Расчет рабочего контура ядерной энергетической установки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Контрольная работа

Расчет рабочего контура ЯЭУ

Содержание

1. Уравнения материальных балансов для теплообменных аппаратов

2. Уравнения тепловых балансов для теплообменных аппаратов и точек смешения сред

3. Определение расхода пара на главную турбину, паропроизводительности парогенератора и мощности ядерного реактора. КПД ЯЭУ брутто

4. Определение расхода пара на турбопривод питательного насоса

5. Расчет параметров системы теплофикации

6. Расчет параметров системы пара собственных нужд. Учет расхода пара на протечки

Список литературы

рабочий контур ядерный энергетический

1. Уравнения материальных балансов для теплообменных аппаратов

Уравнения материальных балансов позволяют выявить составляющие расходов сред для уравнений тепловых балансов, которые в последующем необходимо составить и решить относительно неизвестных величин. В результате решения уравнений тепловых балансов определяются расходы сред в различных ветвях рабочего контура.

В общем случае для смешивающих и поверхностных водоподогревателей входов среды в теплообменный аппарат может быть несколько, выход же, как правило, один. Схемы таких теплообменных аппаратов (для простоты показан вариант, когда входов два) можно представить, как показано на рисунке 1.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1 - Расчетная схема теплообменного аппарата:

а) - поверхностного типа; б) - смешивающего типа

Очевидно, что в общем случае уравнения материальных балансов для таких теплообменных аппаратов будут иметь вид:

для поверхностного подогревателя

Gвх.jг = Gвыхг (1)

Gвх.kн = Gвыхн; (2)

для смешивающего подогревателя

Gвх.j = Gвых. (3)

Если для каждого теплообменного аппарата записать все входящие в уравнения материальных балансов значения расходов сред (в соответствующее уравнение тепловых балансов входят эти же значения расходов сред), то это позволит выявить рациональную последовательность рассмотрения уравнений тепловых балансов. Правда, это актуально только при ручном (с помощью калькулятора) решении системы уравнений тепловых балансов. Если же предполагается использовать вычислительную технику, которая имеет стандартные программы решения системы алгебраических уравнений практически любого порядка, то отпадает необходимость выявления последовательности решения уравнений тепловых балансов.

2. Уравнения тепловых балансов для теплообменных аппаратов и точек смешения сред

Уравнения тепловых балансов составляют на основе материальных балансов. Уравнение теплового баланса теплообменного аппарата реализует принцип: уменьшение тепловой энергии греющей среды равно увеличению тепловой энергии нагшреваемой среды. При этом следует иметь в виду, что часть тепловой энергии сред теряется в окружающую среду. Интенсивность рассеяния тепла зависит от качества теплоизоляции, величины наружной поверхности теплообменника и температуры его стенки. Очевидно, что по ходу нагреваемой среды от одного подогревателя воды к другому растет ее температура и рассеяние тепла нарастает. В справочной литературе рекомендуется достаточно простая оценочная эмпирическая формула для определения коэффициента удержания тепла для каждого водоподогревателя

= 1 - r10-3 (4)

где r - номер подогревателя по ходу нагреваемой воды.

Тогда уравнения теплового баланса можно записать так:

для смешивающего подогревателя

(G вх.j iвх.j) = G вых iвых (5)

для поверхностного подогревателя

(G вх.jг iвх.jг - G выхг iвыхг) = G выхн iвыхн - G вх.kн iвх.kн (6)

Как следует из рассмотрения уравнений тепловых балансов (5) и (6), каждый расход потока теплобменивающихся сред должен умножаться на соответствующее значение энтальпии этой среды. По физической сути работы водоподогревателей теплообменивающиеся среды могут выступать в виде воды (переохлажденной или насыщенной) или в виде пара (насыщенного, влажного или перегретого), однако на всей протяженности теплообменного аппарата температура греющей среды должна оставаться выше температуры нагреваемой среда.

Для переохлажденной воды или перегретого пара энтальпия определяется как функция давления и температуры среды:

i = i(p, t) (7)

Для насыщенной воды и пара энтальпия определяется как функция либо давления, либо температуры:

i = i(p) или i = i(t) (8)

Для влажного пара энтальпию можно определить по зависимости i =

i'(1 - x) + i" x (9)

где i' и i" - энтальпии воды и пара на линии насыщения;

х - сухость пара; (1-х) - влажность пара.

При определении значений энтальпии греющей среды на входе в теплообменный аппарат можно руководствоваться следующим соображением. Обычно достаточно просто определить энтальпию в точке начала движения среды в ветви (отбор пара из проточной части турбины, точка выхода среды из предыдущего теплообменного аппарата). Так как трубопроводы подвода греющей среды имеют качественную теплоизоляцию, то дросселирование среды от точки отбора до ее входа в теплообменный аппарат можно считать адиабатическим. Термодинамика показывает, что в этом случае процесс дросселирования является изоэнтальпийным:

iвхг = iот. (10)

Заметим, что в действительности энтальпия отбираемого пара может быть несколько меньше энтальпии пара за соответствующей ступенью турбины. Это вызвано тем, что в проточной части турбины предусматривают внутрикорпусную сепарацию пара. Она способствует некоторому (обычно незначительному) уменьшению влажности основного потока пара. Удаляемая влага может отводиться в поток отбираемого пара и таким образом несколько уменьшать его энтальпию. При детальном расчете турбины этот фактор учитывают. Однако в нашем расчете энергоустановки в целом, который выполняется на стадии, когда турбина еще детально не проработана, этим фактором можно пренебречь.

Энтальпия греющей среды на выходе из поверхностного водоподогревателя принимается в зависимости от того, на каком принципе работает этот водоподогреватель.

