Расчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000-60/1500-1

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по дисциплине «ТЭС и АЭС»

Рассчет тепловой схемы турбоустановки с турбиной К-1000−60/1500−1

• ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ТЕПЛОВЫХ СХЕМ ТУРБОУСТАНОВОК АЭС
• ВВЕДЕНИЕ
• ТУРБОУСТАНОВКА K-1000−60/1500−1 [4]
• СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ
• ОПРЕЛЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО
• ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ
• ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ГЛАВНОЙ ТУРБИНЕ И В ПРИВОДНОЙ ТУРБИНЕ ПИТАТЕЛЬНОГО НАСОСА В H, S — ДИАГРАММЕ
• ОПРЕЛЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧЕГО
• ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ
• ТЕПЛОФИКАЦИОНАЯ УСТАНОВКА
• ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНУТРЕННЕЙ МОЩНОСТИ ТУРБИНЫ И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ
• ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ
• ВЫВОД
• ЛИТЕРАТУРЫ

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ТЕПЛОВЫХ СХЕМ ТУРБОУСТАНОВОК АЭС

Содержание расчетной части курсового проекта включает составление расчетной тепловой схемы ТУ АЭС, построение h, S-диаграммы процесса расширения пара в турбине (ЧВД, ЧСД, ЧНД), определение параметров рабочего тела (пара, основного конденсата, ОК, питательной воды, ПВ) в элементах ТУ, определение расходов пара в отборах турбоагрегата (Т), определение внутренней мощности Т, и показателей тепловой экономичности ТУ и блока в целом.

Таким образом, цель расчета тепловой схемы ТУ — определение параметров и расходов сред, которые проходят через все элементы схемы, а также мощности установки и показателей тепловой экономичности (КПД, удельного расхода теплоты и пара). Наряду с этим определяются мощности насосов конденсатно-питательного тракта.

При поверочных расчетах существующей ТУ расчеты выполняются для других режимов ее работы, отличных от номинального. Результаты такого расчета необходимы для определения возможности работы всех элементов ТУ в диапазоне заданных режимов, показателей тепловой экономичности, а также для выбора различного регулирующего оборудования и арматуры.

При построении h, S-диаграммы процесса расширения пара в турбине используются заводские данные о внутренних относительных КПД цилиндров или отсеков Т (_oi). При этом в задании могут быть внесены некоторые изменения в типовую тепловую схему. Если эти изменения не приводят к изменениям расходов пара в отсеках Т более чем на 5%, то пересчитывать заводские данные по _oi нет необходимости. Можно также пренебречь небольшими изменениями давлений в точках отбора пара в Т. В этом случае расчет ТУ на номинальном режиме сводится к определению расходов пара в отборах, расходов пара в отсеках Т и мощности, которую развивают новые потоки пара.

Исходные данные

Тип ТУ К-1000−60/1500−1

Р_К, кПа 4,5

t_пв, °С 225

Дt_мин ^ПВД, °С 7

Дt_мин ^ПНД, °С 4

Q_ТП, МВт 115

Ядерная энергетика, базирующаяся на использовании ядерного топлива, используется во многих технически развитых странах мира, и, естественно, в Украине. Это объясняется прежде всего экономическими преимуществами АЭС, главным из которых являются меньшие затраты на производство электроэнергии по сравнению с тепловыми электростанциями, работающими на органическом топливе. Для Украины, как и для ряда других Европейских государств, характерна недостаточность или отсутствие собственных запасов органического топлива, которые целесообразно использовать в качестве горючего для теплои электроснабжения. В то же время по оценкам геологов запасов сравнительно недорогого урана в Украине достаточно для удовлетворения потребности атомной энергетики в топливе на несколько столетий с учетом возрастающих темпов производства электроэнергии и теплоты.

Пониженная по сравнению с ТЭС на органическом топливе стоимость вырабатываемой электроэнергии, также определяет преимущества АЭС перед ТЭС на угле, мазуте и газе.

Более благоприятно, чем на ТЭС, и экологическое воздействие АЭС на окружающую среду. АЭС не дают вредных химических выбросов в виде золы, окислов серы, азота и других, в том числе канцерогенных соединений. Даже радиоактивные выбросы АЭС существенно меньшие, чем на ТЭС.

Вместе с тем АЭС обладают по сравнению с ТЭС и рядом недостатков. Сооружение их (затраты на 1 кВт установленной мощности) обходится существенно дороже, требует больших трудозатрат, в том числе высококвалифицированного персонала. К оборудованию АЭС предъявляются повышенные требования по надежности, особые требования по безопасности. Предъявляются также высокие требования к качеству эксплуатации и ремонта оборудования АЭС. И, наконец, имея более низкий КПД, чем ТЭС (это относится к АЭС с водоохлаждаемыми реакторами), создают большее тепловое загрязнение водоемов и требуют большего расхода охлаждающей воды.

За последнее десятилетие практически во всех странах мира, где эксплуатируются АЭС, происходит заметное снижение прогнозируемой мощности ядерной энергетики. Причины этого сложны и многочисленны. Однако главная причина этого — объективные экономические факторы, связанные, прежде всего с введением более строгих норм эксплуатации АЭС, обусловленных требованиями высокой степени надежности, безопасности и защиты окружающей среды. Чтобы удовлетворить этим требованиям, пришлось существенно увеличить число вспомогательных систем, дополнительного оборудования, использовать новые дорогостоящие материалы, усовершенствовать технологию эксплуатационного обслуживания оборудования АЭС, внедрить новые способы контроля, усовершенствовать методы подготовки, переподготовки и периодического контроля персонала. Все это привело к увеличению трудозатрат, затрат времени и средств на строительство и эксплуатацию АЭС, резко возросли и без того большие удельные капитальные затраты на сооружение АЭС.

Вследствие указанных и ряда других причин программы развития ядерной энергетики во многих странах были пересмотрены в сторону сокращения. Так например, в США, Японии и в странах-членах ЕЭС темп и объемы ввода новых мощностей в ядерной энергетике сократились на 30−40% по сравнению с ранее планируемыми.

