Размещено на http://www.allbest.ru/

2

Размещено на http://www.allbest.ru/

Дипломная работа

эскизное проектирование АЭУ АЭС

Содержание

Введение

1. Общие положения по организации работы над эскизным проектом АЭУ АЭС

2. Выбор типа принятой в расчет АЭУ

3. Выбор параметров теплоносителя и рабочего тела

3.1 Давление теплоносителя р_т

3.2 Температура теплоносителя на выходе из ЯР t_т1

3.3 Температура теплоносителя на входе в ЯР t_т2

3.4 Параметры пара на выходе из парогенератора и на входе в главную турбину

3.5 Давление в главном конденсаторе р_гк. Параметры системы технического водоснабжения

3.6 Параметры промежуточной сепарации и промежуточного перегрева пара

3.7 Параметры пара турбопривода питательного насоса

4. Компоновка схемы рабочего контура

4.1 Предварительное распределение теплоперепада по ступеням турбины

4.2 Компоновка системы регенерации. Окончательное распределение теплоперепада по ступеням турбины

4.3 Компоновка системы теплофикации. Отбор пара на собственные нужды

5. Расчет рабочего контура

5.1 Общие рекомендации по выполнению расчета рабочего контура

5.2 Расходы пара на систему теплофикации

5.3 Расходы пара на собственные нужды и протечки

5.4 Уравнения материальных балансов рабочего контура

5.5 Параметры теплообменивающихся сред рабочего контура

5.6 Уравнения тепловых балансов рабочего контура

5.7 Расход пара на турбину турбопитательного насоса

5.8 Расход пара на главную турбину

5.9 Паропроизводительность ПГ и тепловая мощность ЯР. КПД АЭУ брутто

6. Расчет рабочего контура с использованием вычислительной техники

6.1 Общие рекомендации по использованию вычислительной техники для расчета рабочего контура

6.2 Расчет системы теплофикации

6.3 Подготовка системы уравнений рабочего контура для расчета с использованием вычислительной техники. Перечень и обозначение расчетных величин.

6.4 Система уравнений рабочего контура

6.5 Результаты расчета. Анализ полученных результатов

7. Расчет параметров циркуляционных насосов АЭУ

7.1 Общие рекомендации по расчету параметров насосов

7.2 Параметры главного циркуляционного насоса первого контура

7.3 Параметры конденсатного насоса первого подъема

7.4 Параметры конденсатного насоса второго подъема

7.5 Параметры главного питательного насоса

7.6 Параметры главного циркуляционного насоса системы технического водоснабжения

7.7 Затраты электроэнергии на собственные нужды. КПД АЭУ нетто

8. Оценка массогабаритных параметров главных элементов АЭУ

8.1 Параметры ядерного реактора

8.2 Параметры парогенератора

8.3 Компоновка турбоагрегата. Параметры главной турбины

8.4 Параметры главного конденсатора

Приложения

Введение

Расчет АЭУ выполняется в соответствии с эскизной стадией проектирования. Эскизная стадия проектирования предполагает выбор типа и состава АЭУ, устанавливающих принцип ее действия, а также расчет основных параметров энергоустановки - значения температуры, давления и расходов сред, определяющих энергопотоки в установке, мощностных параметров элементов АЭУ, массогабаритных показателей основного оборудования установки.

Значения указанных параметров существенно зависят от исходных данных, принятых в расчет. Кроме того, они зависят также от типа принятой в расчет схемы рабочего контура.

В процессе проектирования АЭУ АЭС проектанту приходится принимать ряд решений как по выбору численных значений исходных параметров расчетов, так и по выбору схемных и конструктивных решений. В учебном проектировании АЭУ АЭС такие решения следует принимать на основе рекомендаций, приводимых в курсе читаемых лекций, а также в учебных пособиях «Основы теории АЭУ АЭС» [8] и «Основы проектирования АЭУ АЭС» [1].

Пример расчета приведен для случая двухконтурной АЭУ, имеющей схему рабочего контура, близкую к установке с турбоагрегатом К_1000_60/3000. Однако некоторые отличия, принятые при выборе схемы рабочего контура, распределении теплоперепадов в проточной части турбины, а также другие отличия в исходных данных (тепловая нагрузка системы теплофикации, расход пара на собственные нужды и др.) приводят к заметным отличиям в результатах расчета от прототипа.

