Счет тепловой схемы энергетического блока с конденсационной турбиной

Министерство образования  Российской Федерации

 

Ивановский государственный  энергетический университет

 

 

Кафедра ТЭС

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВАЯ  РАБОТА

 

по курсу  “ Общая  энергетика ”

 

СЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО

БЛОКА С КОНДЕНСАЦИОННОЙ  ТУРБИНОЙ

 

К-75-65

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

         Выполнил студент гр. 2-52* : Клюкач И.И.

 

                                                                    Руководитель: Зорин М.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Иваново - 2009 г.

ПРИМЕР РАСЧЕТА  ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ  ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ

УСТАНОВКИ С КОНДЕНСАЦИОННОЙ  ТУРБИНОЙ

Задание

Составить и рассчитать тепловую схему турбоустановки, выбрать паровой  котел и вспомогательное оборудование при следующих исходных данных:

1. Номинальная мощность турбогенератора  N = 75 МВт.
2. Начальные параметры и конечное давление в цикле:  р₀ = 65 бар, 

t₀ = 455°С,

р_к = 0.04 бар.

3. Основные характеристики условного процесса турбины в hs - диаграмме:

а) потеря давления в органах  регулирования турбины: Dр_р1 = 5%, следова-

 тельно р’₀ = (1-Dр_р1 ) р₀ = (1-0,05 ) р₀ = 0,95р₀,

б) внутренний относительный  КПД  турбины h_оi = 0,86.

4. В системе регенерации пять регенеративных подогревателей (m = 5); из них четыре поверхностного типа и один смешивающего - деаэратор. Давление в деаэраторе выбрать стандартным равным 6 бар.
5. Утечки цикла D_ут = 2,5% от расхода пара на турбину ; подогрев воды в эжекторном и сальниковым подогревателях Dt_эп = 5 °С и Dt_сп = 4 °С.
6. Потери давления в паропроводах от камер отборов до поверхностных подогревателей принять Dр₅= 4%, Dр₄=5%, Dр₂= 6%, Dр₁= 7%.
7. Поверхностные подогреватели без охладителей пара и охладителей конденсата; слив конденсата каскадный; недогрев воды в подогревателях d t_нед = 4 °C.
8. При расчете энергетических показателей блока принять:

- КПД котла h_К  = 90 %,

- удельный расход электроэнергии  на собственные нужды – р_сн = 8 %.

 

1. Составление  тепловой схемы

 

 

На рис. 1 представлена принципиальная тепловая схема энергетического блока с конденсационной турбиной К-80-75. Тепловая схема состоит из: парового котла (ПК), паровой турбины (ТГ) с генератором (Г), конденсатора (К), конденсатного и питательного насосов (КН, ПН), и подогревателей поверхностного и смешивающего типов.

По ходу воды в схеме предусмотрены:

эжекторный подогреватель - ЭП;

регенеративный поверхностный  подогреватель низкого давления - П-1;

сальниковый подогреватель - СП;

регенеративный поверхностный  подогреватель низкого давления - П-2;

смешивающий регенеративный подогреватель (деаэратор) - П-3;

регенеративный поверхностный  подогреватель высокого давления - П-4;

регенеративный поверхностный  подогреватель высокого давления - П-5.

Восполнение утечек цикла осуществляется химически очищенной водой в  конденсатор турбины. Вода на очистку забирается из обратного циркуляционного водовода. Для создания оптимальных условий коагуляции она подогревается до 40 °С отборным паром турбины.