Если это поверхностный водоподогреватель, работающий только за счет конденсации греющего пара без переохлаждения конденсата, то энтальпия среды на выходе определяется как энтальпия воды на линии насыщения, т.е.

iвыхг = i(рвп). (11)

Здесь давление среды в водоподогревателе рвп равно давлению отбора за вычетом гидравлических сопротивлений подводящего тракта р. При этом для первых по тракту нагрева воды водоподогревателей, работающих при меньших давлениях греющего пара, объемные расходы пара большие, поперечное сечение трубопроводов большое (поэтому размер сечения стремятся ограничить), в результате значения р принимаются больше. С ростом давления греющего пара (для последующих водоподогревателей) величина р может быть принята меньшей. Значение р можно принять по прототипным данным. Можно воспользоваться также оценочной эмпирической зависимостью

рr 11 - r, %, (12)

где r - номер регенеративного водоподогревателя по ходу подогреваемой воды, включая и деаэратор.

Тогда давление в полости греющей среды водоподогревателя будет

рвп = рот (1 - рr /100). (13)

Если же речь идет о поверхностном водоподогревателе с зоной охлаждения дренажа, т.е. с переохлажденной водой на выходе, то ее энтальпия определяется как функция давления и температуры переохлажденной воды. Давление среды определяется по той же методике. Температура греющей среды на выходе принимается на 3...10oС выше температуры нагреваемой среды на входе в аппарат (значение температуры нагреваемой среды рассматривается ниже). Распределение температур теплообменивающихся сред в таком водоподогревателе показано на рисунке 2.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Диаграмма t-q поверхностного водоподогревателя с охладителем дренажа

Энтальпия нагреваемой воды в поверхностном водоподогревателе всегда определяется как энтальпия недогретой до кипения воды, поэтому она определяется как функция давления и температуры.

Температура нагреваемой воды на выходе из водоподогревателя определяется как температура греющей среды за вычетом температурного напора на "горячей" стороне водоподогревателя t (см. рисунок 2). Тогда

tвыхн = tвхг - t (14)

Эта зависимость одинаково справедлива для водоподогревателей как с зоной охлаждения дренажа, так и без такой зоны.

Как уже отмечалось, величина t зависит от того, насколько ограничена поверхность теплопередачи поверхностного водоподогревателя и каковы теплопроводящие свойства материала трубной системы. Для ПВД, в которых используется простая углеродистая сталь (сравнительно дешевая и с достаточно хорошими теплопроводящими свойствами) значение t может быть принято достаточно низким - около 1,5oС. Для ПНД с латунной поверхностью теплопередачи t также может быть принято порядка 1,5oС. Если в ПНД применена аустенитная нержавеющая сталь, то t = 3,5...5oС. В реальных ЯЭУ АЭС значение t обычно составляет заметно большие значения - от 3...4 до 5...6oС, что способствует уменьшению поверхности теплопередачи водоподогревателей.

Заметим, что для поверхностных водоподогревателей, у которых греющая среда - перегретый пар, в выражении (14) под tвх cледует понимать температуру насыщения при давлении греющей среды (рисунок 3). Это объясняется тем, что количество тепловой энергии, полученной от охлаждения пара, обычно очень небольшое (так как теплоемкость пара - небольшая величина, она в несколько сот раз меньше скрытой теплоты парообразования), поэтому эффективность теплопередачи в таком водоподогревателе в основном определяется температурным напором в точке начала конденсации греющего пара. Температура нагреваемой среды на выходе из водоподогревателя практически мало отличается от ее температуры в точке начала конденсации греющей среды.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3 - Диаграмма t-q поверхностного водоподогревателя с пароохладителем

Температура нагреваемой среды на входе в поверхностный водоподогреватель принимается равной температуре среды на выходе из предыдущего водоподогревателя. При одновременном рассмотрении всех поверхностных водоподогревателей можно таким образом оценить значения принимаемых в расчет температур нагреваемой среды для всех водоподогревателей и на входе, и на выходе из них.

На вход первого водоподогревателя направляется среда, имеющая энтальпию несколько выше энтальпии конденсата главного конденсатора. Это обусловлено тем, что в конденсатном трубопроводе, на напорном трубопроводе конденсатного насоса первого подъема обычно устанавливают охладитель пара концевых уплотнений турбины (ОПУ). Нагрев конденсата в таких пароохладителях небольшой. В тепловых расчетах рабочего контура его можно оценить приближенно, приняв температуру конденсата на входе в первый водоподогреватель на 3...5оС выше температуры конденсата в главном конденсаторе.

Кроме значений температур нагреваемой среды на входе и выходе каждого водоподогревателя необходимо также определить значения давления среды в этих точках. Тогда значения энтальпий нагреваемой среды в каждой точке конденсатно-питательной системы можно определить по сочетанию давления и температуры.

Для определения давления в каждой точке конденсатно-питательной системы необходимо оценить напоры (давления) соответствующих насосов (конденсатных и питательного), с учетом гидравлических сопротивлений элементов системы.

Напор (давление) каждого насоса определяется разностью давления в точке, куда подается перекачивается жидкость, и давления в точке забора жидкости, гидравлическими сопротивлениями тракта а также геодезической составляющей - разностью давлений на концевых участках тракта, вызванной разностью высот их расположения. Гидравлические сопротивления конденсатной системы от главного конденсатора до деаэратора преодолеваются конденсатными насосами, после деаэратора - питательным насосом.

Конденсатных насосов может быть два: первого подъема (преодолевает гидравлические сопротивления от главного конденсатора до выхода из блочной обессоливающей установки) и второго подъема (преодолевает гидравлические сопротивления участка конденсатного трубопровода, охватывающего все подогреватели низкого давления поверхностного типа). Питательная система для АЭС обычно компонуется по одноподъемной схеме включения питательных насосов в отличие от ТЭС, где давление пара может быть значительно больше и поэтому возможна двухподъемная схема включения насосов. Питательный насос АЭС преодолевает гидравлические сопротивления всех подогревателей высокого давления, питательного трубопровода, питательного регулирующего клапана, парогенератора.

