Методика поверочного теплового расчета двухконтурной парогазовой установки утилизационного типа

Процесс сжатия газа в диффузоре в h,s-диаграмме представлен на рис. 14.

Для диффузоров ГТ степень повышения давления (е_{Д ГТ} = p_Н / p₄) обычно выбирается в пределах:

е_{Д ГТ} = 1,01… 1,1.

Давление продукта сгорания топлива за последней ступенью ГТД, бар:

p₄ = p_Н / е_{Д ГТ}.

Повышение давления в диффузоре, бар:

?p_{Д ГТ} = p_Н - p₄.

3. Степень расширения газов в турбине:

е₂ = p₃ / p₄. (4.13)

4. Давление газов на входе в КУ, с учетом потери давления в соединительном диффузоре, руководствуясь данными испытаний для нагрузки ПГУ близкой к номинальной, бар

p_{4 КУ} = p₄ - ?p_ДИФ. (4.14)



Рис. 14. Процессы в h,s-диаграмме продукта сгорания топлива в ГТД от выхлопа с ГТД до выхода в атмосферу ГТД: Диф. КУ - диффузор, соединяющий выхлоп ГТД с КУ; Тракт КУ - газовый тракт КУ; Конф. КУ - выходной диффузор газового тракта КУ; ГОТ - газоотводящий тракт; ДТ - дымовая труба

4.3 Оценка температуры газов на выходе из последней ступени ГТД в действительном (необратимом) процессе без учета воздуха на охлаждение проточной части

Расчет температуры газов за последней ступенью ГТД с учетом схемы охлаждения проточной части турбины обычно определяется по методикам фирм-изготовителей ГТД, которые обычно не публикуются [16]. Рассмотрим расчет температуры газов за последней ступенью ГТД в два этапа. В качестве первого приближения будем полагать, что рабочее тело на выходе из ГТД - воздух (преобладающий компонент продукта сгорания). Поэтому, на данном этапе, все параметры рабочего тела будем вычислять для воздуха.

В зависимости от исходных данных температура газов на выходе из последней ступени ГТД (рис.13) в действительном (необратимом) процессе (t₄) может быть определена следующими путями.

Вариант №1. Температура t₄ известна (задана). В этом случае алгоритм вычислений следующий.

1) h _RO2, h _H2O, h _N2, h_возд = f(t₄);

2) h₄ = r_RO2 •h _RO2+ r_H2O •h _H2O+ r_N2 •h _N2+ r_В •h_возд;

3) S⁰₃ = f(t₃);

4) S⁰_{4 t} = S⁰₃ - мR ln (p₃ / p₄);

5) t_{4 t} = f(S⁰_{4 t});

6) h_{4 t} = f(S⁰_{4 t});

7) ?_{т t} = h₃ - h_{4 t};

8) ? _т = h₃ - h₄;

9) з^т_oi = ?_т / ?_{т t} = (h₃ - h₄)/(h₃ - h_{4 t}).

Вариант №2. Задано значение КПД ГТД (з^т_oi).

1) S⁰₃ = f(t₃);

2) S⁰_{4 t} = S⁰₃ - мR ln (p₃ / p₄);

3) t_{4 t} = f(S⁰_{4 t});

4) h_{4 t} = f(S⁰_{4 t});

5) ?_{т t} = h₃ - h_{4 t};

6) ?_т = ?_{т t} • з^т_oi;

7) h₄ = h₃ - ?_т;

8) задаемся рядом значений температур t₄,например, от t₄ = t_{4 t} с шагом ?t до t₄ ? 1,1 • t_{4 t};

9) для каждого значения t₄ вычисляем энтальпии компонентов газовой смеси:h _RO2, h _H2O, h _N2, h_В = f(t₄);

10) для каждого значения t₄ вычисляем энтальпию газовой смеси:

h_{4 Г} = r_H2O •h _H2O + r_RO2 •h _RO2 + r_N2 •h _N2 + r_В •h_В;

11) путем интерполяции, при условии, что h₄ = h_{4 Г} находим температуру газов за последней ступенью ГТД:

t₄ = f(h₄ = h_{4 Г}).

ПРИМЕЧАНИЕ. Вычисление энтальпии газообразного продукта сгорания топливной смеси за последней ступенью ГТД в действительном процессе (h₄) рекомендуется выполнять по правилу смешения компонентов газовой смеси с учетом воздуха, поступающего на охлаждение лопаточного аппарата проточной части газовой турбины.

4.4 Расчет температуры газообразного продукта сгорания топливной смеси на выходе из последней ступени ГТД (t₄) с учетом воздуха на охлаждение проточной части

1. В качестве первого приближения энтальпии h_4t и h₄, а также температуры t_{4 t} и t₄ определяем по одному из вариантов, приведенных выше.

2. Суммарный расход воздуха компрессора (V_К), м³/м³:

V_К = V⁰ + ?V_B + в • V_К = V⁰ + (_КС - 1)•V⁰ + в • V_К = (1 - в) • V_К = _КС • V⁰ >

> V_К = _КС • V⁰ / (1 - в). (4.15)

Здесь:

V⁰ - теоретический объём воздуха, необходимый для сгорания 1 м³, то есть воздух принявший участие в реакции горения при = 1;

?V_B = (_КС - 1)•V⁰ - избыток воздуха в продукте сгорания топлива, м³/м³;

(1 - в) • V_К = _КС • V⁰ - действительный расход воздуха из компрессора в камеру сгорания ГТД, м³/м³;

в • V_К - воздух, поступивший в газовую турбину (на охлаждение) помимо камеры сгорания, м³/м³;

в = 0,13 - коэффициент, учитывающий, что ~13% от общего воздуха, поступающего в компрессор (см. рис. 8), помимо камеры сгорания попадает в газообразный продукт сгорания топлива в проточную часть газовой турбины из системы охлаждения деталей ГТД 3);

в = в_{ВО 5} + в_{ВО 7} + в_{ВО 10} + в_{ВО 15} + в_ВВТО = 0,13, (4.16)

где:

в_{ВО 5} = 0,0003 - доля расхода воздуха компрессора, отбираемого после 5-ой ступени компрессора на компенсацию осевых усилий и охлаждение диска 4-ой ступени воздухом, подаваемым в разгрузочную полость из-за 5-ой ступени компрессора (параметры воздуха определяются по температуре воздуха за 5-ой ступенью компрессора);

в_{ВО 7} = 0,002 - доля расхода воздуха компрессора, отбираемого после 7-ой ступени компрессора на охлаждение рабочих лопаток третьей и четвертой ступеней (параметры воздуха определяются по температуре воздуха за 7-ой ступенью компрессора);

в_{ВО 10} = 0,0255 - доля расхода воздуха компрессора, отбираемого после 10-ой ступени компрессора на охлаждение сопловых лопаток ступени и рабочих лопаток второй ступени (параметры воздуха определяются по температуре воздуха за 10-ой ступенью компрессора);

в_{ВО 15} = 0,1022 - доля расхода воздуха компрессора, отбираемого после последней ступени компрессора на охлаждение сопловых лопаток первой ступени и рабочих лопаток второй ступени (параметры воздуха определяются по температуре воздуха за компрессором);

в_ВВТО = 0,04 - доля расхода воздуха компрессора, отбираемого после последней ступени компрессора через ВВТО на охлаждение рабочих лопаток первой ступени и сопловых лопаток второй ступени ГТ (температура воздуха на выходе из ВВТО принята t = 150 ^ОС).

