепло	кДж/кг	—	146,07	1193,5	1322,11		1014,48		1014,48
15		Расход греющего теплоносителя	кг/с	8,45	0,05	0,53	0,53		0,42		0,43
16	Использованный перепад энтальпий в турбине		кДж/кг	1008,26	—	776					357
17	Внутренняя мощность		кВт	8519,8	—	411,28	325,95		196,14		153,51

3.    Экономические показатели работы ПТУ и определение экономического эффекта от применения регенерации

3.1.    Работа ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды

а) удельный расход пара:

d = G₀/N′_i×η_м×η_эг = 10,35/9606,68×0,993×0,97 =0,0011 кг/кДж (23)

или 3600 0,0011 = 3,96 кг/кВт×ч.

б) удельный расход тепла:

q = d×(i₀ - q_пв) = 0,0011×(3337 – 613,2) = 2,996 кДж/кДж (24)

или 3600×2,97/4,19 =2574,13 ккал / кВт×ч.

в) удельный расход условного топлива:

b = q /Q_р^н = 2,996/29330 = 1,02×10^-4 кг/кДж, (25)

или 2551,79/7000=0,368 кг/кВт×ч,

где Q_р^н = 29330 кДж/кг или 7000 ккал/кг – теплотворная способность условного топлива.

3.2.    Работа ПТУ без РППВ, т.е. чисто конденсационный
режим работы.

а) удельный расход пара:

d_кр = G_0к/N_i×η_м×η_эг = 9,3/9727,18×0,993×0,968 = 0,001 кг/кДж (26)

или 3600 0,001 =3,6 кг /кВт×ч.

б) удельный расход тепла:

q_кр = d_кр×(i₀ - q_к) = 0,001×(3337 – 121,42) = 3,216 кДж/кДж (27)

или 3600×3,18/4,19=2763,15 ккал /кВт×ч.

в) удельный расход условного топлива:

b_кр = q_кр/Q_р^н= 3,216/29330 = 1,1×10^-4 кг/кДж (21)

или 2732,22/7000=0,395 кг/кВт×ч.

Таким образом, экономический эффект от внедрения регенеративного подогрева питательной воды в ПТУ выражается в снижении расхода условного топлива на:






Список использованной литературы:

1.       Вукалович, М.П. Теплофизические свойства воды и водяного па-ра/М.П. Вукалович - М.: Машиностроение, 1967. - 160 с.

2.       Гоголев, И.Г. Расчет тепловой схемы паротурбинных установок с регенеративным подогревом питательной воды. Методические указания к выполнению курсовой работы/ И.Г. Гоголев - Брянск: БГТУ, 2001. – 27 с.