Вид приведенных ниже зависимостей для определения давлений конденсатных насосов первого и второго подъема ркн1 и ркн2 и питательного насоса рпн определяется компоновкой и составом конденсатной и питательной систем. В качестве примера приведены расчетные зависимости для случая, когда между КН1 и КН2 установлены подогреватели низкого давления ПНД-1 и ПНД-2 смешивающего типа, проток воды через которые обеспечивается за счет установки подогревателей на разной высоте.

Рассмотрим структуру этих выражений применительно к варианту ПТУ с турбиной К-1000-60/3000. В этом случае выражение для определения давления КН1 может быть записано в виде

ркн1 = рпнд-1 - ргк + рбоу + ропу + рк.тр + ррку гк + ргеод, (15)

где рпнд-1 - давление в смешивающем ПНД1 (определяется давлением отбора пара на ПНД1 за вычетом гидравлических сопротивлений трубопровода греющего пара);

ргк - давление в главном конденсаторе;

рбоу - гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. В расчет можно принять рбоу = 0,3...0,5 МПа;

ропу - гидравлическое сопротивление охладителя пара уплотнений, ропу = 0,05...0,07 МПа;

рк.тр - гидравлическое сопротивление участков конденсатного трубопровода, рк.тр = 0,1...0,2 МПа;

ррку гк - гидравлическое сопротивление регулирующего клапана уровня ГК, ррку гк = 0,2...0,4 МПа;

ргеод - противодавление подъема воды на ПНД1 от уровня воды в конденсатосборнике главного конденсатора. Уровень расположения ПНД1 должен быть достаточным для обеспечения каскадного слива воды из ПНД1 в ПНД2. Обычно разность высот расположения конденсатосборника и ПНД1 составляет 12...17 м.

В рекомендованных пределах величин верхние значения относятся к установкам с турбинами большой мощности - более 200 МВт.

Выражение для определения давления конденсатного насоса второго подъема может быть записано в виде

ркн2 = рд - рпнд-2 + рк.тр + рпнд + ррку пнд2 + ргеод, (16)

где рд - давление в деаэраторе;

рпнд2 - давление в смешивающем подогревателе ПНД2 (определяется давлением отбора пара на ПНД2 за вычетом гидравлических сопротивлений трубопровода греющего пара);

рк.тр - гидравлическое сопротивление участков конденсатного трубопровода, рк.тр = 0,1...0,2 МПа;

рпнд - суммарные гидравлические сопротивления ПНД поверхностного типа. В расчет можно принять сопротивление одного ПНД порядка 0,07...0,10 МПа;

ррку пнд2 - гидравлическое сопротивление регулирующего клапана уровня ПНД2, ррку пнд2 = 0,2...0,4 МПа;

ргеод - противодавление подъема воды в деаэратор от уровня воды в ПНД2. Уровень расположения деаэратора должен быть достаточным для обеспечения подпора на всасывании питательного насоса. Обычно разность высот деаэратора и ПНД2 составляет 25...30 м.

Если конденсатная система, охватывающая элементы системы регенерации, скомпонована иначе, то рассмотренные зависимости могут принять несколько иной вид, но принцип их составления остается тем же. Например, если в составе конденсатной системы предусмотрено два конденсатных насоса (первого и второго подъема), между которыми нет развязывающего участка со смешивающими подогревателями, то в расчет принимают условную развязывающую точку - точку на входе в КН2. Давление в этой точке можно принять в диапазоне от 0,2...0,3 МПа до 1...1,5 МПа. При этом для КН1 ргеод составляет 2...3 м, а для КН2 ргеод = = 20...30 м.

Аналогично можно составить расчетную зависимость для определения давления питательного насоса:

рпн = рпг - рд + рпг + рп.тр + рпк + рпвд + ррку д + ргеод, (17)

где рпг - давление генерируемого пара;

рд - давление в деаэраторе;

рпг - гидравлическое сопротивление парогенератора. В расчет можно принять рпг ~ 0,3 МПа;

рп.тр - гидравлическое сопротивление участков питательного трубопровода, рп.тр = 0,2...0,3 МПа;

рпк - гидравлическое сопротивление питательного клапана, регулирующего подачу питательной воды в парогенератор. В расчет можно принять величину рпк примерно в 1 МПа;

рпвд - суммарные гидравлические сопротивления ПВД. В расчет можно принять сопротивление одного ПВД порядка 0,5 МПа;

ррку д - гидравлическое сопротивление клапана, регулирующего уровень воды в деаэраторе. Его значения можно принять 0,2…0,4 МПа;

ргеод - противодавление подъема воды в парогенератор. Эта величина составляет разность между возвышением ПГ и деаэратора над питательным насосом. Для двухконтурных ЯЭУ ргеод может составлять величину от -(7...8) м (деаэратор расположен выше парогенератора) до 0...1 м (деаэратор и парогенератор практически на одном уровне).

Во всех трех выражениях для расчета давления насосов в качестве одной из составляющих гидравлических сопротивлений контура учитывается величина ррку - сопротивление автоматического регулирующего клапана уровня (РКУ). Это означает, что на напоре каждого из насосов установлен клапан, который за счет частичного прикрытия регулирует уровень воды в емкости, из которой происходит откачка воды: для КН1 - РКУ конденсатосборника ГК, для КН2 - РКУ ПНД-2, для ПН - РКУ Д. Могут быть и иные схемные решения, обеспечивающие поддержание уровня воды в указанных емкостях. Тогда такие схемные решения должны найти соответствующее отражение в расчетных зависимостях для давления насосов.