2. Распределение подогревов  питательной воды по

 регенеративным подогревателям

2.1. Давление пара в регенеративных отборах

При начальных параметрах р₀= 65 бар, t₀ = 455 °С по таблице III [ 2 ] определяем  энтальпию пара: h₀ = 3307,8 кДж / кг, а по табл. II температуру насыщения пара при начальном давлении р₀ = 65 бар : t₀^н = 280,9 °С (t₀^н » 281°С ) и при конечном  давлении р_к = 0,04 бар, t_к = 28,96 °С (t_к » 29 °С). Один из способов распределения величины подогрева воды между регенеративными подогревателями основан на равенстве подогрева ее в подогревателях от температуры в конденсаторе (в данном примере 29 °С) до температуры насыщения в цикле (при р₀=65 бар температура насыщения t^н = 281 °С). При этом одним из подогревателей считается водяной экономайзер парового котла. Кроме регенеративных подогревателей в тепловых схемах ТЭС предусматриваются эжекторные и сальниковые подогреватели. При равномерном распределении подогрева воды по регенеративным подогревателям и при Dt_эп = 5 °С и Dt_сп = 4 °С величина подогрева питательной воды в каждом подогревателе определяется из следующей зависимости:

.

В этом случае температура питательной  воды за каждым подогревателем:

за ЭП  t_эп = t_к + Dt_эп  = 29 + 5 = 34 °С;

за П-I  t₁ = t_эп + Dt_под  = 34 + 40,5 = 74,5 °С;

за СП  t_сп = t₁  + Dt_сп   = 74,5 + 4 = 78,5 °С;

за П-2  t₂ = t_сп + Dt_под = 78,5 + 40,5 = 119 °С;

за П-3  t₃ = t₂   + Dt_под =119 + 40,5 = 159,5 °С;

за П-4  t₄ = t₃    + Dt_под =159,5 + 40,5 = 200 °С;

за П-5  t₅ = t₄   + Dt_под  = 200 + 40,5 = 240,5 °С.

Примечание. Правильность определения температур за подогревателями рекомендуется проверить. Должно иметь место равенство:  t₅ + D t_под » t₀^н.

В данном случае t₅ + D t_под   = 240,5 + 40,5 = 281 » 280,9 °С.

2.2. Выбор места установки деаэратора и давление в нем

При заданном числе регенеративных подогревателей m = 5 в качестве деаэратора установлен подогреватель смешивающего типа П-3. При t₃ = 159,5°С давление в нем составит:

р_д = р_нас » 6,7 бар.

Несмотря на это, выбираем стандартный деаэратор на давление р_д = 6 бар (Д - 6). По таблице II [2] для него определяем температуру и энтальпию воды :

температура воды  t_д = 158,83 °С;

энтальпия воды сt_д = 670,5 °С.

Примечание. При выборе места установки деаэратора и давления пара в нем следует руководствоваться правилом: число регенеративных подогревателей высокого давления (ПВД) не должно быть больше числа подогревателей низкого давления (ПНД), поскольку ПВД, трубная система которых находиться под давлением питательных насосов, значительно дороже, чем ПНД. Поэтому, например, при m = 6 следует принимать три ПНД и два ПВД, а при m = 7 - три ПНД и три ПВД.

2.3. Определение давлений в отборах на регенеративные подогреватели

а) Поверхностные подогреватели.

Давление пара  поступающего в  подогреватели этого типа определяется из условия нагрева питательной  воды до определенных ранее температур при заданном недогреве воды

d t_нед = 4 °C.

Величина недогрева воды показывает значение необходимого температурного напора для передачи теплоты от конденсирующегося в подогревателе пара к нагреваемой воде.

Для подогревателя П-5 определяем температуру  насыщения пара, поступающего в подогреватель:

t_н5 = t₅ + d t_нед = 240,5 + 4 = 244,5 °C.

Тогда давление пара, поступающего в  подогреватель, определенное по таблице I [2] при температуре 244,5 ^оС будет: р₅ = 36,5 бар, и аналогично для остальных регенеративных подогревателей поверхностного типа :

для П-4      t_н4 = t₄ + d t_нед = 200 + 4 = 204 °C,  р₄ = 16,9 бар;

для П-2 t_н2 = t₂ + d t_нед = 119 + 4 = 123 °C,  р₂ = 2,2 бар;

для П-1 t_н1 = t₁ + d t_нед = 74,5 + 4 = 78,5 °C,  р₁ = 0,46 бар.