Аналогичные тенденции наблюдаются и в традиционной энергетике, где используется органическое топливо. Удельные капиталовложения в строительство тепловых электростанций (ТЭС), работающих на органическом топливе, и АЭС возрастали приблизительно в одинаковой пропорции.

Тем не менее, на современном этапе развития ядерная энергетика не только экономически конкурентоспособна по отношению к другим видам производства электроэнергии, но и превосходит их по таким показателям, как экономичность, надежность и безопасность, экологичность. В результате резкого увеличения стоимости нефти и газа за последние десять лет в значительной степени улучшилась конкурентоспособность АЭС.

Развитие атомной энергетики в Украине стало основой энергетического потенциала страны. Выработка электроэнергии объединенной энергетической системой Украины за период с 1990 по 2001 г. г. уменьшилась с 296 258 до 172 159 млн. кВтч, что объясняется спадом производства и ощутимым износом основного оборудования ТЭС, работающих на органическом топливе. Вместе с тем производство электроэнергии на АЭС за этот же период оставалось практически на одном и том же уровне (73 750 — 76 179 млн. кВтч), с небольшим спадом в 1994;95 гг. За последние 2−3 года производство электроэнергии на АЭС в среднем составляет 44 — 45% а в зимний период — 50% и более общего производства.

В первом полугодии 2002 года АЭС Украины выработали практически 50% электроэнергии, произведенной в Украине.

Таким образом, надежная и безопасная атомная энергетика, обеспечивающая высокие и конкурентоспособные технико-экономические показатели производства электроэнергии и теплоты, является основой энергетического производства и энергетической безопасности Украины.

Неотъемлемой частью АЭС является турбоустановка. В настоящее время наибольшее распространение получили АЭС с водоохлаждаемыми ядерными реакторами и пароводяным энергетическим контуром с паровыми турбинами на насыщенном паре. Второй (паротурбинный) контур АЭС состоит из сложного тепломеханического оборудования, от работы которого зависят как технико-экономические, так и эксплуатационные показатели работы электростанции: надежность, экономичность, маневренность, безопасность. Технический уровень оборудования турбоустановки определяет ряд основных параметров АЭС, таких как единичная мощность блока, компоновочные решения (моноили дубльблок), начальные и конечные параметры теплоносителя и рабочего тела, тип и условия технического водоснабжения и т. п.

Все это показывает, что на всех этапах проектирования, строительства, монтажа, наладки и эксплуатации — выбор основных характеристик АЭС, выбор площадки для сооружения АЭС, проектирование оборудования и АЭС в целом, строительство и монтаж оборудования АЭС, пусконаладочные испытания, эксплуатация и ремонт — специалист-энергетик по АЭС должен хорошо представлять себе конструкцию тепломеханического оборудования станции (блока), в том числе и турбоустановки, взаимосвязи основных ее элементов, особенности их эксплуатации.

ТУРБОУСТАНОВКА K-1000−60/1500−1 [4]

Успешный опыт эксплуатации турбин мощностью 500 МВт на 1500 мин-1 послужил основой для создания турбины К-1000−60/1500−1, выпущенной в четырех экземплярах для работы на Южно-Украинской и Калининской АЭС. Турбина К-1000−60/1500−1 имеет номинальную мощность 1100 МВт при работе на насыщенном паре с начальными параметрами 5,89 МПа и 274,3 °С (начальная влажность 0,5%), с внешней сепарацией и двухступенчатым перегревом пара до температуры 250 °C при давлении 1,12 МПа и давлении в конденсаторе 4 кПа.

При давлении в конденсаторе 5,9 кПа турбина поставляется с двумя ЦНД.

От четырех парогенераторов реактора ВВЭР-1000 по четырем трубам пар подается к четырем блокам комбинированных стопорно-регулирующих клапанов, расположенных по обе стороны турбины. Все четыре регулирующих клапана перемещаются одновременно, т. е. в турбине используется дроссельное парораспределение.

Поступив в двухпоточный ЦВД, пар расширяется в нем и при давлении 1,2 МПа и влажности 12% отводится в четыре СПП. В сепараторе происходит отделение образовавшейся влаги, а полученный сепарат, имеющий высокую температуру, направляется в первый (по ходу питательной воды) ПВД. Затем пар перегревается сначала в I ступени паром, отбираемым из ЦВД с параметрами 2,82 МПа и 230 °C, а затем во II ступени — свежим паром. С параметрами промежуточного перегрева пар поступает в двухпоточный ЦСД, а из него — в две ресиверные трубы, расположенные над турбиной. Из ресиверных труб пар раздается на три двухпоточных ЦНД.

Из ЦНД пар поступает в два поверхностных одноходовых секционированных конденсатора. Из каждого ЦНД пар поступает в свою секцию, поэтому при температуре охлаждающей воды в первой (по ходу воды) секции, равной 15 °C, давление составляет 3,67 кПа, во второй — 3,76 кПа, в третьей — 4,5 кПа. Система регенеративного подогрева питательной воды состоит из четырех ПНД, деаэратора и трех ПВД. Питательная вода, поступающая в парогенератор, имеет температуру 224,3 °С. Для привода двух питательных насосов используются конденсационные турбины типа ОК- 12А КТЗ мощностью 11,6 МВт. На приводные турбины подается пар, отбираемый за СПП.

Собственно турбина состоит из ЦВД, ЦСД и трех ЦНД. Валопровод турбины состоит из пяти роторов цилиндров и ротора генератора. Каждый из роторов уложен в два опорных подшипника. Роторы соединены между собой жесткими муфтами, полумуфты которых откованы заодно с валами. Упорный подшипник выполнен отдельно и размещен в корпусе между ЦВД и ЦСД.