Определив значения давлений насосов конденсатно-питательной системы и зная составляющие выражений (15), (16) и (17), можно оценить давления нагреваемой среды на входе и выходе каждого поверхностного подогревателя. Полученные значения давления температуры нагреваемой среды вдоль тракта конденсатно-питательной системы для наглядности и удобства использования целесообразно представить графически подобно тому как это показано на рисунке 4.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4 - График изменения давления и температуры нагреваемой среды в поверхностных водоподогревателях системы регенерации

Зная давление и температуру среды в каждой точке тракта, можно определить энтальпию нагреваемой среды на входе и выходе каждого теплообменного аппарата.

Полученные значения энтальпий теплообменивающихся сред используют для составления уравнений тепловых балансов.

При этом следует иметь в виду, что среда, проходя через перекачивающий насос, несколько повышает свою энтальпию. Однако, с учетом малой сжимаемости воды такое повышение энтальпии весьма незначительно, и им в тепловых расчетах рабочего контура можно пренебречь. Исключение составляет питательный насос, у которого давление выражается большей величиной - до 8,0...10,0 МПа, поэтому приращение энтальпии питательной воды в питательном насосе обычно учитывают в тепловых расчетах рабочего контура. Тогда энтальпия питательной воды на входе в первый ПВД может быть принята равной энтальпии воды на входе в питательный насос (т.е. в деаэраторе) с увеличением на приращение энтальпии воды в питательном насосе. Приращение энтальпии питательной воды в питательном насосе составляет

iпн = рпн vпн / ( 103), (18)

где рпн - повышение давления воды в питательном насосе (равно давлению питательного насоса рпн), Па;

vпн - удельный объем перекачиваемой воды (определяется давлением и температурой перекачиваемой воды), м3/кг;

пн - КПД питательного насоса (принимается в расчет по прототипным данным).

Если энтальпию воды на выходе из питательного насоса определять по давлению и температуре воды в его напорном патрубке, то отпадает необходимость в оценке приращения энтальпии по (18).

3. Определение расхода пара на главную турбину, паропроизводительности парогенератора и мощности ядерного реактора. КПД ЯЭУ брутто

Значения расходов рабочего тела в различных ветвях рабочего контура определяются при решении системы уравнений тепловых балансов, составленных для теплообменных аппаратов контура. При этом следует иметь ввиду одно важное обстоятельство.

Количество теплообменных аппаратов в рабочем контуре и количество отборов греющего пара на них совпадает (обычно 8…10). Однако, количество неизвестных расходов пара на одно больше. Это расход пара на входе в турбину Gт (на входе в ЦВД). Для его определения требуется дополнительное уравнение - уравнение мощности турбины.

Внутренняя мощность турбины может быть выражена как сумма мощностей всех ступеней турбины. Мощность же каждой ступени равна произведению теплоперепада, срабатываемого на ступени, и расхода пара через ступень

(19)

где Gст.j - расход пара через j-ю ступень турбины;

H i ст.j - внутренний теплоперепад j-й ступени турбины;

m - количество ступеней турбины.

Значения теплоперепадов на ступенях H i ст.j уже были определены ранее, а для получения расходов пара через ступени турбины необходимо из общего расхода пара на турбину Gт в соответствии с расчетной схемой вычитать значение расходов пара в соответствующих отборах.

Например, если первый отбор пара из проточной части турбины предусмотрен после второй ступени, второй отбор - после третьей ступени турбины и т.д., то расходы пара через ступени турбины можно записать так:

Gст1 = Gт;

Gст2 = Gт;

Gст3 = Gст2 - Gот1 = Gт - Gот1;

Gст4 = Gст3 - Gот2 = Gт - Gот1 - Gот2 и т.д.(20)

Значение внутренней мощности турбины можно связать с заданной в расчет мощностью генератора

Ni т = Рг / (ген мех.т), (21)

где Рг - заданная в расчет мощность генератора;

ген - КПД генератора электроэнергии. В расчет можно принять ген = 0,98…0,99 (например, для ЮУАЭС ген = 0,9892);

мех.т - механический КПД турбоагрегата. В расчет можно принять мех.т = 0,98…0,985. В расчет могут быть принять также и прототипные данные, если они имеются.

Если для расчета значений расходов рабочего тела в ветвях контура используется вычислительная компьютерная техника, которая имеет в своем арсенале стандартные программы решения системы алгебраических уравнений практически любого порядка, то к системе уравнений тепловых балансов следует добавить рассмотренное здесь выражение мощности турбины. В результате решения такой системы уравнений мы получим значения расходов рабочего тела в численном виде во всех ветвях контура.

Если же предполагается решать систему уравнений “вручную” (с помощью калькулятора), то можно предложить следующий подход к определению расходов рабочего тела.

Рассматривается только система уравнений тепловых балансов (ТБ). Для того чтобы количество уравнений ТБ соответствовало количеству неизвестных величин предлагается временно считать, что расход пара на турбину Gт - величина известная. Тогда в результате решения такой системы уравнений ТБ получают значения расходов пара в ветвях контура в виде выражений через Gт. Затем, используя выражения (19) и (21) определяют численное значение Gт, через которое затем можно определить численные значения расходов пара во всех ветвях контура.

Однако следует отметить, что система уравнения тепловых балансов довольно громоздка и сложна для совместного решения. Поэтому вначале анализируют уравнения системы по виду и количеству входящих в них неизвестных величин (это проще выполнить, рассматривая соответствующие уравнения материальных балансов). Если можно выявить уравнение теплового баланса, которое включает только одну неизвестную величину, то такое уравнение может быть решено относительно этой неизвестной величины отдельно (автономно) от системы уравнений. Если же удастся выявить второе уравнение теплового баланса, которое охватывает только две неизвестные величины, одна из которых уже определена, то это уравнение также можно решить отдельно от системы. Иногда таким образом удается последовательно решить все уравнения. Это значительно упрощает решение системы уравнений. Если же такое последовательное решение уравнений ТБ и невозможно (это определяется видом расчетной схемы), то все же удается из общей системы уравнений выделить группу из 2…3 уравнений, которые должны быть решены совместно. Подобная подсистема уравнений меньшего порядка решается значительно проще чем общая система уравнений.