3. Для удобства расчетов запишем доли воздуха, поступающего в газовую турбину, в объемных долях, отнесенных к суммарному объему продуктов полного сгорания:

r_ВКС = ?V_B / V_Г;

r_{ВО 5} = в_{ВО 5} • (V_К / V_Г);

r_{ВО 7} = в_{ВО 7} • (V_К / V_Г); (4.17)

r_{ВО 10} = в_{ВО 10} • (V_К / V_Г);

r_{ВО 15} = в_{ВО 15} • (V_К / V_Г);

r_ВВТО = в_ВВТО • (V_К / V_Г).

4. Действительная работа ГТД с учетов поступления воздуха на охлаждение проточной части ГТД:

(?_т)_ОХЛ = ?_{т Г КС} - (?_т)_{В ОХЛ}, (4.18)

Здесь:

а) полезная работа, совершенная продуктами сгорания (газ, поступающий из камеры сгорания) в ГТД, кДж/кг:

?_{т Г КС} = h₃ - (r_RO2 •h _RO2+ r_H2O •h _H2O+ r_N2 •h _N2 + r_ВКС • h_{4 В)};

б) работа, затраченная продуктами сгорания в ГТД на нагрев воздуха, кДж/кг:

(?_т)_{В ОХЛ} = r_{ВО 5} •(h_{4 В} - h_{2 (5)}) + r_{ВО 7} • (h_{4 В} - h_{2 (7)}) + >

> + r_{ВО 10} • (h_{4 В} - h_{2 (10)}) + r_{ВО 15} • (h_{4 В} - h_{2 (15)}) + r_ВВТО • (h_{4 В} - h_{2 ВВТО});

h₃ - энтальпии газовой смеси продукта сгорания на входе в ГТД, кДж/кг;

h _RO2, h _H2O, h _N2, h_{4 В} = f(t₄) - энтальпии компонентов газовой смеси определяются по таблицам, кДж/кг;

h_{2 (5)}, h_{2 (7)}, h_{2 (10)}, h_{2 (15)}, h_{2 ВВТО} - энтальпии воздуха, поступившего в ГТД на охлаждение элементов проточной части, см. расчет компрессора, кДж/кг.

5. Энтальпия газов за последней ступенью ГТД с учетом охлаждения проточной части:

h_{4 ОХЛ} = h₃ - ?_т; (4.19)

6. Задаемся рядом значений температур t₄, например, от t₄ = t_{4 t} с шагом ?t до t₄ ? 1,1 • t_{4 t} и для каждого значения t₄ вычисляем энтальпии компонентов газовой смеси:

h _RO2, h _H2O, h _N2, h_{4 В} = f(t₄); (4.20)

7. Для каждого значения t₄ вычисляем энтальпию газовой смеси:

h_{4 Г ОХЛ} = r_H2O •h _H2O + r_RO2 •h _RO2 + r_N2 •h _N2 + r_В • h_{4 В} + h_{4 В} • ? r_i,

где ?r_i - объемная доля воздуха компрессора, поступающая на охлаждение проточной части ГТД.

8. Путем интерполяции, при условии, что h_{4 ОХЛ} = h_{4 Г ОХЛ}, находим температуру газов за последней ступенью ГТД:

t₄ = f(h_{4 ОХЛ} = h_{4 Г ОХЛ}). (4.21)

9. Определяем относительный внутренний КПД с учетом охлаждения проточной части:

(з^т_oi)_ОХЛ = (?_т)_ОХЛ / ?_{т t}. (4.22)

10. Снижение экономичности ГТД от охлаждения лопаточного аппарата

? з^т_oi = з^т_oi - (з^т_oi)_ОХЛ. (4.23)

5. РАСЧЕТ КОЛИЧЕСТВА ГАЗОВ, СООТВЕТСТВУЮЩЕГО ЗАДАННОЙ НАГРУЗКЕ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

Определение количества газов, необходимого для выработки заданной нагрузки ГТУ, производится путем определения соответствующей полезной работы ГТ. Учитывая тот факт, что по традиционной методике расчеты процессов в компрессоре и КС выполняются на 1 кг воздуха, т.е. в форме удельных величин, корректируется расход воздуха компрессора.

Из 1 кг воздуха компрессора, с учетом величины отборов на технологические нужды (в), в КС поступает 1-в. Учитывая тот факт, что расчет КС выполнен на 1 кг воздуха, затраченная работа компрессором корректируется на величину 1/(1-в).

Полученный избыток воздуха перед 1-й ступенью ГТ позволяет определить суммарный расход воздуха компрессора и тем самым определить величину открытия (положение) ВНА (рис. 15, 16, 17).