В примере расчета обоснования выбора значений параметров теплоносителя и рабочего тела приводятся очень кратко. Основное внимание уделено изложению наиболее рациональной последовательности расчета параметров, форме представления результатов расчета.

1. Общие положения по организации работы над эскизным проектом АЭУ АЭС

Стадия эскизного проектирования предполагает разработку состава АЭУ АЭС, установление принципа ее действия, а также определение основных параметров основных элементов энергоустановки. При этом должны быть определены также массогабаритные показатели основных элементов.

В качестве исходных данных задается электрическая мощность энергоблока. Дополнительно могут быть заданы также некоторые другие показатели: количество турбоагрегатов в составе энергоблока, давление теплоносителя первого контура и некоторые другие.

В целом стадии работы над проектом можно представить в такой последовательности:

а) уяснение задания, подбор литературы и вспомогательных материалов, обеспечивающих выполнение проекта;

б) выбор типа разрабатываемой энергоустановки;

в) выбор параметров теплоносителя и рабочего тела;

г) компоновка расчетной схемы рабочего контура;

д) расчет энергетических балансов рабочего контура;

е) расчет затрат электроэнергии на собственные нужды;

ж) определение параметров основных элементов АЭУ;

з) составление заключения (выводов) по проекту в целом;

и) выполнение функциональной схемы разрабатываемого рабочего контура энергоустановки.

Заметим, что для эффективного использования выделенного бюджета времени при выполнении эскизного проекта целесообразно выбрать прототипную установку, с тем, чтобы использовать в процессе работы над проектом как ее схемные и конструктивные решения, так и значения параметров. Прототипная установка должна быть изучена более досконально. При этом, разумеется, не следует в своих разработках полностью повторять прототипные решения. Энергоблок, принятый в качестве прототипного, разрабатывался значительно раньше, многие решения, заложенные в него при проектировании, устарели. Их целесообразно переработать с учетом современных требований, а также тенденций развития стационарной энергетики. Все изменения, внесенные в прототипные решения, должны быть особо оговорены, обоснованы, должно быть указано на улучшение каких показателей они направлены. Для того чтобы при разработке проекта проявилось творческое начало, следует набрать хотя бы 6…7 существенных отличий разрабатываемой установки от прототипной.

Заметим, что в схемных решениях и значениях параметров в качестве прототипных могут приниматься данные и из других установок, если они целесообразны и обоснованы.

В эскизном проекте должны быть выполнены пояснительная записка (текстовый документ) и функциональная схема разработанной АЭУ (графический документ).

Пояснительная записка выполняется в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД к текстовым документам. В пояснительной записке необходимо представить все принятые в проекте решения по значениям отдельных параметров и по принятым в расчет схемным решениям. Кроме того, в пояснительной записке представляют все расчеты параметров энергоустановки в целом и отдельных ее элементов. В пояснительной записке должно быть представлено достаточное количество иллюстраций, обеспечивающее однозначное понимание решений автора выполняемого проекта.

Состав и задачи функциональной схемы АЭУ, а также нормы ее выполнения рассмотрены ниже.

В качестве литературы можно рекомендовать:

а) учебные пособия по курсу лекций дисциплины "АЭС и установки";

б) учебные пособия, монографии, справочные пособия по ядерным реакторам и парогенераторам, по турбоагрегатам АЭС, по вспомогательным механизмам АЭУ, а также по паропроизводящим и паротурбинным установкам, используемым в соответствующих специальных курсах;

в) техническую документацию (технические описания, инструкции по эксплуатации и др.) по техническим средствам ППУ и ПТУ прототипной установки.

Кроме того, в настоящем пособии приводится список литературы, использованной при выполнении примера расчета и рекомендованной для использования студентами.

Рекомендуется при выполнении расчетов использовать программное обеспечение пособия [28] (Е.Н. Сычев «Комплекс программ для интерполяции табличных данных термодинамических свойств воды и водяного пара»). Использование программ указанного пособия существенно упрощает выполнение расчетов, так как уменьшает затраты времени на интерполяционное определение параметров теплоносителя и рабочего тела при соответствующих исходных данных

При вычислениях вручную (с помощью калькулятора) результаты промежуточных вычислений можно принимать в расчет с точностью от 6 до 8 значащих цифр.