В заключение теплового расчета рабочего контура можно оценить паропроизводительность парогенератора

Gпг = Gт + Gп i (22)

где Gп i - суммарный расход отборов пара от главного паропровода свежего пара. Обычно это отбор пара только на промежуточный пароперегреватель и расход пара на протечки.

Значение тепловой мощности ядерного реактора может быть выражено так:

Qяр = Gпг (iпг - iпв) / тпк, (23)

где Gпг - паропроизводительность установки, определяемая по формуле (22), кГ/с;

iпг - принятая в расчет энтальпия пара на выходе из парогенератора, кДж/кг;

iпв - энтальпия питательной воды на входе в парогенератор, кДж/кг;

тпк - коэффициент удержания тепла в теплопередающем контуре. В расчет можно принять тпк = 0,9..0,99.

Заметим, что в некоторых случаях схема рабочего контура может быть построена таким образом, что энтальпия питательной воды на выходе из последнего водоподогревателя (она определяется при выполнении расчета рабочего контура) не равна энтальпии питательной воды на входе в ПГ (именно эта величина входит в уравнение (23). Это может быть, например, в том случае, когда на выход из последнего ПВД насосом подается вода из какой-либо ветви рабочего контура. Hапример, в ПТУ с К_1000-60/3000 на выход из последнего ПВД с помощью КГТH подается конденсат греющего пара из пароперегревателя. В этом случае для уравнения (23) необходимо дополнительно определить значение iпв. Для определения значения iпв для точки смешения сред на выходе из последнего ПВД составляют дополнительное уравнение теплового баланса.

В итоге выполненных тепловых расчетов можно оценить значение КПД ЯЭУ брутто:

ЯЭУбрутто = Рг / Qяр, (24)

где Рг - заданная в расчет мощность генератора электроэнергии, кВт;

Qяр - требующаяся для выработки электроэнергии тепловая мощность ядерного реактора, кВт (определяется по формуле (23)).

Обычно для ЯЭУ АЭС значение ЯЭУбрутто находится в пределах 30...33%.

В реальных ЯЭУ АЭС имеется ряд дополнительных потребителей энергии, которые включены в состав рабочего контура, поэтому их необходимо также включить в расчет рабочего контура. К этим дополнительным потребителям следует отнести:

а) турбоприводы насосов, если они предусмотрены;

б) систему теплофикации, обеспечивающую нужды зданий АЭС и близрасположенного жилого городка;

в) устройства собственных нужд АЭС;

г) утечки пара из рабочего контура.

Ниже рассмотрены рекомендации по определению расхода пара на указанные дополнительные потребители тепловой энергии.

4. Определение расхода пара на турбопривод питательного насоса

Расход пара на турбопривод питательного насоса определяется мощностью насоса, которая составляет

Nпн = рпн Qпн / (пн 103), (25)

где рпн - давление питательного насоса, Па. Эта величина рассматривалась ранее;

Qпн - объемная подача питательного насоса, м3/с;

пн - КПД насоса. В последующем будут более детально рассмотрены факторы, влияющие на величину пн. На настоящем этапе расчета можно приближенно принять пн = 0,..0,85.

Значение Qпн определяется составляющими расходов рабочего тела в ветвях рабочего контура в соответствии с уравнениями материальных балансов. Заметим, что уравнения материальных балансов обычно составляют в массовых расходах G. Тогда объемная подача насоса может быть определена по выражению:

Qпн = Gпн vпн, (26)

где Gпн - массовая подача насоса, кг/с;

vпн - удельный объем перекачиваемой жидкости, м3/кг. Эта величина определяется как функция давления и температуры перекачиваемой воды.

Можно принять, что мощность, потребляемая насосом, равна мощности турбопривода. Это справедливо для прямодействующего привода. Правда, в приводе питательного насоса обычно предусматривают механический редуктор на предвключенной части насоса. Но так как мощность предвключенной части насоса сравнительно невелика, то механическими потерями энергии на редукторе можно пренебречь. Тогда расход пара на привод питательного насоса можно определить следующим образом:

Gпн = Nпн / (H i тпн м.тпн), (27)

где Nпн - мощность питательного насоса, кВт. Определяется зависимостью (25);

Н i тпн - внутренний теплоперепад турбопривода, кДж/кг. Эта величина определена при выборе параметров рабочего тела;

м.тпн - механический КПД турбопривода. В расчет можно принять м.тпн = 0,9

Иногда в составе рабочего контура предусматривают насосы с гидротурбинным приводом, получающим рабочую среду из напорного турбопривода питательного насоса. Например, в установке с турбоагрегатом К-1000-60/3000 в качестве конденсатного насоса СПП применен насосный агрегат КГТН-850-400 (центробежный одноступенчатый насос и радиально-осевая одноступенчатая гидротурбина). Отработавшая в гидротурбине силовая вода сбрасывается в деаэратор. Основные параметры агрегата:

- подача насоса 850 м3/ч;

- напор насоса 400 м вод.ст.;

- расход воды на гидротурбину 700 м3/ч;

- напор, срабатываемый на гидротурбине, 730 м вод.ст.;

- частота вращения 5200 об/мин.

Если в схеме расчетного рабочего контура предусмотрен насос подобного типа, то необходимо оценить расход силовой воды на его привод, так как подача питательного насоса должна приниматься с учетом как основного потребителя питательной воды - парогенератора, так и дополнительного потребителя - гидропривода насоса.

Для определения расхода силовой воды на гидропривод необходимо оценить его мощность.