Рис. 15. Характеристика турбокомпрессора ГТД-110 при различных положениях ВНА для n =3000 об/мин [10]: 1 - граница устойчивой работы компрессора (граница помпажа); 2 - линия максимального базового режима; 3 - линия холостого хода; е_К - степень повышения давления в компрессоре; G_{В ПР} - приведенный массовый расход воздуха; ?б_ВНА -положение ВНА



Рис. 16. Зависимость степени открытия ВНА от нагрузки ГТУ

Рис.17. Влияние степени открытия ВНА на эффективность работы компрессора (а) и газовой турбины (б): е_К - степень сжатия воздуха в компрессоре; е_ГТ - степень расширения газов в ГТ

тепловой двухконтурный парогазовый утилизационный

5.1 Оценка мощности первичных двигателей ПГУ

1. Заданная электрическая мощность ПГУ (на клеммах генераторов двух ГТ и одной ПТ) между газотурбинной частью ПГУ и паротурбинной частью ПГУ распределяется следующим образом: N_Э^ГТУ ? 2/3 • N_Э^ПГУ; N_Э^ПТУ ? 1/3 • N_Э^ПГУ, следовательно

N_Э^ПГУ ? 2/3 • N_Э^ПГУ + 1/3 • N_Э^ПГУ = 2ЧN_Э^ГТУ + N_Э^ПТУ. (5.1)

2. Электрическая мощность паротурбинной установки:

N_Э^ПТУ = N_Э ^ПГУ - 2ЧN_Э^ГТУ. (5.2)

5.2 Расчет расхода топлива

1. Массовый расход газов через ГТ, кг/с:

G_Т = N_Э ^ГТУ / [(?_Т - 1/(1 - в) • ?_{к t} / з_OI ^К) • з _М ^ГТ • з _Г ^ГТ]. (5.3)

Здесь:

?_Т = h₃ - h_{4 ОХЛ} - действительная работа газов в ГТ, кДж/кг;

в - суммарная доля воздуха отбираемого из компрессора на охлаждение ГТД.

2. Расход топлива, кг/с:

В_Т = G_Т / [V⁰ • (1 + ₄)]. (5.4)

5.3 Расчет действительных объемных расходов воздуха компрессора

1. Суммарный массовый расход воздуха компрессора, кг/с:

G_К^Д = G_Т - В_Т. (5.5)

2. Суммарный объемный расход воздуха компрессора, м³/с:

V_К^Д = G_К^Д / с_НВ, (5.6)

где с_НВ = (p_НВ • 10²) / (R_В • T_НВ) - плотность воздуха (см. расчет компрессора), кг/м³.

3. Действительный объём воздуха V₀ ^Д, необходимый для сгорания V_ПГ (м³/с) при = 1, м³/с:

V₀ ^Д = (1 - в) • V_К^Д / _КС. (5.7)

4. Действительный избыток воздуха в КС, м³/с:

?V_B^Д = (_КС - 1)• V₀ ^Д. (5.8)

5. Действительные объемные расходы воздуха, отбираемого из проточной части компрессора на охлаждение газовой турбины, м³/с:

V_{ВО 5}^Д = 0,003 • V_К^Д;

V_ВО7 ^Д = 0,19 • V_К^Д;

V_ВО10^Д = 0,039 • V_К^Д; (5.9)

V_ВО15^Д = 0,029 • V_К^Д;

V_ВВТО^Д = 0,04 • V_К^Д.

Примечание. Суммарная объемная подача воздуха компрессором, м³/с:

V_К^Д = _КС • V₀ ^Д / (1 - в) =

= V₀ ^Д + ?V_B^Д + V_{ВО 5}^Д + V_ВО7 ^Д + V_ВО10^Д + V_ВО15^Д + V_ВВТО^Д.

Здесь:

V₀ ^Д - действительный объём воздуха, необходимый для сгорания V_ПГ при = 1, м³/с;

?V_B^Д - действительный избыток воздуха в продукте сгорания топлива, м³/с;

V_{ВО 5}^Д - действительный расход воздуха компрессора, отбираемого после 5-ой ступени компрессора на компенсацию осевых усилий и охлаждение диска 4-ой ступени воздухом, подаваемый в разгрузочную полость из-за 5-ой ступени компрессора, м³/с;

V_ВО7 ^Д - действительный расход воздуха компрессора, отбираемого после 7-ой ступени компрессора на охлаждение рабочих лопаток третьей и четвертой ступеней, м³/с;

V_ВО10^Д - действительный расход воздуха компрессора, отбираемого после 10-ой ступени компрессора на охлаждение сопловых лопаток ступени и рабочих лопаток второй ступени, м³/с;

V_ВО15^Д - действительный расход воздуха компрессора, отбираемого после последней ступени компрессора на охлаждение сопловых лопаток первой ступени и рабочих лопаток второй ступени, м³/с;

V_ВВТО^Д - действительный расход воздуха компрессора, отбираемого после последней ступени компрессора через ВВТО на охлаждение рабочих лопаток первой ступени и сопловых лопаток второй ступени ГТ, м³/с.

5.4 Расчет действительных массовых расходов воздуха компрессора

1. Массовые расходы воздуха, отбираемого из проточной части компрессора на охлаждение ГТ, кг/с:

G_{ВО 5}^Д = V_{ВО 5}^Д • с _{2 (5)};

G_ВО7 ^Д = V_ВО7 ^Д • с _{2 (7)};

G_ВО10^Д = V_ВО10^Д • с _{2 (10)}; (5.10)

G_ВО15^Д = V_ВО15^Д • с _{2 (15)};

G_ВВТО^Д = V_ВВТО^Д • с _{2 ВВТО}.

2. Действительный массовый расход воздуха в КС, кг/с:

G_{В КС} = G_К^Д - (G_{ВО 5}^Д + G_ВО7 ^Д + G_ВО10^Д + G_ВО15^Д + G_ВВТО^Д). (5.11)

5.5 Расчет внутренней мощности компрессора

6. Теоретическая мощность, затраченная на воздух, поступающий в камеру сгорания, кВт:

N _{О В КС} = G_{В КС} • ?_{к t}. (5.12)

Здесь ?_{к t} - удельная теоретическая работа, затраченная компрессором, кДж/кг;

7. Теоретическая мощность, затраченная на потоки воздуха охлаждения ГТД, кВт:

N _О^К ₍₅₎ = G_{ВО 5}^Д • ?_{к t (5)};

N _О^К ₍₇₎ = G_ВО7 ^Д • ?_{к t (7)};

N _О^К ₍₁₀₎ = G_ВО10^Д • ?_{к t (10)}; (5.13)

N _О^К ₍₁₅₎ = G_ВО15^Д • ?_{к t 15};

N _О^К _ВВТО = G_ВВТО^Д • ?_{к t ВВТО}.

Здесь:

?_{к t (5)} - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 15-ой ступенях компрессора;

?_{к t (7)} - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 17-ой ступенях компрессора;

?_{к t (10)} - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 110-ой ступенях компрессора;

?_{к t ВВТО} = ?_{к t 15} - работа сжатия воздуха компрессора в обратимом процессе (в 115-ой ступенях).