Давление в камерах отбросов турбины должно быть выше, чем давление пара перед подогревателями; учитывается потеря в паропроводах (на трение и местные сопротивления). При заданных потерях, которые приведены в задании (см. табл. П 1.2) Dр₅ = 4%, Dр₄ = 5%, Dр₂ = 6%, Dр₁ = 7% имеем :

 

б) Деаэратор.

Давление в камере отбора на деаэратор  Д-6 принимается р₃^ко = р_д^ко = 9 бар (для всех вариантов) из условия его работы с неизменным давлением 6 бар без перехода на отбор вышестоящего подогревателя до нагрузки ~70 % от номинальной.

Известно, что с достаточной  точностью можно считать, что  при недогрузках давления в камерах нерегулируемых отборов изменяются пропорционально расходам пара через соответствующие ступени и, следовательно, пропорционально нагрузкам на турбину, т.е.

.

Поэтому с учетом потери давления в паропроводе от камеры отбора до деаэратора, величина которой Dр₃ = 5 %, вычисляем значение :

 

3. Построение условного  процесса расширения пара в турбине hs - диаграмме

Схема условного процесса расширения пара в турбине для настоящего случае дана на рис.2а Теоретический  процесс расширения –( а-b ) и действительный – (а - а*- с*) .

При принятых начальных параметрах р₀ = 65 бар и t₀ = 455°С по таблице III [ Л.2 ] имеем энтальпию и энтропию в начале процесса расширения:

h₀ = 3307,8 кДж / кг,    s₀ = 6,694 кДж / ( кг × К ).

При давлении в конце теоретического (адиабатного) расширения р_К = 0,04 бар точка ”b”  находится в области влажного насыщенного пара. В этом случае энтальпия пара в этой точке -h_ka может быть определена аналитически из известного соотношения:

h_ка = сt_к + x_ка r_к [ кДж / кг ],

где  х_ка = сt_к – энтальпия воды на линии насыщения при конечном давлении адиабатного процесса расширения пара, т.е. при р_к = 0,04 бар,  х_ка – степень сухости пара, r_к – скрытая теплота парообразования.

При адиабатном процессе s_ка = s₀ = 6,5420 кДж / (кг × К).

По таблице II 1.1[ П.2 ] при р_к = 0,04 бар :  

s¢ = 0,4224 кДж / (кг * К), s² - s¢ = 8,0523 кДж / (кг ×К),

ct_k = 121,41 кДж / кг, r_к = 2432,7 кДж / кг,

тогда

 x_ка =

= = 0,76 ,

h_ка = сt_к + x_ка × r_к = 121,41 + 0,76 × 2432,7 = 1970,3 кДж / кг.

При принятой потере давления в органах  регулирования, которая приведена  в задании (см. табл. П 1.2) Dр_р1 = 4% имеем давление перед соплами первой ступени турбины :

р¢₀ = (1-Dр₁ ) р₀ = (1-0,05 ) р₀ = 0,95 р₀ = 0,95 ´ 65 = 62 бар.

По линии дросселирования ( h - пост.) до давления  р’₀ = 62 бар получаем точку “а* ”.

При заданном внутреннем относительном  КПД турбины ( без учета потерь с выходной скоростью  последней  ступени  ) имеем энтальпию в точке “с*”:

h_к^* = h₀  - h_оi (h₀  - h_ка ) = 3307,8 - 0,86 (3307,8 - 1970,3) = 3307,8 - 1150,3 = 2157,5 кДж / кг,

где h_oi – внутренний относительный КПД турбины.

 

 

 

Для нахождения точки  с* необходимо найти на h-s – диаграмме пересечение изоэнтальпы h_к^*   с изобарой р_к (т.е. в данном варианте пересечение изоэнтальпы h_к^* = 2199,3 кДж / кг  с изобарой р_к = 0,04 бар), тогда используемый  теплоперепад в турбине:

H_i = h₀ – h*_к = 3307,8 – 2157,5 = 1150,3 кДж / кг.