Мощность, развиваемая гидроприводом, может быть выражена так:

Nгп = Qгп ргп гп / 103 (28)

где Qгп - объемный расход силовой воды на гидропривод, м3/с;

ргп - перепад давлений на гидроприводе (напор гидротурбины), Па;

гп - КПД гидропривода.

Если принять, что мощность гидропривода равна мощности обслуживаемого им насоса, то объемный расход воды на гидропривод можно получить из формулы (28) в следующем виде:

Qгп = 103 Nцн / (ргп гп). (29)

Массовый расход воды на гидропривод

Gгп = Qгп / v, кг/с, (30)

где v - удельный объем силовой воды в точке ее отбора из напорного патрубка питательного насоса (функция давления и температуры воды на напоре ПН), м3/кг.

Мощность приводимого в действие насоса определяется по общей методике расчета параметров насоса - в зависимости от подачи, давления и КПД насоса.

Значение ргп можно принять по прототипным данным. Если близких прототипных данных нет, то напор турбины можно оценить как разность давлений в напорном патрубке ПН и в точке сброса отработавшей силовой воды (обычно это деаэратор) за вычетом геодезической составляющей (разность высот точки сброса силовой воды и точки отбора воды от напорного патрубка ПН), а также за вычетом гидравлических сопротивлений трубопроводов силовой воды.

Для указанного выше агрегата КГТН, находящегося в составе ПТУ с турбоагрегатом К-1000-60/3000, геодезическая составляющая потери давления равна 25 м, гидравлические сопротивления трубопроводов воды - 270 м вод.ст.

Значение КПД гидропривода можно принять в пределах 0,75...0,80.

5. Расчет параметров системы теплофикации

Для определения вклада теплофикации в тепловую нагрузку рабочего контура необходимо задать отопительную нагрузку, принять температурный режим системы, а также составить расчетную схему системы теплофикации с указанием ее подключения к рабочему контуру.

Системы теплофикации в двухконтурной и одноконтурной ЯЭУ имеют некоторые отличия. Рассмотрим систему теплофикации двухконтурной ЯЭУ.

Тепловую нагрузку системы теплофикации задают с учетом решаемых ею задач (теплоснабжение только АЭС или АЭС и ее жилого поселка), а также климатических условий региона, в котором расположена АЭС. Задаваемая тепловая нагрузка зависит также от количества блоков, входящих в состав АЭС, и от предполагаемого порядка их использования для нужд теплофикации. Для блоков АЭС с электрической мощностью в 1000 МВт тепловая нагрузка может задаваться в пределах от 80...100 Гкал/ч (93...116 МВт) до 200 Гкал/ч (232 МВт).

Температурный режим системы теплофикации стандартизован. Температура сетевой воды на входе в подогреватель (возвращающаяся из отопительной сети вода) принята в 70оС.

Температура воды на выходе из нагревателя (вода, направляющаяся в отопительную сеть) принимается в расчет в двух вариантах: для сетей, обслуживающих только АЭС и небольшие близко расположенные поселки - 130оС; для сетей, обслуживающих АЭС и более крупные поселки, особенно поселки более удаленные от АЭС, - 150оС.

Схемно система теплофикации включает в себя несколько (два-три) последовательно включенных подогревателей, через которые прокачивается сетевая вода с помощью так называемого сетевого насоса (обычно это несколько параллельно включенных насосов). Подогреватели сетевой воды - поверхностные теплообменные аппараты, в которых в качестве греющей среды используется пар, отбираемый из некоторых промотборов системы регенерации. Заметим, что в технической литературе подогреватели сетевой воды иногда не совсем обоснованно называют бойлерами. Отводы конденсата греющего пара (дренаж подогревателей) обычно каскадно сливаются в полости греющей среды нижерасположенных подогревателей и, в конечном итоге, общим потоком могут отводиться безнасосным образом на главный конденсатор. При этом для уменьшения потерь тепловой энергии на последнем дренаже целесообразно устанавливать охладитель дренажа (обычно в виде отдельного теплообменного аппарата). Однако даже при наличии охладителя дренажа потери тепловой энергии значительны. Поэтому вместо охладителя дренажа может оказаться целесообразной установка специального дренажного насоса, который закачивает общий поток дренажных сливов в линию основного конденсата - в такую его точку, в которой температура конденсата примерно равна или несколько ниже температуры дренажной воды. Возможен также безнасосный слив в полость греющей среды поверхностного регенеративного подогревателя, в котором давление греющей среды меньше давления дренажа.

Принципы подключения отборов греющего пара и возврата конденсата термодинамически аналогичны принципам включения в цикл регенеративных подогревателей. Поэтому с точки зрения термодинамического совершенствования использования тепла в цикле ПТУ весьма актуальным является поиск более рациональных способов подключения системы теплофикации к рабочему контуру. При этом все рекомендации по более рациональному использованию регенеративных подогревателей применимы и к сетевым подогревателям системы теплофикации.

Первые по сетевой воде подогреватели являются основными (ПСВО), последний называют пиковым (ПСВП). Основных подогревателей может быть несколько - ПСВО I и ПСВО II (первой и второй ступени). Пиковый - обычно один. Он включается в работу только при полной тепловой нагрузке - при температуре наружного воздуха порядка -30оС).

Пиковый подогреватель подключают к такому отбору пара из турбины, в котором параметры греющей среды (давление и температура насыщения) могут обеспечить принятую в расчет температуру сетевой воды (150оС или 130оС). Место подключения к греющей среде основных подогревателей обычно подбирают таким, чтобы температура сетевой воды при неработающем пиковом подогревателе составляла 120...125оС если максимальная температура на выходе из ПСВП принята 150оС, и 100...105оС если температура на выходе из ПСВП принята 130оС. Такие значения температур вполне достаточны для нормальной работы системы теплофикации в обычных условиях, когда температура окружающей среды умеренная, и поэтому пиковый подогреватель отключен.