8. Суммарная мощность воздуха охлаждения, кВт

?(N _{О В ОХЛ})_I = N _О^К ₍₅₎ + N _О^К ₍₇₎ + N _О^К ₍₁₀₎ + N _О^К ₍₁₅₎ + N _О^К _ВВТО. (5.14)

9. Внутренняя мощность компрессора, кВт:

N_I ^К = (N _{О В КС} + ?(N _{О В ОХЛ})_I) / з_OI ^К. (5.15)

5.6 Расчет мощности газовой турбины

1. Электрическая мощность газовой турбины, кВт:

N_Э ^ГТ = N_Э ^ГТУ + N_I ^К. (5.16)

В свою очередь уравнение электрической мощности ГТ может быть записано следующим образом, кВт:

N_Э ^ГТ = [G_Г • ?_{т t} + ?(G_В • ?_В)_I] • з_OI ^ГТ • з _М ^ГТ • з _Г ^ГТ =

= [N_{O КС} + ?(N _{О В ОХЛ})_I] • з_OI ^ГТ • з _М ^ГТ • з _Г ^ГТ. (5.17)

Слагаемые теоретической мощности, вырабатываемой потоками воздуха охлаждения в ГТ:

N _О^ГТ ₍₅₎ = ?_{t (5)}^ГТ • G_{ВО 5}^Д = (h_{2 (5)} - h_{4 t}) • G_{ВО 5}^Д;

N _О^ГТ ₍₇₎ = ?_{t (7)}^ГТ • G_ВО7 ^Д = (h_{2 (7)} - h_{4 t}) • G_ВО7 ^Д;

N _О^ГТ ₍₁₀₎ = ?_{t (10)}^ГТ • G_ВО10^Д = (h_{2 (10)} - h_{4 t}) • G_ВО10^Д; (5.18)

N _О^ГТ₍₁₅₎ = ?_{t (15)}^ГТ • G_ВО15^Д = (h_{2 (15)} - h_{4 t}) • G_ВО15^Д;

N _О^ГТ _ВВТО = ?_{t ВВТО}^ГТ • G_ВВТО^Д = (h_{2 ВВТО} - h_{4 t}) • G_ВВТО^Д.

2. Суммарная теоретическая мощность, вырабатываемая потоками воздуха охлаждения в ГТ, кВт:

?(N _{О В ОХЛ})_I = N _О^ГТ ₍₅₎ + N _О^ГТ ₍₇₎ + N _О^ГТ ₍₁₀₎ + N _О^ГТ₍₁₅₎ + N _О^ГТ _ВВТО. (5.19)

3. Теоретическая мощность, развиваемая газами камеры сгорания, кВт:

N_{O КС} = N_Э ^ГТ / (з_OI ^ГТ • з _М ^ГТ • з _Г ^ГТ) - ?(N _{О В ОХЛ})_I. (5.20)

4. Теоретическая мощность газовой турбины, кВт:

N_O ^ГТ = [N_{O КС} + ?(N _{О В ОХЛ})_I]. (5.21)

5. Внутренняя мощность газовой турбины, кВт:

N_i ^ГТ = N_O ^ГТ • з_OI ^ГТ. (5.22)

5.7 Расчет расхода топлива на ГТУ

1. Количество теплоты, полученное газами в камере сгорания при заданной мощности ГТУ, кДж/с (кВт):

Q_КС = N_O ^ГТ - (?(N _{О В ОХЛ})_I) / з_КС. (5.23)

2. В свою очередь тепловой баланс для Q_КС можно записать следующим образом:

B_Т • Q^Р_Н + B_Т • h_ПГ(t_ПГ) + _ЖТ • G_{В КС} • h_B(t_{2 В}) =

= B_Т • (Q^Р_Н + h_ПГ) + _ЖТ • G_{В КС} • h_B = Q_КС, (5.24)

где:

B_Т • Q^Р_Н - количество теплоты, полученное в камере сгорания в результате реакции горения топлива, кВт;

B_Т • h_ПГ - количество внешнего тепла, внесенного в КС с топливом при температуре топлива t_ПГ (см. расчет КС), кВт;

_ЖТ • G_{В КС} • h_B - количество внешнего тепла, внесенного в КС с воздухом при температуре воздуха t_{2 В} (см. расчет КС), кВт;

_ЖТ - избыток воздуха, непосредственно поступающего в жаровые трубы камеры сгорания и участвующего в реакции горения (1 ? _ЖТ ? 1,2).

3. Следовательно, массовый расход топлива в КС при заданной электрической нагрузке ГТУ, определится следующим образом, кг/с:

B_Т = (Q_КС - (_ЖТ • G_{В КС} • h_B)) / (Q^Р_Н + h_ПГ). (5.25)

4. Объемный расход топлива в КС при заданной электрической нагрузке ГТУ, м³/с:

V_ПГ = B_Т / с _ПГ. (5.26)

5.8 Расчет экономических показателей ГТУ

1. Удельный расход действительного топлива на ГТУ, г / (кВт•ч):

b_Т^ГТУ = 3600 • (B_Т • 1000)/ N_Э ^ГТУ, (5.27)

где: B_Т - кг/с; N_Э ^ГТУ - кВт.

2. Расход условного топлива на ГТУ, кг/с:

B_У.Т. = B_Т • Q^Р_Н / Q _У.Т.,

где Q _У.Т. = 29300 кДж/кг.

3. Удельный расход условного топлива на ГТУ, г / (кВт•ч):

(b_Т^ГТУ)_У.Т. = 3600 • (B_У.Т. • 1000)/ N_Э ^ГТУ. (5.28)

4. Абсолютный (термический) КПД обратимого цикла ГТУ (з_t^ГТУ) определяется как отношение работы цикла к подведенной теплоте в цикле:

?_{К t} = h_{2 t} - h₁ = c_{p В} • (T_{2 t} - T₁);

?_{Т t} = h₃ - h_{4 t} = c_{p Г} • (T₃ - T_{4 t});

q₁ = (h₃ - h_{2 t}).