Цилиндр высокого давления выполнен двухпоточным, и каждый его поток унифицирован с проточной частью ЦВД турбины К-500−65/1500. Ротор ЦВД — сварно-кованый, жесткий. Корпус ЦВД — двойной. Тонкостенный внутренний корпус изготовлен из эрозионно-стойкой стали. В нем размещается две пары диафрагм двух потоков. Четыре обоймы также содержат по две диафрагмы. Диафрагмы ЦВД — сварные. Перед установкой во внутренний корпус или обойму диафрагмы соединяются болтами попарно в осевом направлении. Разъем диафрагм плотно затягивается болтами после их установки. Это уменьшает паразитные протечки пара поверх установочных гребней и снижает опасность щелевой эрозии. За внутренним корпусом и за обоймами выполнены отборы пара на регенерацию.

Цилиндр среднего давления также выполнен двухпоточным. В каждом потоке установлено по четыре ступени (в варианте турбины с двумя ЦНД в каждом потоке ЦСД размещено пять ступеней), проточная часть которых унифицирована с проточной частью ЦСД турбины К-500−65/1500. Ротор ЦСД — сварно-кованый, жесткий. Корпус ЦСД состоит из трех частей, отлитых, и затем скрепленных болтами по вертикальным технологическим разъемам. Диафрагмы, устанавливаемые непосредственно в корпус ЦСД, выполнены сварными. Их тела и ободья изготовлены из низколегированной стали.

Проточная часть ЦНД и в значительной степени вся его конструкция унифицированы с ЦНД турбины К-500−60/1500. Каждый из потоков имеет пять ступеней. Последняя ступень имеет средний диаметр 4150 мм, длину рабочей лопатки 1450 мм. Корпус ЦНД выполнен одностенным ввиду сравнительно небольшого давления на входе (примерно 0,35 МПа).Принципиальная тепловая схема установки показана на рис. 1.

Рис. 1. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной К-1000−60/1500−1 ПО «Турбоатом «

А — питательная вода к ПГ; В — острый пар из ПГ; С — слив конденсата из конденсатора ТППН в основной конденсатор; D — конденсат от эжекторов в основной конденсатор; Е — выпар деаэратора; 1 -ЦВД 2 — ЦСД; 3 — ЦНД; 4 -СПП; 5 — СРК; 6,7 — ОЗ; 8 — основной конденсатор; 9 — КН1; 10 — эжекторы; 11-БОУ; 12-КН2; 13−16 — ПНД; 17-ДНІ, 2; 18 — деаэратор; 19-ТППН; 20 — ПН; 21−23 — ПВД; 24- конденсатор приводной турбины.

СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Тепловая схема турбоустановки это технологическая схема, в состав которой входит все технологическое оборудование и элементы турбоустановки, включая паропроводы, трубопроводы конденсатно-питательного тракта и трубопроводы обвязки с соответствующей арматурой. Изображение элементов тепловой схемы и их связи выполняют в соответствии с нормативными требованиями, обязательными к использованию в нормативно-технической, конструкторской, технологической и другой технической документации, а также в учебных процессах всех учебных заведений, в учебниках и учебных пособиях. Условные графические изображения реакторов, оборудования первого контура, турбин и турбинного оборудования в соответствии с ГОСТ 21.403−80.

Различают три способа изображения тепловой схемы турбоустановок, в том числе и турбоустановок АЭС, которые при этом называют полной (развернутой), принципиальной и расчетной соответственно.

Принципиальная тепловая схема ТУ АЭС характеризует сущность и совершенство основного технологического процесса АЭС — процесса преобразования теплоты рабочего тела, полученной от теплоносителя, в электроэнергию и теплоту, отпускаемую потребителям.

Принципиальная тепловая схема включает основное и вспомогательное тепломеханическое оборудование технологического цикла: парогенераторы, паровые турбины, регенеративные подогреватели питательной воды, подогреватели сетевой воды, насосы различного назначения (питательные, конденсатные, дренажные, сетевые и др.), испарительную установку, деаэраторы и т. п.

При составлении принципиальной тепловой схемы учитываются возможные режимы работы. Расчет принципиальной тепловой схемы производят с целью определения параметров и величины потоков рабочего тела (пара, основного конденсата и питательной воды) в различных участках технологического цикла, а также мощности и показателей тепловой экономичности.

На принципиальной схеме указывается все основное оборудование, логически связанное технологическим циклом электростанции, конечной продукцией которого является электроэнергия (электроэнергия и теплота). Обычно на этой схеме указывают лишь основное оборудование (и связи между ним), без которого осуществление технологического цикла ТУ невозможно; при этом на схеме могут отсутствовать оборудование и потоки, обеспечивающие длительную, безаварийную эксплуатацию, в том числе в переходных режимах (резервное оборудование, трубопроводы и т. п.). Однотипное оборудование и агрегаты также изображаются один раз.

Расчетная тепловая схема составляется на основе принципиальной. На расчетной схеме изображаются то оборудование и те потоки, где теплоноситель или рабочее тело изменяют свое термодинамическое состояние, что должно быть учтено при расчете основных технико-экономических показателей ТУ АЭС. На этой схеме могут отсутствовать оборудование и многочисленные потоки, имеющие принципиальное значение для работы турбоустановки, но не влияющие на расчет технико-экономических показателей (например, конденсатоочистка, баки сбора дренажей, расширители продувок и т. п.). Независимо от числа основных и вспомогательных однотипных агрегатов на расчетной схеме они изображаются один раз, но со всеми последовательно включенными элементами.

Полная (развернутая) схема ТУ АЭС составляется для блока в целом и включает в себя полный состав оборудования, включая резервное, и все существующие на электростанции связи между ним, включая байпасные, сбросные, перепускные и другие линии. Показывают все корпуса турбин, причем изображают оба потока для обычно применяемых двухпоточных цилиндров. На трубопроводах и агрегатах указывают всю арматуру.

В курсовом и дипломном проектах студенты при расчете показателей тепловой экономичности ТУ АЭС используют расчетную схему и изображают ее в расчетно-пояснительной записке.