На линии действительного процесса расширения пара в турбине “ а* - с* ” находятся изобары р₅^к.о.=38 бар, р₄^к.о.=17,8 бар, р₃^к.о.=9 бар, р₂^к.о.=2,3 бар, р₁^к.о.=0,49 бар. Схема процесса с изобарами в камерах отборов дана на рис. 2.б.

Полученные значения энтальпий h₀ , h_ка , h_к^*и h_к наносятся на hs - диаграмму из [2] или [3]; и получаются теоретический (а - b) и действительный (а – а* -c*) процессы. Далее наносятся изобары р₅^к.о., р₄^к.о., р₃^к.о., р₂^к.о., р₁^к.о. В точках пересечения этих изобар с действительным процессом расширения пара необходимо найти соответствующие энтальпии и температуры пара на выходе из камер отборов турбины. Таким образом, по hs - диаграмме последовательно находятся значения энтальпий и температур пара (а также степень сухости пара (х) для подогревателей П-2 и П-1 ):

h₅ = 3164 кДж / кг, t₅^к.о =375 °С;

h₄ = 3012 кДж / кг, t₄^к.о = 290 °С;

h₃ (h_д ) = 2892 кДж / кг, t₃^к.о = 226 °С;

h₂  = 2674 кДж /кг; х₂^к.о =0,979;

h₁. =2448 кДж / кг, х₁^к.о = 0,915.

Условный процесс расширения пара в турбине в hs-диаграмме с нанесением параметров в соответствующих точках дается на рис.3. На диаграмме показаны также и давления пара на входе в регенеративные подогреватели: р₅, р₄, р₃(р_д), р₂, р₁

 

 

Параметры пара в камерах  отборов на регенерацию и давления перед подогревателями приведены в таблице 1.

Таблица 1

Параметры пара в камерах отборов турбины К-75-65

на регенерацию и давления перед подогревателями

Отбор на подогреватель	Давление в камере от-бора, рк.о, бар	Температура пара в камере отбора, tк.о °С, или (х к.о)	Энтальпия пара в камере отбора, h, кДж/кг	Потеря дав-ления в па-ропроводе, Dр, %	Давление пара перед подогревателем, рв., бар
П-5	38,0	375	3164	4	36,5
П-4	17,8	290	3012	5	16,91
П-3 (D-6)	9,0	226	2892	5	6,0
П-2	2,3	(x=0,979)	2674	6	2,2
П-1	0,49	(x=0,915)	2448	7	0,46

 

 

4. Параметры пара, питательной  воды и конденсата (дренажей) в системе регенерации

Давление на нагнетании конденсационного насоса выбирается исходя из условия обеспечения требуемого давления воды перед деаэратором питательной воды.

Деаэратор Д-6 (р_д=6 бар) обычно устанавливается на отметке 25 м. Суммарное гидравлическое сопротивление трубной системы трубопроводов и арматуры каждого ПНД по водяной стороне Dр_ПНД =1 бар, сопротивлении эжекторного и сальникового подогревателей Dр_ЭП =Dр_СП =0,5 бар и р_к = 0,04 бар. Имеем давление на нагнетании конденсатных насосов:

р_кн = р_д + H_деа / 10,197 + 2 Dр_ПНД + 2 (Dр_ЭП ¸ Dр_СП ) – р_к =

= 6,0 + H_деа /10,197  + 2 ´1 + 2 ´ 0,5 - 0,04 = 11,41бар @ 12 бар.

где: 10,197 м – высота столба воды эквивалентная  давлению в 1 бар, а H_деа= 25м – высота установки деаэратора. Соответствующие давления питательной воды по тракту ПНД проставляются в расчетной тепловой схеме (рис. 1).