2. Выбор типа принятой в расчет АЭУ

В качестве примера для расчета принята двухконтурная АЭУ АЭС с мощностью генератора электроэнергии в 1000 МВт. Как источник тепловой энергии используется корпусной ЯР водо-водяного типа с водой под давлением - типа ВВЭР. Турбина, приводящая в действие генератор электроэнергии, - быстроходная паровая турбина на насыщенном паре с промежуточной сепарацией и промежуточным перегревом пара. Одноступенчатый промежуточный перегрев пара осуществляется за счет тепловой энергии части свежего пара, отбираемого из главного паропровода. В ПТУ предусмотрена система регенеративного подогрева питательной воды. Отработавший в главной турбине пар направляется в главный конденсатор поверхностного типа. В качестве охлаждающей среды используется техническая вода, охлаждаемая в пруду-охладителе.

Все основные решения по типу принятой в расчет АЭУ, а также по типу принятых в расчет основных элементов установки (ЯР, ПГ, турбоагрегат, промежуточный пароперегреватель, система регенерации тепла в рабочем контуре, способ охлаждения технической воды) надлежит обосновать.

Следует обратить внимание на отличия от прототипной установки, тип элементов установки и схемные решения. В каждом случае отличия от прототипа необходимо более детально изложить сущность отличия, указать на улучшение каких показателей оно направлено. Следует указать также на недостатки такого решения, и чем они компенсируются.

Особо следует обратить внимание на тип принимаемой в расчет турбины - быстроходная или тихоходная. Обычно принятие тихоходной турбины - вынужденная мера. Она целесообразна при большой заданной агрегатной мощности и, как следствие этого, большом расходе пара. Особенности такой турбины необходимо учитывать в дальнейшем расчете установки - количество ступеней турбины, компоновка системы регенерации тепла в рабочем контуре, экономичность турбины и пр. В заключении расчета энергоустановки такое решение должно найти численное подтверждение его правильности - количество цилиндров низкого давления, суммарная площадь выхлопа и скорость пара на выходе из ЦНД.

В приложении Д приведены функциональные схемы рабочих контуров отечественных АЭУ АЭС, которые могут быть приняты в качестве прототипных при разработке эскизного проекта энергоустановки.

3. Выбор параметров теплоносителя и рабочего тела

3.1 Давление теплоносителя Р_Т

С учетом принятого в ЯР вида ядерного топлива (UО₂), конструкционных материалов активной зоны (оболочки твэлов выполнены из циркониевых сплавов) и компоновки активной зоны ЯР в расчет принято давление теплоносителя р_т = 16,0 МПа.

В обосновании принятого давления теплоносителя следует обратить внимание на нецелесообразность его значительного повышения при тех же материалах активной зоны.

3.2 Температура теплоносителя на выходе из ЯР tт1

Температура теплоносителя t_т1 принимается равной температуре кипения t_s с интегральным запасом до кипения t_s:

t_т1 = t_s - t_s ^оC.

При р_т = 16,0 МПа t_s = 347,32 ^оC. Значение t_s = 24 ^оC - принято по прототипному ЯР ВВЭР-1000. Тогда

t_т1 = 347,32 - 24 = 323,32 ^оС.

В расчет принято t_т1 = 323 ^оС.

В обосновании принятого значения интегрального запаса до кипения теплоносителя t_s следует обратить внимание на его зависимость от неравномерности тепловыделений по радиусу активной зоны водо-водяного ЯР.

3.3 Температура теплоносителя на входе в ЯР t_т2

Температура теплоносителя t_т2 принимается равной температуре на выходе из ЯР за вычетом степени нагрева теплоносителя в ЯР t_яр:

t_т2 = t _т1 - t_яр ^оС.

t_яр = 32 ^оС - принято по прототипному ЯР ВВЭР-1000. Тогда

t_т2 = 323 - 32 = 291 ^оС.

Здесь следует отметить, что если снизить принимаемое в расчет значение t_яр (такое снижение благоприятно скажется как на параметрах ЯР, так и на параметрах АЭУ в целом), то это потребует резкого увеличения мощности главных циркуляционных насосов I контура и, следовательно, затрат электроэнергии на собственные нужды (см. [1] с.40).