з_t^ГТУ = ?_{ГТУ t} / q₁ =(?_{т t} - ?_{к t}) / q₁ =

= [(h₃ - h_{4 t}) - (h_{2 t} - h₁)] / (h₃ - h_{2 t}). (5.29)

5. Относительный внутренний КПД необратимого (реального) цикла ГТУ з_i^ГТУ определяется как отношение удельной работы цикла ГТУ к удельной подведенной теплоте в цикле:

з_i ^ГТУ = ?_ГТУ / q₁ =[(h₃ - h_{4 t}) • з_OI ^ГТ - (h_{2 t} - h₁) / з_OI ^К] / [h₃ - h₂) / з_КС]. (5.30)

6. Механический КПД ГТУ, учитывающий потери на трение в подшипниках ГТУ (компрессор + турбина) и на привод маслонасоса, выражается соотношением:

з_М ^ГТУ = з_М ^ГТ • з_М ^К. (5.31)

7. Относительный эффективный КПД ГТУ:

з _ОЕ ^ГТУ = з_i ^ГТУ • з _М ^ГТУ. (5.32)

8. Относительный электрический КПД ГТУ:

з_ОЭ^ГТУ = з_i ^ГТУ • з _М ^ГТУ • з _Г ^ГТУ. (5.33)

9. Внутренняя мощность ГТУ, кВт:

N_I ^ГТУ = N_I ^ГТ - N_I ^К. (5.34)

10. Электрическая мощность ГТУ (на клеммах генератора), кВт:

N_Э ^ГТУ = N_I ^ГТУ • з _М ^ГТУ • з _Г ^ГТУ. (5.35)

11. Коэффициент полезной работы (мощности) ГТУ определяется как отношение полезной работы (мощности) ГТУ к работе (мощности) газовой турбины:

ц = N_Э ^ГТУ / N_I ^ГТ. (5.36)

5.9 Расчет действительных объемных расходов продуктов сгорания из газовой турбины в котел-утилизатор

Вычислим действительное количество продуктов сгорания на выходе из ГТ (на входе в котел-утилизатор) при следующих данных.

Таблица 3. Содержание азота в воздухе и состав топливного газа

№	Наименование величины	Обозна- чение	Размер- ность	Значение	Примечание
1	Содержание азота в воздухе	N2	%	78,084	См. приложение
2	Состав топливного газа: - метан - этан - пропан - бутан - азот (топлива) - кислород - диоксид углерода	СН4 С2Н6 С3Н8 С4 Н10 N2 O2 CO2	%	98 0,45 0,1 0,02 0,63 0,78 0,02	Задано
3	Плотность топливного газа	с ПГ	кг/м3	0,7231	Задано

1. Объем сухих трехатомных газов (V_RO2 = V_CO2 + V_SO2), м³/с:

V_RO2^Д = V_RO2 • V_ПГ = [0,01• (CO + СО₂ + СН₄ + ?(m•С_mН_n) + H₂S)] • V_ПГ. (5.37)

Примечания.

V_RO2 - объем сухих трехатомных газов, получающийся при сжигании 1 м³ топливного (природного) газа, м³/ м³.

Величина V_RO2^Д не зависит от значения коэффициента избытка воздуха.

2. Объем азота, м³/с

V_N2^Д = [V⁰_N2 + 0,79 • ?V_B] • V_ПГ =

= [0,79• V⁰ + (N₂/100) + 0,79• (_КС - 1) • V⁰] • V_ПГ, (5.38)

где: V⁰_N2 - теоретический объем азота (1 м³ азота на 1 м³ топлива), м³/ м³;

0,79 - содержание азота в воздухе (примечание: процентное содержание азота в воздухе: N₂ = 78,084 %, см. приложение 1);

N₂ = 0,63 % - процентное содержание азота в топливном газе для данного состава газа;

?V_B = (_КС - 1) • V⁰ - избыток воздуха в камере сгорания на 1 м³ топлива, м³/ м³;

3. Объем водяных паров, м³/с

V_H2O^Д = V_H2O • V_ПГ = [0,01•(2•СН₄ + 3•С₂Н₆ + 4•С₃Н₈ + 5•С₄Н₁₀ + 0,124 • d_Г) + >

> + 0,016 • V⁰ • _КС] • V_ПГ, (5.39)

где:

V_H2O - действительный объем водяных паров, получающийся при сжигании 1 м³ топлива, м³/ м³;

СН₄, …, H₂S - объемная доля горючих газов в топливе, %;

d_Г = 8 г/м³ влажность газа согласно нормам расчета [1].

4. Действительный избыток воздуха в КС, м³/с

?V_B^Д = ?V_B • V_ПГ = (_КС - 1)•V⁰ • V_ПГ. (5.40)

5. Действительный суммарный объем продуктов полного сгорания, м³/с

V_Г^Д = V_RO2^Д + V_N2^Д + V_H2O^Д + ?V_B^Д. (5.41)

6. Действительный суммарный массовый расход в ГТ из КС продуктов полного сгорания, кг/с:

G_Г^Д = V_Г^Д • с₃, (5.42)

где с₃ - плотность продукта сгорания на входе в ГТ, кг/м³.

7. Действительный массовый расход воздуха из ГТ в котел-утилизатор, кг/с:

G_{Г КУ} = G_Г^Д + (G_{ВО 5}^Д + G_ВО7 ^Д + G_ВО10^Д + G_ВО15^Д +G_ВВТО^Д). (5.43)

6. РАСЧЕТ ПАРОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОТЛА-УТИЛИЗАТОРА

Паропроизводительность КУ для заданной нагрузки ПГУ-К определяется из уравнений тепловых балансов поверхностей нагрева при предварительно заданном температурном напоре между перегретым паром высокого давления и температурой отработанных в ГТ газов. При определенных параметрах пара и воды в барабане высокого давления определяется температура среды в испарительных поверхностях нагрева, за экономайзером высокого давления и, соответственно, температуры уходящих газов за ними. Из уравнения теплового баланса определяется расход пара высокого давления.

6.1 Особенности режимов работы котла-утилизатора

1. Рабочий диапазон изменения нагрузки котла-утилизатора соответствует диапазону нагрузки ГТУ: 10050%. Изменение нагрузки котла-утилизатора в регулировочном диапазоне должно производиться путём плавного изменения нагрузки ГТУ и не должно приводить к резким колебаниям уровня в барабанах и выбегам температур за поверхностями нагрева [12].

2. Регулирование давления и температуры пара в КУ не требуется, т.к. КУ предназначен для работы на скользящих параметрах пара высокого и низкого давлений. Параметры пара определяются расходом и температурой греющих газов на входе КУ из ГТ и нагрузкой паровой турбины [12].

Из этого следует, что параметры пара за котлом (давление, температура), а следовательно, перед паровой турбиной, полностью определяет режим работы ГТУ:

- расход газов из ГТУ в КУ;

- температура газов на входе в КУ.

3. Паропроизводительность КУ не регулируется и определяется полностью нагрузкой ГТУ.

6.2 Выбор температурных напоров в пинч-пунктах и опорных параметров для теплового расчета котла-утилизатора

Руководствуясь положениями НТД на проектирование ПГУ, производственной инструкции по эксплуатации котла-утилизатора П-88 и данными испытаний ПГУ, определяются опорные параметры для расчета КУ и температурные напоры в пинч-пунктах, см. табл. П. 7 и рис. 18

1. Согласно [19] «… Конструкция и тепловая схема котла-утилизатора должны обеспечивать его работу с минимально возможной температурой уходящих газов. Температурные напоры в «пинч-пунктах» не должны превышать 1015°С.».