В графической части курсового и дипломного проектов необходимо разработать такую схему проектируемой ТУ АЭС, которая представляла бы достаточно полный набор оборудования, его связей, потоков теплоносителя и рабочего тела для обеспечения длительной безаварийной эксплуатации, в том числе в переходных режимах. Этим требованиям удовлетворяет полная (развернутая) схема ТУ АЭС, но на разработку такой схемы требуется много времени, что не укладывается в рамки курсового и дипломного проектирования.

Удовлетворить предъявляемым требованиям может рабочая схема ТУ АЭС (используется только для учебных целей), на которой изображается все основное оборудование и все связи между ним по номенклатуре в объеме полной (развернутой) схемы, но без резервного (дублирующего) оборудования, пусковых, байпасных и резервных линий и т. п.

Расчетная тепловая схема составляется на основании стандартной (заводской) схемы турбоустановки и должна содержать все рассчитываемые элементы: подогреватели, охладители, сепараторы, смесители, расширители, испарители, насосы, турбопривод, внешние потребители теплоты, и соединяющие их коммуникации.

Нумерацию регенеративных подогревателей обычно выполняют арабскими цифрами по ходу основного конденсата и питательной воды. Отборы пара из отсеков турбины обозначаются обычно римскими цифрами по ходу потока пара в турбине.

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Для расчета тепловой схемы ТУ необходимо знать параметры (давление, температуру и энтальпию) греющего пара отборов непосредственно на входе в регенеративные подогреватели, дренажей конденсата греющего пара, нагреваемой среды (основного конденсата, питательной воды и перегреваемого пара в СПП).

Определение параметров греющего пара.

Значения давлений пара в камерах отборов Т, работающей на номинальной нагрузке в проектном расчете, определяются по соответствующим температурам ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД.

Относительная величина потерь давления на тракте отборного пара от главной турбины до соответствующего регенеративного подогревателя может быть оценена по формуле Р_i (11 — i)/100, (1)

где i — номер регенеративного подогревателя по ходу основного конденсата и питательной воды, исключая деаэратор, в котором давление обычно бывает задано.

Р₁ =0.1

Р₂ =0.09

Р₃ =0.08

Р₄ =0.07

Р₅ =0.06

Р₆ =0.05

Р₇ =0.04

Тогда давление пара в соответствующих отборах, если известна температура (давление) греющего пара в подогревателях, можно определить по формуле

P_{i отб} = Р_i(1 — Р_i) —¹ (2)

В проектных расчетах распределение подогрева ОК и ПВ между регенеративными подогревателями принимается равномерным.

Когда известны температура конденсата на выходе из конденсатора и температура питательной воды, то при Z регенеративных подогревателях, подогрев в каждом из них принимается одинаковым. Тогда

h_в = (h_пв — h'_k)/(Z+1) (3)

Такое распределение близко к оптимальному, но позволяет использовать для всех подогревателей одно и то же оборудование.

При равномерном регенеративном подогреве в каждом из них температура воды повышается на 15 — 30 С.

Для рассмотренного примера ТУ К-1000−60/1500−2 известно, что t_пв = 225 С и p_ПВ=6.27 МПа, чему соответствует h_ПВ= f (p_ПВ, t_ПВ)=967,74 кДж/кг .

При Р_к = 0,045 МПа — h'_К=f (p_к, x=0)= 129,98 кДж/кг и t_К=t_s=f (p_к)= 31,01 °С.

Температура основного конденcата на входе ПНД 1 принимается на 2…3°С выще температуры в канденcаторе:

t_ок^вхПНД=t_к+3=34 °С При 7 регенеративных подогревателях по (3)

h_в = 104,72 кДж/кг., что соответствует примерно дt=Дh_в/c_pв=104,72/4,19=24,99 °С нагрева в каждом регенеративном подогревателе принимаем

Дt^ПНД=30 °С Дt^ПВД=17 °С Давление в деаэраторе по [4]: p^Д= 0,689 МПа

t_s^Д= t_s=f (p^Д)= 164 °C Температура основного конденцата на входе деаэратора принимается на 10…15°С ниже температуры в деаэраторе:

t_ок^вхД=t_s^Д-10=164−10= 154 °C Если известен подогрев воды в каждом подогревателе и минимальный температурный напор на выходе из него, то легко определяется температура греющего пара в каждом регенеративном подогревателе, и, соответственно, давление греющего пара в нем.

Зная давление греющего пара в регенеративных подогревателях, с помощью соотношения (2) можно определить давления пара в камерах отбора турбоагрегата Таблица 1.

Таблица расчета давлений пара в камерах отбора турбины

Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий пар следующего за ним подогревателя высокого давления.

Температура конденсата греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата, равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.

ПОСТРОЕНИЕ ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ГЛАВНОЙ ТУРБИНЕ И В ПРИВОДНОЙ ТУРБИНЕ ПИТАТЕЛЬНОГО НАСОСА В H, S — ДИАГРАММЕ

Расчет тепловых схем ТУ АЭС основан на уравнениях тепловых балансов, материальных балансов рабочего тела, а также на уравнениях для определения давлений потоков в узловых точках схемы.

При проектном расчете тепловой схемы на номинальной нагрузке потери давлений в ее элементах, а также в трубопроводах обвязки принимаются по приближенным значениям или по данным эксплуатации аналогичных ТУ.

Условный процесс расширения пара в турбине строится с использованием значений внутренних относительных КПД цилиндров турбины по состоянию перед их соплами. Основные характеристики турбин АЭС, в т. ч. и внутренние относительные КПД цилиндров по данным заводов-изготовителей приведены в.

Методика построения процесса расширения пара в турбине на номинальной нагрузке приведена в [1, 2, 4]. Для выбранной ТУ из [2, 3, 4] определяются значения внутренних относительных КПД для всех цилиндров основной турбины и турбопривода питательного насоса (ТПН) (_оi).

Построение процесса расширения пара в ЦВД.

Состояние пара перед стопорным клапаном турбины определяется параметрами Р₀, t₀, х₀, которые обычно задаются либо определяются по прототипу.