3.4 Параметры пара на выходе из парогенератора и на входе в главную турбину

В разрабатываемой АЭУ принят парогенератор насыщенного пара с многократной естественной циркуляцией рабочего тела и с неявно выраженной экономайзерной зоной. Температура генерируемого пара равна температуре теплоносителя на выходе из ПГ (она же температура теплоносителя на входе в ЯР) за вычетом минимального температурного напора в ПГ t _min:

t _пг = t _т2 - t _min ^оС.

t _min = 11 ^оС - принято в рекомендуемых пределах. Тогда

t _пг = 291 - 11 = 280 ^оС;

Диаграмма t-q парогенератора с учетом принятых значений параметров теплоносителя и рабочего тела а также типа ПГ принимает вид, показанный на рисунке 1.

Рисунок 1 - Диаграмма t-q парогенератора

При обосновании параметров пара следует обратить внимание на принимаемое в расчет значение дt_min. Его уменьшение позволяет несколько повысить параметры свежего пара. Однако при этом существенно уменьшается средний температурный напор теплопередачи в ПГ в целом и, вследствие этого, увеличивается его поверхность теплопередачи, что отрицательно сказывается на массогабаритных показателях ПГ. На заключительном этапе расчета установки это положение найдет численное подтверждение. Анализ реально выполненных установок показывает, что значение дt_min следует принимать в расчет в диапазоне 8…11 ^оС (см. [1] с.48…49).

Давление генерируемого пара р_пг равно давлению насыщения, соответствующего принятой температуре пара.

р_пг = р_s (t _пг = 280 ^оС) = 6,4191 МПа.

В расчет принято р_пг = 6,4 МПа.

Потеря давления в паровом тракте от парогенератора до соплового аппарата турбины р = 0,06 р_пг = 0,06 6,4 = 0,384 МПа.

В расчет принято р = 0,4 МПа.

Давление пара на входе в сопловый аппарат турбины

р_гт = р_пг - р = 6,4 - 0,4 = 6,0 МПа.

Так как в главном паропроводе происходит адиабатическое дросселирование пара, то значения энтальпии пара на выходе из ПГ и на входе в сопловый аппарат турбины равны i_пг = i_цвд = i(р_пг = 6,4 МПа) = = 2778,8 кДж/кг. Точки состояния рабочего тела A_пг и A_гт показаны на диаграмме i-s (рисунок 2).

3.5 Давление в главном конденсаторе р_гк. Параметры системы технического водоснабжения

При выборе в расчет величины температуры охлаждающей воды на входе в ГК t_ов.вх следует ориентироваться на среднегодовую температуру в заданном регионе, в котором предполагается размещение энергоблока.

В расчет принята АЭС, расположенная в умеренной климатической зоне (дополнительный третий энергоблок Хмельницкой АЭС). С учетом принятой системы охлаждения технической воды (пруд-охладитель) для расчета принята температура охлаждающей воды на входе в ГК t_ов.вх = = 20 ^оС.

Кратность охлаждения главного конденсатора принята

m = G_ов / G_п = 55.

При обосновании принятого в расчет значения кратности охлаждения ГК m следует иметь в виду, что увеличение m (и, следовательно, увеличение расхода охлаждающей воды) способствует снижению температуры охлаждающей воды на выходе из ГК. Это позволяет либо снизить давление в ГК, либо сократить его массогабаритные показатели за счет увеличения температурного напора теплопередачи. Однако увеличение величины m означает увеличение мощности насосов технического водоснабжения и увеличение затрат электроэнергии на собственные нужды. Если в расчет принята оборотная система технического водоснабжения с градирнями или брызгальными бассейнами, то увеличение значения m ведет к более значительному увеличению затрат электроэнергии на функционирование системы. Действительно, за один цикл использования техническая вода в такой установке должна прокачиваться насосами дважды - через ГК и через водоохлаждающее устройство.

Среднее давление в главном конденсаторе принято р_гк = 5,0 кПа.

В данном случае речь идет о среднем давлении в конденсаторе, так как предполагается секции главного конденсатора соединить последовательно по охлаждающей воде (см. прототипную установку). Такое соединение секций ГК приведет к тому, что в разных секциях будет устанавливаться разное давление - в первой по потоку охлаждающей воды давление будет несколько ниже среднего значения. Для упрощения расчетов принято осредненное по секциям конденсатора давление.