Определив давление за конденсатным насосом, находим давление питательной  воды по тракту от конденсатного насоса до деаэратора.

Давление на нагнетании питательного насоса принимаем, бар,

р_пн =1,3 р_о = 1,3 ´ 65 = 84,5 бар @ 85 бар.

Давление питательной  воды за ПВД определяется исходя из гидравлического сопротивления  каждого подогревателя с относящимися к нему трубопроводами  и  арматурой : Dр_ПВД = 5 бар. В данном варианте:

р_в4= р_пн –  Dр_ПВД =85  – 5 = 80 бар; р_в5 = р_в4 – Dр_ПВД = 80 – 5 = 75 бар.

Температура питательной  воды за поверхностными подогревателями  определена ранее при расчете  распределения подогрева питательной  воды по регенеративным подогревателям и в рассчитываемом варианте составляет:

t_ЭП = 34°С ;  t₁ = 74,5°С ;  t_СП = 78,5°С ;

t₂ = 119°С ;  t₄ = 200°С ;  t₅ = 240,5°С ;

Температура питательной воды за деаэратором (П-3) соответствует температуре насыщения  при давлении в деаэраторе р_д. Для рассчитываемого варианта р_д = 6 бар. Этому давлению соответствует температура насыщения t_н= =158,8 °С (табл. II [ 2] ).

Энтальпия питательной воды за подогревателями устанавливается  по значению температур и давлений по таблице III [ 2]:

Для подогревателя  П-5 при р_в5=75 бар, t₅ =240,5°C энтальпия питательной воды будет: ct₅=1040,2 КДж/кг, для П-4 при р_в4=80 бар, t₄ =200 °C: ct₄ = 856,1 кДж/кг, для П-2 при р_в2=9 бар, t₂ =119°C: ct₂=500,2 кДж/кг, для П-1 при р_в1=10,5 бар, t₁ =74,5 °C: ct₁=312,4 кДж/кг .

Температура и  энтальпия питательной воды за деаэратором определяется давлением в деаэраторе, они приведены выше.

Температуры конденсата, выходящего из поверхностных регенеративных подогревателей, соответствуют температуре насыщения и опрелеляются по давлению пара в подогревателе по данным таблицы II [2].

Отметим, что эти  температуры были уже определены в разделе 2.3, например для подогревателя П5 при давлении р₅ = 36,5 бар температура конденсата (которая равна температуре насыщения) имеет значение t_н5 = 244,5°С, для П4 при р₄ = 16,9 бар значение t_н4 = 204°С и т.д.

Энтальпии конденсата определяются по тем же давлениям пара в подогревателе, по табл.II [2] и значение сt_н равно табличному значению энтальпии воды на линии насыщения h’, таким образом при р₅ = 36,5 бар, сt_н5 = h’= 1061,4 кДж/кг, при р₄ =16,9бар сt_н4 = h’ = 870,8 кДж/кг, при р₂ = 2,2 бар сt_н2= h’ =517,3 кДж/кг, при р₁= 0,46 бар сt_н1 =h’ =331,96 кДж/кг Значения параметров пара, питательной воды и конденсата сводятся в табл. 2.

Внимание. В настоящем примере расчета повышение энтальпии пара и температуры питательной воды в питательном и конденсатном насосах Dt¢_п.н , Dt¢_к.н вследствие перехода объемных и гидравлических потерь в теплоту перекачиваемой жидкости учитывается для всех вариантов одинаковыми значениями Dt¢_п.н. = 5,5 кДж/кг, Dt¢_к.н. = 1,2 кДж/кг. Значения этих величин приведены также в табл. 2

 

5. Баланс пара, питательной  и добавочной воды

При принятом методе расчета тепловой схемы, в котором все расходы  пара и воды в ее элементах выражаются через расход потерь пара на турбину “D”, а утечки цикла сосредоточены в месте наивысшего температурного уровня рабочего тепла, имеем :

- необходимую производительность  котельного агрегата блока,

D_ка =D + D_ут;

- количество питательной воды, подаваемой в котел питательного  насоса,

D_пв = D_ка;

Подставляя обусловленные значения величин, имеем :

D_ка = D + 0,02 D  = 1,02 D;

D_пв = 1,02 D.

