Внесистемные единицы измерения

Параметр	Единица измерения	Связь с системой СИ
расход	т/ч	1 кг/с = 3,6 т/ч
энтальпия	ккал/кг	1 ккал/кг = 4,19 кДж/кг
теплоемкость	ккал/(кг ∙ ^оС)	1 ккал/(кг ∙ ^оС) = 4,19 кДж/(кг ∙ ^оС)
тепловая мощность	Гкал/ч	1 Гкал/ч = 1,163 МВт

 

В этих единицах с достаточной для практических расчетов точностью ±5% теплоемкость воды в диапазоне температур 0–180^оС и диапазоне абсолютных давлений 1–300 кгс/см² составляет с_р = 1,0 ккал/(кг∙^оС), т.е. энтальпия воды в ккал/кг численно равна температуре, а тепловая мощность в Гкал/ч для водяных поверхностного и смешивающего теплообменников равна:

 

                                                   ,                                    

                                               .                                  

В ряде случаев совместного применения поверхностных и смешивающих подогревателей, особенно при замкнутых циклах,  целесообразно записывать рассмотренные ранее уравнения в расчете на 1 кг результирующего потока, т.е. в долях от некоторого расхода (максимального или образующегося после смешивания всех потоков):

                                                  ,                                                 

                                                 ,                                            

                                                  ,                                                     

где  − доли расходов отдельных потоков.

При этом уравнения теплового баланса рекуперативных теплообменников приводятся к виду:

                                        ,                              

                                   ,                      

где  − соответствующие доли расходов.

Значительная часть аппаратов ТЭС и АЭС представляет собой рекуперативные пароводяные теплообменники (сетевые и регенеративные подогреватели, конденсаторы и др.). В этом случае уравнение теплового баланса приобретает вид

             ,              

причем

                                   ,                            

                                       ,                                    

где  − расход пара и воды на теплообменник;

 − энтальпия пара на входе в теплообменник;

 − энтальпия пара на линии насыщения, определяемая давлением пара в

       корпусе;

    − энтальпия конденсата за теплообменником;

    − КПД аппарата;

    − температура насыщения пара, определяемая давлением пара в корпусе;

    − энтальпия воды на входе и выходе теплообменника;

    − температура воды на входе и выходе теплообменника;

    − недогрев до насыщения в теплообменнике (соответственно для    температуры и энтальпии);

    − нагрев воды в теплообменнике (соответственно для температуры и энтальпии).

Таким образом, температура воды на выходе пароводяного теплообменного аппарата не может быть выше температуры насыщения, соответствующей давлению в корпусе, и составляет . Аналогично для энтальпии .

Недогрев воды до насыщения (температурный напор)  определяется совокупным действием ряда режимных, конструктивных и эксплуатационных факторов. В частности, недогрев увеличивается при образовании отложений на теплообменной поверхности, наличии в паровом пространстве неконденсирующихся газов, увеличении расхода воды. Повышение величины недогрева воды до насыщения снижает экономичность работы теплообменного аппарата.

Конструкция регенеративных теплообменников может предусматривать захолаживание конденсата ниже температуры насыщения, соответствующей давлению пара в корпусе (для сетевых подогревателей и конденсаторов такие режимы, как правило, не используются), что необходимо учитывать при определении энтальпии конденсата и тепловой нагрузки подогревателя.

При расчете циклов с паротурбинной установкой необходимо использовать паровой баланс турбины, который определяет соотношение между расходом пара на турбину и расходами пара в отборах и конденсаторе с учетом потерь на уплотнения:

 

                               ,                       

где  − расход свежего пара на турбину;

   − расходы пара в регенеративные отборы;

   − протечки пара через уплотнения;

   − расходы пара в промышленные отборы;

   − расходы пара в теплофикационные отборы;

   − расход пара в конденсатор.                                                                   

Аналогично можно записать уравнение в расчете на 1 кг пара, подведенного к турбине, т.е. в долях расхода пара:

 

                                ,                     

 

где  − доля расхода свежего пара на турбину;

   − доли расходов пара в регенеративные отборы;

   − доли протечек пара через уплотнения;

   − доли расходов пара в промышленные отборы;

 − доли расходов пара в теплофикационные отборы;

   − доля расхода пара в конденсатор.

Рассмотренные уравнения позволяют определить неизвестные значения расхода пара (доли расхода пара) при расчете режима работы турбины.

     При расчетах необходимо учитывать, что энтальпия пара в отборе турбины определяется его параметрами (давление и температура). В теплофикационных отборах, как правило, задается только давление пара и в практических расчетах принимается, что пар находится в состоянии насыщения. Реально пар в теплофикационном отборе может быть несколько недогрет (область влажного пара) или перегрет по отношению к состоянию насыщения при фактическом давлении в отборе. Кроме того, тепловая нагрузка теплофикационного отбора принимается равной тепловой нагрузке сетевого подогревателя, т.к. сетевые подогреватели работают без захолаживания конденсата с последующим использованием тепла конденсата в схеме регенерации:

                                     ,                                    

где  − энтальпия пара и воды на линии насыщения;

 − теплота парообразования.

Пар, поступающий в конденсатор после турбины, как правило, является влажным и его энтальпия равна:

                                    ,                                      

                                     ,                                   

где  − степень сухости пара;

 − степень влажности пара.

С учетом того, что конденсат остается в цикле, тепловая нагрузка конденсатора

                                              .                                         

 

Если степень сухости (влажности) пара перед конденсатором в условиях задачи не определена, то он рассматривается как насыщенный.

Расход пара на уплотнения, если он отдельно не определен, при решении

задач обычно не учитывается.                                                                             

Расчет КПД теплосилового цикла

Термический (теоретический) КПД без учета затрат энергии на работу питательных насосов рассчитывается как:

а) конденсационный цикл без регенерации

                                                ;                                                  

б) конденсационный цикл с регенерацией

;

в) теплофикационный цикл с регенерацией

,

где  − энтальпия соответственно свежего пара перед турбиной и пара на выходе турбины (перед конденсатором);

 − энтальпия пара в i-ом регенеративном отборе;

 − энтальпия пара в j-ом теплофикационном отборе;

 − энтальпия соответственно конденсата после конденсатора и питательной воды;

 − доля расхода пара соответственно в конденсатор, i-й регенеративный отбор, j-й теплофикационный отбор.                         

Пример решения задач

В паровую турбину поступает пар с параметрами р₀ = 12 МПа,               t₀ = 550^оС. Давление в конденсаторе р_к = 0,005 МПа. Схема регенерации    (рис. 20) предусматривает два рекуперативных подогревателя и деаэратор, параметры приведены в табл. 3.2. Определить доли расходов пара в регенеративные отборы и в конденсатор, рассчитать термический КПД регенеративного цикла и сравнить с КПД цикла без регенерации.

Таблица 3.2

Параметры пара

 

№	Абсолютное давление насыщенного пара, МПа	Недогрев до насыщения, кДж/кг	Захолаживание конденсата, кДж/кг
1	5,0	20	-
2 (Д)	0,7	-	-
3	0,3	40	-

Рис.  20. Схема регенерации

Решение

а) Энтальпии пара, конденсата, питательной воды (кДж/кг) представлены в таблице 3.3. Состояние пара в отборах и за турбиной принято соответствующим насыщению, т.к. не заданы другие условия.

 

Таблица 3.3