Температура конденсации в главном конденсаторе t_гк = t_s при давлении в главном конденсаторе р_гк = 5 кПа

t_гк = t_s (р_гк = 5 кПа) = 32,9 ^оС.

Заметим, что выражение t_гк = t_s при давлении в конденсаторе справедливо лишь для конденсаторов с рациональной компоновкой трубного пучка и качественно разработанной системой отсоса паровоздушной смеси. В этом случае во всем паровом объеме ГК практически отсутствует воздушная составляющая. Температура охлаждающей воды на выходе из ГК

t_ов.вых = t_ов.вх + r x / (m c_p),

где t _ов.вх = 20 ^оС_. - температура охлаждающей воды на входе в ГК; (принято в расчет);

r = r(p=5кПа) = i - i=2561,2-137,77=2423,43 кДж/кг - скрытая теплота парообразования (конденсации) при давлении в главном конденсаторе;

х = 0,92 - сухость пара на входе в конденсатор (принято по прототипной установке);

m = 55 - принятая в расчет кратность циркуляции;

c_p = 4,18 кДж/кг - теплоемкость охлаждающей воды.

t_ов.вых = 20 + 2423,43 0,92 / (55 4,18) = 29,6979 ^оС.

В расчет принято t_ов.вых = 29,7 ^оС.

Для этого выражения значение сухости конденсирующегося в ГК пара x на данном этапе расчета установки может быть оценено лишь приближенно по прототипным данным. В последующем, при расчете массогабаритных показателей ГК, оно должно быть уточнено.

Важным показателем, существенно определяющим массогабаритные показатели ГК, является температурный напор на его «горячем» конце дt_гор.

Величину дt_гор следует показать на диаграмме t-q, построенной для главного конденсатора (рисунок 3).

Для принятых в нашем расчете параметров значение дt_гор составляет

дt_гор = t_гк - t_ов.вых= 32,9 - 29,7 = 3,2 ^оС.

Стремление к снижению дt_гор и, таким образом, к снижению температуры конденсации в ГК (и, следовательно, его давления) способствует увеличению экономичности установки. Но оно сопровождается значительным снижением среднего температурного напора в ГК и, как следствие этого - значительным увеличением поверхности теплопередачи в ГК. Это неизбежно проявится на заключительном этапе расчета установки при оценке массогабаритных показателей ГК. Для получения приемлемой величины поверхности теплопередачи ГК и, следовательно, приемлемых массогабаритных показателей конденсационной установки целесообразно параметры теплообменивающихся сред подобрать так, чтобы температурный напор на "горячем" конце конденсатора дt_гор = t_гк - t_ов.вых был в пределах 3...10 ^оС.

Рисунок 2 - Процессы расширения рабочего



Рисунок 3

В последующем, при расчете массогабаритных показателей конденсационной установки, должна быть построена уточненная диаграмма t-q и определено уточненное значение дt_гор.

Рисунок 4 - Диаграмма t-q главного конденсатора

3.6 Параметры промежуточной сепарации и промежуточного перегрева пара

С учетом прототипных данных, а также с учетом мер, которые в настоящее время могут быть приняты для повышения экономичности проточной части турбины, в расчет приняты средние значения внутренних КПД цилиндров турбины: _i^цвд = 0,82; _i ^цнд = 0,83.

Для построения в диаграмме i-s процессов расширения пара в проточной части турбины (в том числе в агрегатах промежуточной сепарации и промежуточного пароперегрева) приняты следующие параметры расширения пара:

- разделительное давление р_разд^опт = 0,12р_гт + 0,13 = 0,12 6 + 0,13 = = 0,85 МПа;

- потери давления от выхода из ЦВД до входа в ЦНД - 4% разделительного давления;

- давление пара на входе в ЦНД р_цнд = (1 - 0,04)р_разд = 0,96 0,85 = = 0,816 МПа;

- температура перегретого пара на выходе из пароперегревателя

t _пп = t _пг - дt_пп^min = 280 - 25 = 255 ^оС.

Важно отметить, что пароперегреватель является паро-паровым теплообменным аппаратом, имеющим низкое значение коэффициента теплоотдачи к перегреваемому пару. Поэтому коэффициент теплопередачи пароперегревателя в целом также низкий. Для ограничения величины поверхности теплопередачи обычно принимают высокий температурный напор. Величину температурного напора на «горячем» конце пароперегревателя целесообразно принять не менее 20…25 ^оС.