Можно также в проектном расчете исходить из того, что известны термодинамические свойства пара на выходе из парогенератора (ПГ) и гидравлические сопротивления парового тракта от ПГ до СРК. Это сопротивление можно оценить величиной 4 — 6% от давления в ПГ. Тогда давление перед СРК турбины определится как

Р₀ = Р_пг(1 — Р_пар) = (0,94…0,96)Р_пг

Р₀ = 0,96Р_пг=0,96.6,27=6,019 МПа По можно определить значения

h₀ = h'₀(1-x₀) + h^«₀x₀, (4)

где h'₀ и h^«₀ — энтальпия воды и сухого насыщенного пара на линии насыщения, соответственно.

х₀ — степень сухости пара перед регулирующими органами турбины.

Один из способов расчета параметров в узловых точках на линии процесса расширения пара в турбине — использование программы МЭИ Water Steam Pro для расчета термодинамических параметров воды и водяного пара.

х₀ =0.995

h₀ = f (Р₀, x₀)

h₀ =2776.504 кДж/кг

Потери давления в паровпускных устройствах турбины (Р_пу) в соответствии с рекомендациями [2, 3] принимают равными

Р_пу = (0,03 0,05)Р₀, (5)

где Р₀ — давление перед регулирующими органами турбины;

Давление пара перед соплами первой ступени ЦВД (Р₀), с учетом величины Р_пу определится как Р₀ = (1 — Р_пу)Р₀ (6)

Р₀ = 0,95Р₀=0,95.6,019= 5,718 МПа

x'₀=f (p'₀, h₀)=0.993

s₀ = f (p'₀, h₀)=5,892 кДж/(кг.К) Точка, характеризующая начало процесса расширения в ЦВД находится на пересечении изобары Р₀ с линией энтальпии h₀ (рис. 2).

Энтальпия в конце действительного процесса расширения в ЦВД при заданном разделительном давлении (давлении за последней ступенью ЦВД) определится как

h_III = h₀ — (h₀ — h^Т_III)_oi^ЦВД, (7)

h^Т_III = f (Р_III, s₀)= 2503,5 кДж/кг

_oi^ЦВД=0,83

h_III = h₀ — (h₀ — h^Т_III)_oi^ЦВД=2776,5-(2776,5−2503,5)0,83=2549,9 кДж/кг где h^Т_III — энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦВД (определяется по h, S-диаграмме при s₀ = s₀);

Когда разделительное давление не задано (в проектном расчете) его можно определить, исходя из расчетной температуры ОК и ПВ на выходе из ПНД и ПВД системы регенерации (см. раздел 4).

(h₀ — h^Т_III) — располагаемый или адиабатический теплоперепад в ЦВД.

Н_рас=h₀-h^Т_III=2776,5 — 2503,5=272,9 кДж/кг

Разность h₀ — h_III называется действительным теплоперепадом ЦВД.

Н_Д=H_рас.з_oi^ЦВД= h₀ — h_III=2776,5 — 2503,5- 2549,9=226,6 кДж/кг Точка на h, S — диаграмме, характеризующая конец действительного процесса расширения в ЦВД, находится на пересечении изобары Р_III с линией энтальпии h_III (рис. 2). Эта же точка определяет влажность пара на выходе из ЦВД (на входе в сепаратор), х_III = х_с.

х_III = х_с= f (Р_III, h_III)=0,880

В [3, 4] приведены усредненные значения _oi по цилиндрам в целом, без учета изменений этого КПД по отдельным ступеням (группам ступеней). Поэтому для получения условной линии действительного процесса расширения пара в цилиндре, достаточно соединить точки на h, S — диаграмме, характеризующие начало и конец этого процесса.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦВД при идеальном процессе расширения.

h_I^ид=f (p_I, s₀)= 2621,7 кДж/кг

h_II^ид=f (p_II, s₀)= 2564,0 кДж/кг

h_III^ид=f (p_III, s₀)= 2503,5 кДж/кг Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦВД в действительном процессе расширения пара в ЦВД (с учетом значения з =0,83)

h_I=h₀-(h₀-h_I^ид).з_oi^ЦВД= 2776,5-(2776,5−2621,7).0,83= 2648,0 кДж/кг

h_II=h₀-(h₀-h_II^ид).з_oi^ЦВД= 2776,5-(2776,5−2564,0).0,83=2600,0 кДж/кг

h_III=h₀-(h₀-h_III^ид).з_oi^ЦВД= 2776,5-(2776,5−2503,5).0,83=2549,9 кДж/кг На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦВД.

s_I=f (p_I, h_I)= 5,945 кДж/(кг.K)

s_II=f (p_II, h_II)= 5,967 кДж/(кг.K)

s_III(p_III, h_III)= 5,992 кДж/(кг.K)

t_I=t_s=f (p_I)= 224,1 °С

t_II=t_s=f (p_II)= 207,4 °С

t_III=t_s=f (p_III)= 190,6 °С

x_I=f (t_I, h_I)= 0,916

x_II=f (t_II, h_II)= 0,897

x_III=f (t_III, h_III)= 0,880

Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Рис. 2. Построение процесса расширения пара в турбине и в приводной турбине питательного насоса в h, S-диаграмме Построение процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара на входе в ЦНД определяются параметрами пара на выходе из СПП.

Потери давления до СПП (Р_Т)

Дp_Т=0.02%

P_Т=p_III.(1-Дp_Т)=1,273.(1−0,02)= 1,247 МПа

s_Т= f (p_Т, x_III)= 6,508 кДж/(кг.K)

h_Т= f (p_Т, x_III)=2781,1 кДж/кг Потери давления в СПП (Р_спп), согласно [3, 4] определяют по формуле Р_спп = 0,08Р_разд, (8)

Этот перепад равномерно распределяем между сепаратором и ступенями перегрева пара. Обозначив число ступеней в СПП (сепаратор, 1-я и 2-я ступени перегрева).

Состояние пара за сепаратором.