При подборе мест подключения системы теплофикации к промотборам турбоагрегата не следует корректировать теплоперепады по ступеням турбины (как это делалось при компоновке системы регенерации). В расчет могут быть приняты значительно увеличенные температурные напоры теплопередачи в теплообменных аппаратах системы теплофикации. Например, в ПТУ К_1000_60/3000 они составляют 20...25оС. Так как тепловая мощность системы теплофикации сравнительно небольшая, то можно допустить заметно неоптимальные значения температурных напоров. Это не приведет к значительному снижению тепловой экономичности рабочего контура в целом.

Давление сетевой воды можно принять в диапазоне от 1,5...2,0 МПа до 2,5...3,0 МПа. Давление сетевой воды должно быть выше давления греющего пара. Благодаря этому, даже в случае течи парогенератора, когда во второй контур может попадать радиоактивный теплоноситель, радиоактивное загрязнение сетевой воды исключено.

Для упрощения расчетных схем систему теплофикации представляют одной ветвью, хотя в действительности она может быть представлена несколькими параллельными ветвями в пределах одной ПТУ. В некоторых случаях система объединяет в себе теплофикационные системы нескольких блоков (например, система теплофикации блоков №1 и №2 РАЭС объединяет в себе 4 системы - по количеству турбоагрегатов К_220_44).

Расход сетевой воды в системе теплофикации можно определить из уравнения теплового баланса для системы в целом

Qст = ст Gсв ср (tсввых - tсввх) (31)

Отсюда расход сетевой воды

Gсв = Qст / [ст ср (tсввых - tсввх)] (32)

где Qст - принятая в расчет тепловая нагрузка системы теплофикации, кВт;

ст - коэффициент удержания тепла в системе теплофикации в целом. В расчет можно принять ст = 0,90...0,95;

ср - теплоемкость сетевой воды (ср = 4,25 кДж/кг);

tсввх, tсввых - принятая в расчет температура сетевой воды, оС.

Для определения расходов греющего пара необходимо составить уравнения теплового баланса для каждого элемента системы теплофикации. Первым целесообразно рассмотреть уравнение теплового баланса для пикового подогревателя - первого по каскадному сливу дренажа

псвп Gг (iвхг - iвыхг) = Gн (iвыхн - iвхн) (33)

Отсюда

Gг = Gн (iвыхн - iвхн) / [псвп (iвхг - iвыхг)] (34)

где Gн - расход сетевой воды, определяемый по формуле(32);

псвп - коэффициент удержания тепла ПСВП. Его значение можно принять таким же, что и для регенеративного водоподогревателя, питающегося паром того же отбора;

iвыхн - энтальпия сетевой воды на выходе из ПСВП, кДж/кг. Определяется как функция давления сетевой воды и ее температуры на выходе из ПСВП;

iвхн - энтальпия сетевой воды на входе в ПСВП, кДж/кг. Значение iвхн определяется по температуре сетевой воды на выходе из предыдущего подогревателя (ПСВО) и давлению сетевой воды;

iвхг - энтальпия греющей среды на входе, кДж/кг. Принимается в расчет как энтальпия пара в соответствующем отборе турбины;

iвхг - энтальпия греющей среды на выходе, кДж/кг. Принимается как энтальпия воды на линии насыщения при давлении греющей среды в ПСВП (равно давлению отбора за вычетом гидравлических сопротивлений подводящего трубопровода);

Для основного сетевого подогревателя совместно с его охладителем дренажа ОД, если он предусмотрен, диаграмма t-q показана на рисунке 5.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 - Диаграмма t-q основного подогревателя сетевой воды и охладителя дренажа

Уравнение теплового баланса такого подогревателя может быть записано так:

псво (Gвхг1 iвхг1 + Gвхг2 iвхг2 - Gвыхг iвыхг) = Gн (iвыхн - iвхн) (35)

где псво - коэффициент удержания тепла ПСВО;

Gвхг1 - определяемое из настоящего уравнения значение расхода греющего пара на ПСВО;

Gвхг2 - величина расхода дренажа из ПСВП, равная расходу греющей среды на ПСВП;

Gвыхг = Gвхг1 + Gвхг2;

iвхг1, iвхг2 - значения энтальпий потоков греющей среды, определяемые аналогично тому, как это рассматривалось в уравнении (34);

iвыхг - энтальпия греющей среды на выходе из ОД. Определяется как функция давления и температуры греющей среды на выходе из ОД. При этом давление среды принимается равным давлению в ПСВО за вычетом гидравлических сопротивлений тракта слива дренажа (5...8% от давления в ПСВО); температура среды принимается больше температуры сетевой воды на входе (обычно 70оС) на величину температурного напора t (в расчет можно принять величину порядка 15...20оС);

Gн - расход сетевой воды (определяемый по формуле (32);

iвыхн - энтальпия сетевой воды на выходе из ПСВО. Ее значение определялось при рассмотрении уравнения (34);

iвхн - энтальпия сетевой воды на входе в ПСВО (точнее говоря - на входе в охладитель дренажа). Определяется по принятой в расчет температуре сетевой воды и ее давлению.

В этом уравнении одна неизвестная величина - Gвхг1 (расход греющего пара на ПСВО).

В качестве примера приведем параметры системы теплофикации ПТУ К-1000-60/1500-2.

Тепловая мощность - 200 Гкал/ч.

Температура сетевой воды tсввх / tсввых = 70 / 150оС.

Расход греющей среды на ПСВП - 121,6 т/ч (р = 5,9 кГс/см2);

на ПСВО II ст. - 184,9 т/ч (р =3,0 кГс/см2);

на ПСВО I ст. - 52,1 т/ч (р = 0,81 кГс/см2).

Особенностью системы теплофикации одноконтурных ЯЭУ является то, что сетевая вода получает тепло через промежуточный контур. Принципиально расчет такой системы теплофикации остается таким же, однако в практической реализации он несколько сложнее.