6. Расчеты по системе  регенерации и подсчет расходапара на турбину

6.1. Расчет ПВД

Расчетная схема ПВД с  необходимыми расчетными данными (энтальпиями  пара, питательной воды и дренажа ) из таблицы 2 дается на рис.4.

Уравнения теплового баланса подогревателей :

D₅ ( h₅ – сt_н5 ) = K₅ D _пв ( сt₅ - сt₄ );

D₄ ( h₄ – сt_н4 ) + D₅ ( сt_н5 – сt_н4 ) = K₄ D _пв (сt₄ - сt_пн);

где коэффициенты рассеяния  тепла принимаем (для всех вариантов):

K₅ = 1,009; K₄ = 1,008;

Подставляя в уравнение  известные величины имеем :

D₅ ( 3164 – 1061,4) = 1,009 × 1,02 D (1040,2 – 856,1);

D₅ =  0,0901132 D.

D₄ (3012 – 870,8) + 0,0901132 D (1061,4 – 870,8) = 1,008 ×1,02 D (856,1 - 675,3);

2141,2 D₄ +17,1756 D = 185,89 D;

;

D₄ = 0,0787943 D.

Таким образом имеем, слив конденсата из ПВД в деаэратор:

D₄ + D₅ = 0,1911052D.

В случае, если в системе регенерации  три ПВД (например при m = 7), должно быть составлено уравнение теплового баланса третьего подогревателя:

D₃ (h₃ – сt_н3) + (D₄+D₅ ) ( сt_н4 – сt_н3 ) = K₃ D_п.в (сt₃ - сt_п.н).

6.2. Расчет деаэратора

Расчетная схема с необходимыми расчетными данными дана на рис.5.

Уравнение теплового баланса запишем  в следующем виде, исходя из условия, что пар «выпара» деаэратора не учитывается в тепловом балансе, т.к. его величина  невелика:

D_д ( h₃ - сt_д ) + ( D₄ + D₅ ) ( сt_H4 - сt_д ) = K₃ [D’_пв ( сt_д - сt₂ )]

Количество питательной воды, идущей из ПНД, (D’пв) определяется из материального баланса деаэратора :

D¢_пв = D_пв - (D₅  + D₄ + D_д ) = 1,02D - 0,1689075D - D_д = 0,8510925D - D_д

Тогда при К_д = 1,007 (для всех вариатов):

D_д (2892 - 670,4) + 0,1689075D (870,8 - 670,4) = 1,007 [(0,8510925D - D_д) (670,4 - 500,2)];

2221,6 D_д + 33,8491 D =145,87 D - 171,39 D_д ;

2392,99 D_д = 112,0209 D;

D_д = 0,04681 D.

В этом случае:

D¢_пв =   0,8510925 D - 0,04681 D = 0,8042825 D

Таблица 2

Параметры питательной  воды и конденсата в системе регенерации турбины К – 75 – 65

Подогреватели	Пар в камере отбора (из табл. 1)			Потеря давления впаропроводе Dр1,%	Пар у регенеративного подогревателя			Питательная вода за подогревателями			Конденсат из подогревателей
	р, бар	h, кДж кг	t, °С		р, бар	h, кДж кг	tн, °С	рв, Бар	t, °С	сt, кДж кг	tн, °С	сtн, кДж кг
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	13	14
П – 5	38,0	3164	375	4	36,5	3164	244,5	75	240,5	1040,2	244,5	1061,4
П – 4	17,8	3012	290	5	16,9	3012	204	80	200	856,1	204	870,8
За питательным насосом	__	__	__	__	__	__	__	85	158,8	675,91)	__	__
Д – 6 (П –3)	9,0	2892	226	__	6,0	2892	158,8	6,0	158,8	670,4	__	__
П – 2	2,3	2674	119	6	2,2	2674	123	9,0	119	500,2	123	517,3
СП	--	--	--	--	--	--	--	10,0	78,5	332,8	__	__
П – 1	0,49	2448	74,5	7	0,46	2448	78,5	10,5	74,5	312,4	78,5	331,96
ЭП	__	__	__	__	__	__	__	11,5	34	135,5	__	__
За конден. насосом	__	__	__	__	__	__	__	12,0	29,0	122,92)	__	__
Конденсатор	0,04	2157,5	29	__	__	__	__	0,04	29	121,7	__	__