Р_с = Р_разд(1- Р_с) (9)

Дp_c=0.02%

p_с=p_Т.(1-Дp_c)= 1,247.(1−0,02)= 1,222 Мпа

t_с=t_s= f (p_c)= 188,8°С Конструкция сепарационных устройств современных СПП обеспечивает влажность пара на выходе из сепаратора не более 1%, т. е. х_с^вых = 0,99.

По Р_с и х_с^вых по h, S — диаграмме или с использованием соотношения (4) и определяем энтальпию пара на выходе из сепаратора (h_c^вых).

s_с= f (p_c, х_с^вых)= 6,515 кДж/(кг.K)

h_с= f (p_c, х_с^вых)= 2784,4 кДж/кг Состояние пара за первой ступенью пароперегревателя (ПП1) определяется давлением пара за первой ступенью (Р_пп1), которое можно рассчитать с помощью (9), и температурой t_ПП1, которая определяется по заводским данным [3, 4]

Р_пп1 Р_с(1- Р_пп1)

Дp_пп1= 0.03%

p_пп1=p_с.(1-Дp_пп1)= 1,222.(1−0,03)= 1,186 МПа Для определения температуры и энтальпии на выходе из ПП1, можно задаться величиной перегрева пара на выходе из ПП1. Она обычно колеблется в диапазоне 5… 10 °C. По найденной t_пп1 определяем h_пп1 и s_пп1.

t_{s, пп1}= f (p_пп1)=187,4

t_пп1=t_{s, пп1}+10=197,4 °С

s_пп1= f (p_пп1, t_пп1)= 6,584 кДж/(кг.K)

h_пп1= f (p_пп1, t_пп1)= 2810,3 кДж/кг Состояние пара за второй ступенью пароперегревателя (h_ПП2) определяется аналогично первой ступени.

Р_пп2 Р_пп1(1- Р_спп/n),

t_пп2= 250 °C Дp_пп2= 0.03%

p_пп2=p_пп1.(1-Дp_пп2)= 1,186.(1−0,03)= 1,150 МПа

s_пп2= f (p_пп2, t_пп2)= 6,853 кДж/(кг.K)

h_пп2= f (p_пп2, t_пп2)= 2937,5 кДж/кг

t_пп2 — определяется по заводским данным [3, 4]

Процесс расширения пара в части среднего давления строится аналогично ЦВД. Состояние пара перед соплами первой ступени ЦСД, принимая дросселирование в клапанах ЦСД в соответствии с (2), определится

Р_цсд (1 — Р_пу)Р_пп2, h_цсд = h_пп2

Начальная точка процесса расширения пара в ЦСД находится на пересечении изобары Р_ЦСД и линии энтальпии h_ЦСД. Конечная точка процесса расширения пара в ЦСД определяется давлением за последней ступенью ЦСД (Р_цсд^вых, см. [3, 4]).

p₀^ЦCД=p_п2.(1-Дp_пу)= 1,150.(1−0,02)= 1.127 МПа

t₀^ЦCД= 250 °С

h₀=h_пп2= 2937.5 кДж/кг

s₀(p₀, t₀)= 6.864 кДж/(кг.K)

Построение процесса расширения пара в ЦНД.

В турбинах, где отсутствует ЦСД, состояние пара на входе в ЦНД определяется аналогично тому, как описано выше для ЦСД.

Для турбин, в которых присутствует ЦСД, состояние пара перед соплами первой ступени ЦНД (Р_цнд, h_цнд), принимая величину дросселирования в размере, рекомендуемом [3, 4], определится Р_цнд = (1 — Р_пу) Р_цсд^вых h_цнд = h_цсд^вых

Начальная точка процесса расширения в ЦНД на h, S — диаграмме находится на пересечении изобары Р_ЦНД и линии энтальпии h_ЦНД.

p₀^ЦНД=p_вых^ЦСД.(1-Дp_ПУ)= 0,275.(1−0,05)= 0.261 МПа

h₀=h_V= 2708.1 кДж/кг

s₀(p₀, h₀)= 7.011 кДж/(кг.K)

Параметры в конце действительного процесса расширения пара в ЦНД определятся давлением за последней ступенью Р_к и _oi^ЦНД [3, 4].

Р_к =0,0045 Мпа

_oi^ЦНД=0,82

h_к^ид= f (p_к, s₀^цнд)= 2125,6 кДж/кг Энтальпия пара в конце действительного процесса расширения в ЦНД (h_k^д) определится из соотношения

h_k^д = h_цнд — (h_цнд — h_к^ад) _oi^цнд,

где h_к^ад — энтальпия в конце адиабатического процесса расширения пара в ЦНД.

Параметры пара в камерах отборов ЦСД и ЦНД определяются аналогично тому, как это описано для ЦВД.

h_k^д = h₀^цнд — (h₀^цнд — h_к^ид) _oi^цнд =2708-(2708−2125,6) .0,82= 2230,5 кДж/кг Состояние пара на входе в конденсатор главной турбины с учетом потерь с выходной скоростью в последней ступени ЦНД (h_в.с.) определится

h_к = h_k^д + h_в.с. (10)

по [4]: h_в.с.= 24 кДж/кг

h_к = h_k^д + h_в.с.= 2254,5 кДж/кг Аналогично выполняется построение процесса расширения пара в других цилиндрах главной турбины и турбины привода питательного насоса.

Для определения параметров пара в камерах отборов главной турбины на линию действительного процесса расширения пара наносятся изобары, соответствующие давлениям в камерах отборов турбины. В точках пересечения изобар с линией действительного процесса расширения пара определяются энтальпии пара в камерах отборов.