ПРИМЕЧАНИЕ.

Пинч-пункт (pinch - сужение, заклинивание) - это сечение в T,Q-диаграмме для каждой поверхности пароводяного тракта КУ (см. рис. 18), в котором достигается минимальная разность температур (минимальный температурный напор) между газами (продукты сгорания топлива) и рабочим телом (пар, вода).



а)

б)

Рис.18. Принципиальная схема газовоздушного и водопарового трактов (а) и тепловая t,Q-диаграмма (б) полублока ПГУ-325

2. Согласно [19] «… При работе ПГУ на основном и резервном топливе температура воды (конденсата) на входе в котел-утилизатор должна превышать на 10-15°С температуру конденсации водяных паров в уходящих газах.».

Производственная инструкция по эксплуатации КУ [12] конкретизирует величину температуры питательной воды на входе в КУ в зависимости от вида топлива: «… При работе ГТУ на продуктах сгорания дизельного топлива на вход в ГПК котла-утилизатора должна подаваться вода с температурой не ниже 75 С, исключающей конденсацию водяных паров из состава продуктов сгорания на поверхности нагрева ГПК. При работе на природном газе - не ниже 60 С.».

3. Согласно [19] «… Паропроизводительность котельных агрегатов, устанавливаемых в блоке с турбоагрегатами, выбирается по максимальному пропуску острого пара через турбину с учетом расхода пара на собственные нужды и запаса в размере 3%.

4. По условию надежной эксплуатации КУ температура уходящих газов не должна вызывать конденсации влаги на поверхностях нагрева. Для КУ данного типа рекомендовано не снижать температуру уходящих газов ниже 90 ^оС. Температура газов регулируется температурой конденсата, подаваемого в ГПК, поэтому в расчете приближение температуры производится увеличением расхода рециркуляции РЭН.

6.3 Расчет контура высокого давления котла-утилизатора

Расчет двухконтурного КУ [12] ведется последовательно: сначала рассчитывается контур ВД, а затем контур НД (рис. 18).

6.3.1 Расчет питательного электронасоса

Согласно [12] «… Производительность питательных насосов определяется максимальными расходами питательной воды на котел-утилизатор с запасом не менее 5%; питательные насосы высокого давления принимаются с электроприводами, которые должны, как правило, комплектоваться устройствами для плавного регулирования напора и производительности, обеспечивающими пусковые режимы и работу блоков на частичных нагрузках с минимальными потерями (гидромуфтами, регулируемыми электроприводами).

Сопротивление тракта от деаэраторов до всаса питательных насосов не должно превышать 10 кПа (1 м вод. ст.)».

1. По известному давлению в БНД (см. табл. П. 7) определяем параметры питательной воды, находящейся в состоянии насыщения, перед ПЭН:

h'_БНД, t'_БНД, х'_БНД = hs(p_БНД). (6.1)

2. Повышение теплосодержания питательной воды в проточной части питательного электронасоса (ПЭН), кДж/кг:

?h_ПЭН = [(p_{Н ПЭН} - p_{ВС ПЭН})• х_ПЭН] / (1,03 • з _е^ПЭН), (6.2)

где:

p_{Н ПЭН} = p_ПЭН = p_БВД = p_БНД + ?p_ПЭН - давление питательной воды на стороне напора питательного насоса, кПа;

?p_ПЭН = 10³ - давление ПЭН (развиваемый напор) [12], кПа;

p_{ВС ПЭН} - давление питательной воды на стороне всасывания питательного насоса, кПа:

p_{ВС ПЭН} = p_БНД + (с'_БНД •g•H_ПЭН)•10 ^{- 3} - ? p_ВC; (6.3)

p_БНД - давление питательной воды в барабане контура НД, кПа;

х_ПЭН - средний удельный объем воды в насосе, определенный по параметрам: p_ВС, t_ВС и p_Н, t_Н, м³ / кг:

х_ВС = hs(p_{ВС ПЭН}, t_{ВС ПЭН});

х_Н = hs(p_{Н ПЭН}, t_{Н ПЭН});

х_ПЭН = (х_ВС + х_Н)/2; (6.4)

с'_БНД = 1/ х'_БНД - плотность питательной воды при давлении p_БНД, кг/м³;

t_{ВС ПЭН} = t'_БНД - температура питательной воды на стороне всасывания насоса, ^OC;

g = 9,81 - ускорение силы тяжести, м/с²;

H_ПЭН = 22 - высота столба воды на стороне всасывания ПЭН, [12], м;

? p_ВС = 10 кПа - кавитационный запас (по нормам [19, 20] не более 0,01 МПа);

1,03 - коэффициент, учитывающий составляющую механических потерь насоса;

з _е^ПЭН = 0,84 - справочный (паспортный) КПД питательного насоса [12].

3. Теплосодержание питательной воды на стороне напора ПЭН, кДж/кг:

h_ПЭН = h' _БНД + ?h_ПЭН. (6.5)

4. Из уравнения теплового баланса ЭВД и уравнений тепловых балансов поверхностей ППВД и ИВД

а) ЭВД: G_{Г КУ} • (I _{за ИВД} - I _{за ЭВД}) = D_{КУ ВД}•(h' _БВД - h_ПЭН);

в) ИВД: G_{Г КУ} • (I _{за ПП} - I _{за ИВД}) = D_{КУ ВД}•(h ' ^' _БВД - h' _БВД);

б) ППВД: G_{Г КУ} •(I_Д - I _{за ПП ВД}) = D_{КУ ВД}•(h_{КУ ВД} - h ^' '_БВД),

определяем расход пара контура ВД, кг/с:

D_{КУ ВД} = 1,01• [G_ГТ • (I_Д - I _{за ЭВД}) / (h_{КУ ВД} - h_ПЭН)]. (6.6)

Здесь:

G_{Г КУ} = с_{Г КУ} •G_ГТ - массовый расход газов в КУ, кг/с;

I_Д - энтальпия газов на входе в КУ (за диффузором) (см. табл. П.7), кДж/кг;

и_ЭВД = t_ПЭН + дt_ЭВД - температура газов за поверхностью ЭВД, ^OC;

I _{за ЭВД} = c_{pг 4} • и_ЭВД - энтальпия газов за поверхностью ЭВД (см. табл. П 7), кДж/кг;

h_{КУ ВД} = hs(p_БВД, t_{КУ ВД}) - теплосодержание пара контура высокого давления на выходе из ППВД, кДж/кг;

t_{КУ ВД} = и_{4 КУ} + дt_ППВД - температура пара контура высокого давления на выходе из ППВД, ^OC;

1,01 - коэффициент, учитывающий увеличение расхода питательной воды на КУ на величину непрерывной продувки в размере 1% от общего расхода перегретого пара.