1) 5,5 кДж/кг – повышение энтальпии в питательном насосе

2) 1,2 кДж/кг – повышение энтальпии в конденсатном насосе

 

6.3. Расчет ПНД

Расчетная схема ПНД с необходимыми данными дана об энтальпии потоков  теплоносителей дается на рис.6 .

Уравнение теплового баланса для  П – 2:

D₂×(h₂ - сt_н2) = K₂×D¢_п.в×(сt₂ - сt_сп);

где ct_сп – энтальпия пара за сальниковым подогревателем (из табл.2).

D₂×(2674 - 517,3) = 1,005 × 0,8042825×D×(500,2 - 332,8);

D₂ = 0,0627394×D.

Уравнение теплового баланса  для П – 1:

D₁× (h₁- ct_н1) + D₂×(ct_н2 - ct_н1) = K₁×D¢_пв×(ct₁ - ct_эп);

D₁×(2448 – 331,96) + 0,0627394×D×(517,3 - 331,96) = 1,004×0,802825×D×(312,4 -135,5);

2116,04×D₁ + 11,62812×D = 142,84668×D ;

 

D₁ = 0,0620114 D.

 

6.4. Суммарные расходы  пара в отборы турбины

и расход пара в конденсатор

Согласно расчетной тепловой схеме  рис.1 и выполненным расчетам по определению  расходов пара на подключенные подогреватели, расходы пара из отборов турбины  равны:

D_V = D₅ = 0,0901132×D;

D_IV = D₄ = 0,0787943×D;

D_III = D_д = 0,0468121×D;

D_II = D₂  = 0,0627394×D;

D_I = D₁   = 0,0620114×D.

И следовательно, суммарный расход пара на все отборы составит:   S D_отб = 0,3404704×D.

Расход пара в конденсатор турбины  определяется из уравнения, характеризующего баланс потоков пара в турбине:

D_к = D - S D_отб = D - 0,3404704×D , D_к = 0,6595296×D.

Правильность выполненных  расчетов устанавливается подсчетом  расхода пара в конденсаторе по балансу  потоков конденсата в тепловой схеме:

D^*_к = D¢_пв – (D₁+ D₂ + D_ку) = 0,8042825×D – (0,0620114×D + 0,0627394×D + 0,02×D)=

= 0,8042825×D – 0,1447508×D = 0,659317×D;

D^*_к = 0,659317×D.

D^*_к = D_к , что свидетельствует о правильности расчетов.

6.5. Определение расхода  пара на турбину.

Расход пара на турбину подсчитываем по уравнению, основанному на балансе  мощностей потоков пара в ней, МВт:

S N_m = N_э = К  S D_m  H_im ,

где: , H_im  – используемые тепловые перепады в турбине соответствующих расходов пара из отборов; (определяли в разделе 2.3) D_m H_im– произведение этих величин показывает количество энергии, которое вырабатывает поток пара, проходящий до отбора; h_м– механический КПД (определяет потери на трение в подшипниках турбоагрегата); h_э  – КПД электрогенератора. Значения h_м = 0,99 и h_э = 0,986 приняты по табл.I (прилож. 3 [I]) при номинальной мощности турбоагрегата N_э = 75 МВт.