Определяем энтальпии в отборах и на выходе из ЦНД при идеальном процессе расширения.

h_IV^ид(p_IV, s₀)= 2811,9 кДж/кг

h_V^ид(p_V, s₀)= 2657,7 кДж/кг

h_VI^ид(p_VI, s₀)= 2550,2 кДж/кг

h_VII^ид(p_VII, s₀)= 2372,6 кДж/кг Определим значения энтальпий в отборах и на выходе из ЦНД в действительном процессе расширения пара в ЦНД (с учетом значения з =0,82)

h_IV=h₀-(h₀-h_IV^ид).з_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6−2811,9).0,82=2834,5кДж/кг

h_V=h₀-(h₀-h_V^ид).з_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6−2657,7).0,82=2708,0 кДж/кг

h_VI=h₀-(h₀-h_VI^ид).з_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6−2550,2).0,82=2578,6 кДж/кг

h_VII=h₀-(h₀-h_VII^ид).з_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6−2372,6).0,82=2433,0 кДж/кг

h_к^д=h₀-(h₀-h_k^ид).з_oi^ЦНД=2937,6-(2937,6−2125,6).0,82=2230,5 кДж/кг На основании полученных давлений в отборах и полученных энтальпий пара определим значения энтропий, температуры и степени сухости пара в характерных точках процесса в ЦНД.

s_IV(p_IV, h_IV)= 6,913 кДж/(кг.K)

s_V(p_V, h_V)= 6,989 кДж/(кг.K)

s_VI(p_VI, h_VI)= 7,088 кДж/(кг.K)

s_VII(p_VII, h_VII)= 7,187 кДж/(кг.K)

s_k^д(p_k, h_k^д)= 7,356 кДж/(кг.K)

t_IV(p_IV, h_IV)= 193,4 °С

t_V(p_V)= 130,5 °С

t_VI(p_VI)= 100,4 °С

t_VII(p_VII)= 70,2 °С

t_k(p_k)= 31,0 °С

x_IV(t_IV, h_IV)= перегретый пар

x_V(t_V, h_V)= 0,994

x_VI(t_VI, h_VI)= 0,956

x_VII(t_VII, h_VII)= 0,917

x_к^д(t_k, h_k^д)= 0,865

h_k= h_k^д +Дh_вс^ЦНД=2254,5 кДж/кг

x_k(р_k, h_k)= 0,875

Построение процесса в приводной турбине питательного насоса.

Состояние пара перед соплами первой ступени приводной турбины определяется гидравлическими сопротивлениями участка паропровода от СПП до приводной турбины и паровпускных устройств.

В соответствии с [3, 4] гидравлическое сопротивление паропроводов (Р_ПП) рекомендуется принимать из расчета Р_пп = (0,040,09)Р_пп2, (11)

Тогда давление перед соплами первой ступени приводной турбины (Р_тп) определится на основании соотношения (5) и (11).

Окончательно Р_тп = Р_пп2(1 — Р_пп — Р_пу) (12)

Начальная точка процесса расширения пара в приводной турбине на h, S — диаграмме находится на пересечении изобары Р_ТП с линией энтальпии h_пп2.

Энтальпия в конце действительного процесса расширения пара в турбине привода питательного насоса и энтальпия пара на входе в конденсатор приводной турбины определяется значением давления за последней ступенью Р_к^тп, усредненным КПД приводной турбины _oi^тп и потерями с выходной скоростью в приводной турбине h_в.с.^ТП, аналогично тому, как это определялось в ЦНД главной турбины.

Р_пп = 0.09%

Р_пу =0.02%

Р_тп = Р_пп2(1 — Р_пп — Р_пу)= 1,024 МПа

h_в.с.^ТП =14 кДж/кг

h_тп^ид=f (p_тп, s_пп2)= 2077,1 кДж/кг

_oi^тп=0,79

x_тп=f (p_тп, s_пп2)= 0,804

h_тп=h_пп2-(h_пп2-h_тп^ид).з_oi^ТП= 2257,8 кДж/кг

h_k=h_тп+h_в.с.^ТП=2271,8 кДж/кг по мощность приводной турбины питательного насоса

W_тп= 11 600 кВт Определяется расход парп в турбине по формуле

D_тп=W_тп/(h_тп-h_к^тп)= 17,1 кг/с На основании полученных параметров пара на входе и выходе цилиндров главной турбины, турбины привода питательного насоса строится процесс расширения пара в h, S — диаграмме (рис. 2.).

Давление в деаэраторе постоянное и поддерживается оно специальным регулятором давления. Поэтому давление в отборе для питания греющим паром деаэратор должно быть выше, чем давление в деаэраторе. Причем, это превышение должно компенсировать не только гидравлическое сопротивление тракта от турбины до деаэратора, но и возможные колебания давления в камере отбора турбины, связанные с изменениями нагрузки. Обычно деаэратор использует греющий пар следующего за ним подогревателя высокого давления.

Температура конденсата греющего пара в подогревателях, где не предусмотрено охлаждение конденсата, равна температуре насыщения при давлении в подогревателе. Температура конденсата греющего пара в подогревателях с охлаждением дренажа принимается примерно такой же, как температура насыщения в предыдущем по ходу воды подогревателе.

Энтальпия греющего пара в регенеративных, сетевых подогревателях и деаэраторе, с учетом путевых потерь теплоты в окружающую среду, должна быть уменьшена по сравнению с энтальпией в камере отбора путем умножения на соответствующий коэффициент потерь теплоты (_пт). Расчет путевых потерь теплоты можно выполнить по формуле [1]

_{пот i} = 1 — 0,001i, (16)

здесь i имеет то же значение, что и в (1).

Т.о. коэффициенты тепловых потерь при транспорте греющего пара от Т к различным регенеративным подогревателям будут иметь значения:

Полученные результаты приведены в таблице 2. Значения расходов определяются в 5 части.

Таблица 2.

Таблица расчета параметров пара в камерах отбора турбины гереющего пара.