5. Пренебрегая потерей давления в тракте ППВД, определяем температуру и давление пара на выходе из ППВД (перед СК ВД паровой конденсационной турбины К-110-6,5):

t_{О ВД} = t_{4 КУ}, ^ОС; h_{О ВД} = h_{КУ ВД}; p_{О ВД} ? p_БВД; (6.7)

6.3.2 Расчет расширителя непрерывной продувки высокого давления (РНП ВД)

Для поддержания водного режима котла-утилизатора согласно [12] качество питательной воды для обоих контуров КУ должно соответствовать требованиям, приведенным в приложении.

Расходы продувочной воды непрерывной продувки в установившемся режиме работы КУ не должны превышать 1,0 % от производительности контуров по ВД и по НД.

ПРИМЕЧАНИЯ.

1. При пусках после монтажа или длительного простоя допускается расход непрерывной продувки контуров ВД и НД до 3 %.

2. Периодические продувки нижних точек КУ производятся при каждом пуске и останове, а во время работы - ежесменно.

3. Непрерывная продувка КУ осуществляется:

а) контура высокого давления (контур ВД) - из барабана высокого давления (БВД);

б) контура низкого давления (контур НД) - из барабана низкого давления (БНД).

Расход питательной воды в КУ (W_пв) больше паропроизводительности КУ (D_{КУ ВД}) из-за наличия непрерывной продувки из барабанов контуров ВД и НД КУ:

G_пв = (D_{КУ ВД} + W_{пр БВД}) + (D_{КУ НД} + W_{пр БНД}) = D_{КУ ВД} + D_{КУ НД} + W_пр. (6.8)

Здесь:

W_пр = W_{пр БВД} + W_{пр БНД} - величина непрерывной продувки КУ, кг/с;

W_{пр БВД} - величина непрерывной продувки из барабана ВД КУ, кг/с;

W_{пр БНД} - величина непрерывной продувки из барабана НД КУ, кг/с;

D_{КУ ВД} - паропроизводительность контура ВД, кг/с;

D_{КУ НД} - паропроизводительность контура НД, кг/с.

W_пр = (W_{пр БВД} + W_{пр БНД}) = (б _{пр БВД} / 100) • D_{КУ ВД} + (б _{пр БНД} / 100) • D_{КУ НД}, (6.9)

где:

б _{пр БВД}, б _{пр БНД} - доля непрерывной продувки из барабана высокого давления (БВД) и из барабана низкого давления (БНД) КУ составляет 0,53,0 % от расхода пара [20] (Примечание: в формулу подставляется в %).

ПРИМЕЧАНИЕ. Согласно [19] в расчетах следует принимать:

б _{ПР БВД} = 1,0 %; б _{ПР БНД} = 1,0 %. (6.10)

Руководствуясь проектными данными [12], оценим в первом приближении, с последующим уточнением, расход питательной воды на КУ:

W_ПВ = 1,01• D_{КУ ВД} + 1,01• D_{КУ НД}, (6.11)

где: D_{КУ НД} = (б _{КУ НД} / 100) • D_{КУ ВД};

б _{КУ НД} = (D_{КУ НД} / D_{КУ ВД}) • 100 - доля паропроизводительности контура НД от паропроизводительности контура ВД, % (Значение б _{КУ НД} оцениваем руководствуясь проектными данными при соответствующей нагрузке котла-утилизатора П-88, см. приложение).

1. Расход продувочной воды из БВД определится следующим образом, (см. рис. 19):

W_{ПР БВД} = (б _{пр БВД} / 100) • D_{КУ ВД}. (6.12)

2. Теплосодержание продувочной воды БВД КУ, находящейся в состоянии насыщения, определяем по давлению в БВД:

h'_БВД = hs(p_БВД). (6.13)

3. Теплосодержания насыщенного пара (h''_РВД) и воды в состоянии насыщения (h'_РВД) в РНП ВД определяем по давлению в РНП ВД (рис. 19, 20):

h_РВД = h'_БВД; h'_РВД, h''_РВД = hs(p_РВД). (6.14)

4. Находим степень сухости пара до сепарации в РНП ВД:

x _РВД = (h_РВД - h'_РВД)/(h''_РВД - h'_РВД). (6.15)

5. Зная величину непрерывной продувки БВД, находим значения W'_РВД и D''_РВД:

W'_РВД = (1 - x _РВД) • W_{ПР БВД}; (6.16)

D''_РВД = x _РВД • W_{ПР БВД}. (6.17)

6. Материальный баланс пара и воды в РНП ВД до сепарации:

W_{ПР БВД} = W'_РВД + D''_РВД. (6.18)

7. Считаем, что пар, покидающий РНП ВД после сепарации и направляющийся в БНД, имеет степень сухости

x _НД = 0,95. (6.19)

Примечание. Для расширителей непрерывной продувки: x = 0,95 … 0,97.

8. Определяем теплосодержание влажного пара, направляемого из РНП ВД в БНД:

h_НД = x _НД • h''_РВД + (1 - x _НД)• h'_РВД. (6.20)

9. Расход влажного пара, направляемого в БНД:

D _НД = D''_РВД + (1 - x _НД) • W'_РВД. (6.21)

10. Расход отсепарированной воды из РНП ВД, поступающей в РНП НД (с теплосодержанием h'_РВД):

W_РВД = W'_РВД - (1 - x _НД) • W'_РВД = x _НД • W'_РВД. (6.22)

Рис. 19. К балансовому расчету расширителей высокого (РНП ВД) и низкого давлений (РНП НД) котлов-утилизаторов ПГУ-325

Рис. 20. К определению теплосодержания среды в РНП ВД (процесс дросселирования котловой воды, поступающей из БВД в РНП ВД

6.4 Расчёт пароводяного тракта контура низкого давления (НД) двухконтурного котла-утилизатора (КУ)

1. Из тепловых балансов пароперегревателя низкого давления (ППНД) и испарителя низкого давления (ИНД)

а) ПП НД: G_{Г КУ} •(I _{за ЭВД} - I _{за ПП НД}) = D_{ПП НД} • (h_{ПП НД} - h ^{' '} _БНД);

