Промежуточный перегрев пара на ТЭС

Определить оптимальное давление промежуточного перегрева пара Рпп при заданных начальных (ро, to) и конечных (рк) параметрах пара для теоретического цикла станции. Температура промежуточного перегрева равна начальной tпп = tо.

Сравнить значения конечной степени сухости пара для циклов без промежуточного перегрева и с промежуточным перегревом при оптимальном значении рпп. В расчетах учесть работу питательного насоса.

Исходные данные ро = 21,5МПа;

tо = 530оС;

рк = 4кПа.

Решение.

Для цикла с начальными параметрами пара ро = 21,5МПа и t = 530оС и конечным давлением рк = 3кПа принимаем пять промежуточных значений давления в промежуточном пароперегревателе, прочитываем термический КПД и строим зависимость зt = ѓ(pпп). Максимальное значение зt на графике будет соответствовать оптимальному давлению рпп.

При одноступенчатом промежуточном перегреве рекомендуется следующие соотношения давления промежуточного перегрева и свежего пара рпп = (0,15 — 0,20)ро = 0,15•20 — 0,2•20 = 3,0 — 4,0.

Давление пара отправляемого на перегрев р1 = 1,05рпп.

Находим параметры пара по hs-диаграмме:

ho = 3423кДж/кг;

hkt = 1828,8кДж/кг;

х = 0,73.

По таблицам: h’k = 101кДж/кг; v = 0,10 027м3/кг.

1) Примем рпп = 3,2МПа, р1 = 1,05•3,2 = 3,36.

По h-s диаграмме определяем: h1t = 2892кДж/кг; hпп = 3588кДж/кг; hkt = 2188кДж/кг; х = 0,86.

Определяем располагаемый теплоперепады в цилиндрах турбины Ноцвд = ho — h1t = 3423 — 2892 = 531кДж/кг:

Ноцнд = hпп — hkt = 3545 — 2188 = 1357кДж/кг.

Определяем энтальпию питательного насоса, принимая КПД насоса зн = 0,85.

Дhпн = = 25,359кДж/кг.

Определяем термический КПД.

зtпп = = 0,478.

2) Примем рпп = 3,4МПа, р1 = 1,05•3,4 = 3,57МПа.

По h-s диаграмме определяем: h1t = 2920кДж/кг; hпп = 3543кДж/кг; hкt = 2180кДж/кг; х = 0,848.

Определяем располагаемый теплоперепады в цилиндрах турбины Ноцвд = ho — h1t = 3423 — 2920 = 503кДж/кг:

Ноцнд = hпп — hkt = 3543 — 2180 = 1363кДж/кг.

Определяем термический КПД.

зtпп = = 0,4761.

3) Примем рпп = 3,6МПа, р1 = 1,05•3,6 = 3,78МПа.

По h-s диаграмме определяем: h1t = 2934кДж/кг; hпп = 3541кДж/кг; hкt = 2171кДж/кг; х = 0,845.

Определяем располагаемый теплоперепады в цилиндрах турбины Ноцвд = ho — h1t = 3423 — 2934 = 489кДж/кг:

Ноцнд = hпп — hkt = 3541 — 2171 = 1370кДж/кг.

Определяем термический КПД.

зtпп = = 0,4763.

4) Примем рпп = 3,8МПа, р1 = 1,05•3,8 = 3,99МПа.

По h-s диаграмме определяем: h1t = 2946кДж/кг; hпп = 3539кДж/кг; hкt = 2163кДж/кг; х = 0,841.

Определяем располагаемый теплоперепады в цилиндрах турбины Ноцвд = ho — h1t = 3423 — 2946 = 477кДж/кг:

Ноцнд = hпп — hkt = 3539 — 2163 = 1376кДж/кг.

Определяем термический КПД.

зtпп = = 0,4761.

4) Примем рпп = 4,0МПа, р1 = 1,05•4,0 = 4,2МПа.

По h-s диаграмме определяем: h1t = 2946кДж/кг; hпп = 3581кДж/кг; hкt = 2163кДж/кг; х = 0,841.

Определяем располагаемый теплоперепады в цилиндрах турбины Ноцвд = ho — h1t = 3423 — 2946 = 477кДж/кг:

Ноцнд = hпп — hkt = 3539 — 2163 = 1376кДж/кг.

Определяем термический КПД.

зtпп = = 0,476.

Строим график зависимости зt = ѓ(pпп).

Из графика видно, что оптимальное давление рпп = 3,6МПа, термический КПД зt = 0,4763.

Значение конечной степени сухости равно х = 0,845.