Нагреваемая среда (основной конденсат и питательная вода) движутся по системе регенерации под напором, создаваемым конденсатными и питательными насосами. Напор, создаваемый питательным насосом, можно определить по формуле Р_пн=Р₀+Р_пар+Р_пг+Р_пит+Р_ркп+Р_пвд+Р_геод-Р_д,(17)

здесь Р_пн — напор, создаваемый питательным насосом, МПа;

Р₀ — давление пара перед СРК турбины, МПа;

Р_пар — гидравлическое сопротивление паропроводов,

Р_пар = Р₀(0,030,05);

Р_пг — гидравлическое сопротивление парогенератора по стороне рабочего тела. В качестве приблизительной оценки Р_ПГ для расчета напора питательного насоса можно принять его равным 0,070,09 МПа 3;

Р_пит — гидравлическое сопротивление трубопроводов питательной воды от последнего ПВД до ПГ. Р_пит = 0,20,3 МПа [1, 3];

Р_ркп — сопротивление регулирующего клапана питания, Р_ркп 1 МПа 3;

Р_пвд — падение давления в системе ПВД. В расчетах тепловых схем можно использовать заводские данные о сопротивлениях ПВД, а также использовать приблизительную оценку этой величины,

Р_пвд 0,25n_пвд, МПа;

Р_геод — геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки парогенератора и деаэратора; Р_геод 0,01Н, МПа ([Н] - м.вод.ст.)

Р_д — давление в деаэраторе, МПа.

Напор конденсатного насоса при одноподъемной схеме установки насосов в тракте основного конденсата определяется формулой Р_к.н = Р_д + Р_пнд + Р_од + Р_э + Р_о.г +

+ Р_боу + Р_конд + Р_рку + Р_геод, (18)

где Р_д — давление в деаэраторе, МПа;

Р_пнд — гидравлическое сопротивление всех ПНД. Можно оценить по данным заводов-изготовителей, либо из соотношения Р_пнд 0,15n_пнд, МПа;

Р_од — падение давления в вынесенных охладителях дренажей. В расчетах тепловых схем можно примерно оценить по формуле Р_од 0,05n_од, МПа;

Р_э — падение давления на охладителях эжекторов (основного и уплотнения).

Р_э (0,050,07)n_э, МПа;

Р_о.г — падение давления в охладителе генератора, Р_о.г 0,10,2 МПа;

Р_боу — гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. Р_боу 0,30,5 МПа;

Р_конд — гидравлическое сопротивление соединительных трубопроводов тракта основного конденсата. Р_конд 0,10,2 МПа;

Р_рку — падение давления на регулирующем клапане уровня в конденсаторе,

0,20,4 МПа;

Р_геод — геодезический напор, определяется разницей в высотах мест установки деаэратора и конденсатного насоса, МПа. Р_геод 0,01Н, МПа ([Н] - м.вод.ст.)

Если предусмотрена установка конденсатных насосов первого и второго подъемов, то для каждого из них составляются свои расчетные уравнения для определения потребного напора. Исходным для расчета напора насоса первого подъема является необходимое давление на всасе насоса второго подъема. Давления в узловых точках тракта основного конденсата определяются по напору конденсатного насоса с учетом гидравлических сопротивлений по водяной стороне ПНД.

Напор дренажных насосов рассчитывают по разности давлений между точками перекачки дренажа с учетом гидравлических сопротивлений трубопроводов.

Р_дн = Р_см + Р_тр + Р_ркр — Р_{п i}, (19)

где Р_см — давление в камере смешения дренажа с основным конденсатом, МПа;

Р_тр — гидравлическое сопротивление конденсатопроводов, 0,05 МПа;

Р_ркр — гидравлическое сопротивление регулирующего клапана расхода;

Р_{п i} — давление греющего пара в i-ом ПНД, из которого осуществляется слив дренажа, МПа.

Полученные по (19) значения напоров дренажных насосов необходимы для определения повышения энтальпии конденсата в дренажном насосе. Повышение энтальпии воды в насосах (в кДж/кг) определяется по формуле

h_нас = Р_насv_нас10³ / _нас, (20)

где Р_нас — напор насоса в МПа;

v_нас — средний удельный объем перекачиваемой среды в м³/кг, определяется по температуре и среднему давлению среды в насосе; (v_нас 0,001 м³/кг)

_нас — КПД насоса.

(_пн 0,8 0,82, _{кн дн} 0,76 0,78).

Таким образом палучаются Р_пн= 9,20 МПа Р_к.н1 =2,52 МПа Р_к.н2 =2,63 МПа Р_дн1 =1,28 МПа Р_дн2 =1,49 Мпа Повышение энтальпии воды в насосах

h _пн = Р _пн v_нас10³ / _пн = 11,218 кДж/кг

h _к.н1 = Р _к.н1 v_нас10³ / _к.н1 =3,229 кДж/кг

h _к.н2 = Р _к.н2 v_нас10³ / _к.н2 =3,371 кДж/кг

h _дн1 = Р _дн1v_нас10³ / _дн1 =1,639 кДж/кг

h _дн2 = Р _дн2v_нас10³ / _дн2 =1,929 кДж/кг

ОПРЕЛЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧЕГО ТЕЛА В УЗЛОВЫХ ТОЧКАХ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Наминальный расход пара перед ЦВД по состовляет D₀=1761 кг/с. Расход пара на ТУ обазначается D, который направляется на ЦВД и ПП2 поэтому D =D₀+D_ПП.

Потери при движении пара по трубопровадам принимаются следующим образом;

Утечки рабочего тела на II контуре D_УТ=0,005.D

Потерь уплатнения D_УПЛ= 0,012.D

Потерь эжектра D_ЭЖ=0,003.D

Расход рабочего тела в ПГ определяется по вырожению G_ПГ=D+D_УТ+D_УПЛ+D_ЭЖ. поэтому выражению и пречисленным потерям получается: G_ПГ=1,02.D

Продувки в ПГ состовляет G_ПР=0,005.G_ПГ и расход питательной воды определяется как сумма расход в ПГ и продувок

G_ПВ=G_ПГ+G_ПР

G_ПВ= 1,005.G_ПГ

G_ПВ= 1,0251.D

G_ПВ= 1,0251.(D₀+D_ПП)

Расход питательной воды без учета расхода на СПП (ПП2) принимается G'_ПВ=1,0251.D₀ и соответствено G'_ПВ=1805 кг/с

Обозначаем расход пара на выходе из ЦВД «Y» и решаем равнения теплового баланса и материального баланса через «Y».

Расчет процессов в сепараторах-пароперегревателях (СПП)

Сепаратор