6. Расчет параметров системы пара собственных нужд. Учет расхода пара на протечки

Количество пара, отбираемого на технологические нужды двухконтурных АЭС (расход пара на собственные нужды СН), определяется мощностью АЭС, особенностями принципа действия принятой в расчет ЯЭУ АЭС и АЭС в целом. Анализ данных различных двухконтурных блоков АЭС показывает, что в расчет ЯЭУ можно приближенно принять расход пара на собственные нужды примерно в 100...150 т/ч (27,..41,7 кг/с) для АЭС с электрической мощностью в 1000 МВт. Если мощность станции иная, то расход пара на собственные нужды можно принять пропорционально ее мощности. Как уже отмечалось (см. п. 7.4) возврат конденсата пара собственных нужд можно принять в следующем виде: одна треть конденсата с температурой около 130оС и давлением 0,8…1,0 МПа (горячие сливы) можно направить в деаэратор (СН1), а две трети (холодные сливы) в ГК с параметрами конденсата ГК (СН2).

Расход пара в протечках паропроводов и паровых устройств по опытным данным можно принять Gпрот = (0,003…0,005) Gт, где Gт - расход пара на турбину (на вход в ЦВД).

Потери пара с протечками обычно относят к свежему пару, возврат потерь - в главный конденсатор с параметрами конденсата.

Такой подход несколько занижает расчетные показатели экономичности установки, но весьма незначительно.

Для одноконтурной ЯЭУ пар на собственные нужды обычно делят на две составляющие:

а) условно чистый пар ("чистый пар"), которым обеспечиваются концевые уплотнения турбины, эжекторные установки (если для них принята рабочая среда - пар) и некоторые другие потребители машзала. Этот пар генерируется из воды рабочего контура, предварительно очищенной от радиоактивных примесей;

б) чистый пар, которым обеспечивается химический цех, горячее водоснабжение станции, пуско-резервная котельная и другие внешние по отношению к ЯЭУ потребители. Этот пар генерируется из воды, поступающей от внешних источников и поэтому полностью свободной от радиоактивных примесей.

В расчет можно принять, что примерно две трети от потребностей в паре собственных нужд составляет условно чистый пар и одну треть - чистый пар.

Список литературы

1. Инструкция о порядке допуска в эксплуатацию новых и реконструированных энергоустановок; Харьков, агентствоХарьков-новости - Москва, 2003. - 915 c.

2. Правила устройства электроустановок в вопросах и ответах. Раздел 4. Распределительные устройства и подстанции. Пособие для изучения и подготовки к проверке знаний; НЦ ЭНАС - Москва, 2005. - 310 c.

3. Программа (типовая) комплексного обследования энергоустановок электростанций; СПб: Ювента, М.: Прогресс-Универс - Москва, 2003. - 370 c.

4. Техническая термодинамика и теплотехника; Академия - Москва, 2008. - 272 c.

5. Устройство, ремонт и обслуживание электрооборудования в сельскохозяйственном производстве; Академия - Москва, 2003. - 368 c.

6. А. да Роза Возобновляемые источники энергии. Физико-технические основы; Интеллект, МЭИ - Москва, 2010. - 704 c.

7. Афанасьев В.В., Кидин Н.И. Диагностика и управление устойчивостью горения в камерах сгорания энергетических установок; Capital Books - Москва, 2008. - 176 c.

8. Беликов С. Е., Котлер В. Р. Котлы тепловых электростанций и защита атмосферы; Аква-Терм - Москва, 2008. - 212 c.

9. Богославчик П. М., Круглов Г. Г. Гидротехнические сооружения ТЭС и АЭС; Вышэйшая школа - Москва, 2010. - 272 c.

10. Быстрицкий Г. Ф. Основы энергетики; КноРус - Москва, 2011. - 352 c.

11. Вагин Г. Я., Лоскутов А. Б., Севостьянов А. А. Электромагнитная совместимость в электроэнергетике; Академия - Москва, 2010. - 224 c.

12. Виссарионов В. И., Дерюгина Г. В., Кузнецова В. А., Малинин Н. К. Солнечная энергетика; МЭИ - Москва, 2011. - 276 c.

13. Гуляев В. А., Вороненко Б. А., Корнюшко Л. М., Пеленко В. В., Щеренко А. П. Теплотехника; Издательство "РАПП" - Москва, 2009. - 348 c.

14. Жернаков А.П., Алексеев В. В., Лимитовский А. М., Меркулов М. В., Шевырев Ю.В., Косьянов В. А., Ивченко И. А. Экономия топливно-энергетических ресурсов при проведении геологоразведочных работ; ИнФолио - Москва, 2011. - 352 c.

15. Зайцев С. А., Толстов А. Н., Грибанов Д. Д., Меркулов Р. В. Метрология, стандартизация и сертификация в энергетике; Академия - Москва, 2009. - 224 c.

16. Игнатов П.А., Верчеба А. А. Радиогеоэкология и проблемы радиационной безопасности; ИнФолио - Москва, 2010. - 256 c.

17. Кудинов В.А., Карташов Э. М., Стефанюк Е. В. Техническая термодинамика и теплопередача; Юрайт - Москва, 2011. - 560 c.

18. Макеев Г.Н., Манухин С. Б., Нелидов И. К. Электрические схемы типовых лифтов с релейно-контакторными НКУ; Академия - Москва, 2010. - 223 c.

19. Меркулов М.В., Косьянов В. А. Теплотехника и теплоснабжение геологоразведочных работ; ИнФолио - Москва, 2009. - 272 c.

20. Панкратов Г.П. Сборник задач по теплотехнике; Либроком - Москва, 2009. - 252 c.

21. Свидерская О.В. Основы энергосбережения; ТетраСистемс - Москва, 2009. - 176 c.

Размещено на Allbest.ru