б) ИНД: G_{Г КУ} • (I _{за ПП НД} - I _{за ИНД}) = D_{ПП НД} • (h ' ^' _БНД - h' _БНД),

находим расход пара из контура НД КУ, решая совместно уравнения для ПП НД и ИНД:

D_{ПП НД} = G_{Г КУ} •(I _{за ЭВД} - I _{за ИНД})) / (h_{ПП НД} - h' _БНД). (6.25)

Здесь:

и_ИНД = t'_БНД + дt_ГПК - температура газов за поверхностью ИНД, ^OC;

I _{за ИНД} = c_{pг 4} • и_ИНД - энтальпия газов за поверхностью ИНД (см. табл. П.7), кДж/кг;

t_{ПП НД} = и_ЭВД - дt_ЭВД - температура перегретого пара на выходе из контура НД (ППНД), ^OC;

h_{ПП НД} = hs(p_БНД, t_{ПП НД}) - теплосодержание перегретого пара на выходе из ППНД, кДж/кг;

h ^{' '}_БНД - теплосодержание сухого насыщенного пара в БНД, кДж/кг;

h'_БНД - теплосодержание воды (состояние насыщения) в БНД, кДж/кг.

2. Из теплового баланса газового подогревателя конденсата (ГПК) - иначе: экономайзера низкого давления (ЭНД):

G_{Г КУ} • (I _{за ИНД} - I _{за ГПК}) =

= (W_ПВ + W_РЕЦ) • h' _БНД - (W_ПВ + W_РЕЦ) • h _{до ГПК} =

= W_ПВ • (h' _БНД - h _{до ГПК}) - W_РЕЦ • (h' _БНД - h _{до ГПК}), (6.23)

и теплового баланса узла смешения рециркуляции:

W_ПВ • h _{за КПУ} + W_РЕЦ • h' _БНД = (W_ПВ + W_РЕЦ) • h _{до ГПК} (6.24)

уточняем (см. (6.11)) расход питательной воды на КУ, кг/с:

G_{Г КУ} • (I _{за ИНД} - I _{за ГПК}) =

= W_ПВ • h' _БНД + W_РЕЦ • h' _БНД - W_ПВ • h _{за КПУ} - W_РЕЦ • h' _БНД >

> W_ПВ = G_{Г КУ} • (I _{за ИНД} - I _{за ГПК}) / (h'_БНД - h _{за КПУ}). (6.25)

Здесь:

W_ПВ - расход питательной воды в КУ (до узла смешения ГПК), кг/с;

I _{за ГПК} = c_{p УХ. Г} • и _УХ - энтальпия газов на выходе из котла (за поверхностью ГПК), кДж/кг;

c_{p УХ. Г} - удельная изобарная теплоемкость уходящих газов за ГПК, определяемая по составу газов и температуре уходящих газов и _УХ, кДж/(кг • К);

h _{за КПУ} = h,s[(p _КЭН - ? p_КПУ), t _{за КПУ})] - теплосодержание основного конденсата за КПУ определяется по таблицам [21], кДж/кг;

p _{ПВ до ГПК} = p _КЭН - ? p_КПУ ? p _КЭН - давление питательной воды на выходе из узла смешения ГПК, бар;

p _КЭН - давление основного конденсата на стороне напора КЭН, бар;

? p_КПУ - потеря давления основного конденсата в КПУ (Согласно [19, 20] можно принять ? p_КПУ = 0,01 бар);

t _{за КПУ} = t_ОК + ? t _КПУ - температура основного конденсата за конденсатором пара уплотнений (КПУ), ^оС;

t_ОК - температура основного конденсата за конденсатором паровой турбины, ^оС;

? t _КПУ - величина подогрева основного конденсата в КПУ, ^оС.

3. Теплосодержание питательной воды на выходе из узла смешения ГПК, кДж/кг:

h _{до ГПК} = hs(t _{до ГПК}, p _{ПВ до ГПК}). (6.26)

4. Находим расход питательной воды рециркуляции, подаваемой рециркуляционным электронасосом (РЭН) в узел смешения перед ГПК с целью достижения необходимой температуры основного конденсата на входе в ГПК (t _{до ГПК} ? 60 ^оС), кг/с:

W_РЕЦ = W_ПВ • (h _{до ГПК} - h _{за КПУ}) / (h' _БНД - h _{до ГПК}). (6.27)

ПРИМЕЧАНИЯ.

1. Температура основного конденсата за конденсатором паровой турбины зависит расхода пара в конденсатор (от нагрузки турбины) и температуры охлаждающей воды. Значение t_ОК определяется из теплового расчета конденсатора или по нормативным характеристикам конденсатора. Расчет t_ОК приведен ниже в расчетах процесса в паровой турбине (см. часть 7).

2. Величина подогрева основного конденсата в КПУ может быть получена из материального и теплового баланса КПУ.

3. Согласно [20] подогрев питательной воды в сальниковом подогревателе) тепловой схемы паротурбинной установки обычно принимается постоянным:

?t_сальн = 4 ^оС.

4. Сальниковый подогреватель в тепловой схеме ТЭС - поверхностный теплообменный аппарат для утилизации тепла пара из уплотнений штоков стопорных и регулирующих клапанов паровой турбины.

5. Подогрев питательной воды в охладителе пара эжектора уплотнений тепловой схемы паротурбинной установки согласно [20] обычно принимается постоянным:

?t_эж = 7 9 ^оС.

6. Значение ? t _КПУ мало меняется при изменении нагрузки паровой турбины и его можно принять постоянным:

? t _КПУ 5 ^оС.

7. Точное значение ? t _КПУ можно получить из рассмотрения материального и теплового балансов КПУ (см. рис. 21).

КПУ предназначен для конденсации пара из паровоздушной смеси (ПВС), отсасываемой из концевых уплотнений паровой турбины (см. рис. 1).

6.4.1 Расчет расширителя непрерывной продувки низкого давления (РНП НД)

1. Расход непрерывной продувки из барабана низкого давления КУ, кг/с:

W_{ПР БНД} = (б _{ПР БНД} / 100) • D_{КУ НД}, (6.28)

б _{ПР БНД} = 1,0 % доля непрерывной продувки БНД КУ [12] (Примечание: в формулу подставляется в %).

2. Теплосодержание продувочной воды БНД КУ, поступающей в РНД НД и находящейся в состоянии насыщения, определяем по давлению в БНД:

h'_БНД = hs(p_БНД). (6.29)

3. Теплосодержание смеси в РНП НД (рис. 21):