По причинам того же характера в греющей полости пароперегревателя не рекомендуется предусматривать охладитель дренажа.

С учетом указанных замечаний диаграмма t-q пароперегревателя имеет вид, показанный на рисунке 5.

Рисунок 5 - Диаграмма t-q одноступенчатого пароперегревателя

Если пароперегреватель принят двухступенчатым, где его первая ступень обогревается паром, отбираемым из соответствующей ступени ЦВД, то можно рекомендовать повышение температуры перегреваемого пара делить примерно поровну между первой и второй ступенями. При этом значение t_пп^min каждой ступени целесообразно также принимать в пределах 20…25 ^оС. Диаграмма t-q такого пароперегревателя показана на рисунке 6.

Рисунок 6 - Диаграмма t-q двухступенчатого пароперегревателя

Заметим, что приведенное здесь эмпирическое выражение для определения разделительного давления р_разд^опт дает оптимальное значение с точки зрения экономичности термодинамического цикла АЭУ. В то же время такое значение р_разд может привести к не вполне рациональному распределению значений влажности пара на последних степенях ЦВД и ЦНД. В этом случае необходимо методом последовательных приближений подобрать такое значение разделительного давления, которое обеспечит приемлемое распределение влажности пара на выходе из ЦВД и ЦНД. Разумеется, оптимальность значения р_разд с точки зрения экономичности цикла будет несколько нарушена.

Для принятого в первом приближении р_разд = 0,85 МПа в результате построения процессов расширения пара в i-s - диаграмме получены значения сухости пара на выходе из ЦВД и ЦНД: x_цвд = 0,869; x_цнд = 0,886 (см. рисунок 2, процесс А_гт - Б - В - Г).

Такие значения сухости пара несколько выпадают из оптимальных диапазонов. Оптимальными значениями сухости пара можно считать значения сухости пара на выходе из ЦВД в диапазоне от 0,85 до 0,86 (в ряде случаев от 0,84); а на выходе из ЦНД - от 0,90 до 0,93 (для тихоходных агрегатов от 0,87). Влажность пара на выходе из ЦВД, для принятой установки с быстроходным ТА, можно несколько увеличить, а влажность пара на выходе из ЦНД необходимо существенно снизить.

Методом последовательных приближений получено следующее сочетание параметров, принятых в расчет:

- разделительное давление р_разд = 0,6 МПа;

- давление пара на входе в ЦНД p_цнд = 0,96 0,6 = 0,576 МПа. В расчет принято p_цнд = 0,58 МПа;

- температура перегретого пара на выходе из пароперегревателя t_пп=255^оС.

В результате построения процессов расширения пара в диаграмме i_s (рис.2) получены значения сухости пара на выходе из ЦВД и ЦНД:

x_цвд = 0,856; x_цнд = 0,906.

Эти значения сухости пара находятся в приемлемых диапазонах.

После окончательного определения положения точек начала и конца расширения пара в ЦВД и ЦНД можно определить значения энтальпии пара в этих точках:

- энтальпия пара на входе в ЦВД - в точке А _цвд

i _цвд = i(р_пг = 6,4 МПа) = 2778,8 кДж/кг (см. п.3.4);

- энтальпия пара на выходе из ЦВД - в точке А _{z цвд}

i _{z цвд} = i(p _{z цвд} = 0,6 МПа; х _цвд = 0,856) =

= i(p _{z цвд}) (1 - х _цвд) + i(p _{z цвд}) х _цвд =

= 670,4(1 - 0,856)+2756,4 0,856 = 2456,02 кДж/кг;

- энтальпия пара на входе в ЦНД - в точке А _цнд

i _цнд = i(р_цнд = 0,58 МПа; t_цнд = 255 ^оС) = 2968,29 кДж/кг;

- энтальпия пара на выходе из ЦНД - в точке А _{z цнд}

i _{z цнд} = i(p _{z цнд} = 5 кПа; х _цнд = 0,906) =

= i(p _{z цнд}) (1 - х _цнд) + i(p _{z цнд}) х _цнд =

= 137,77(1-0,906)+2561,2 0,906 = 2333,4 кДж/кг.

Окончательный выбор параметров промежуточной сепарации и промежуточного перегрева позволяет построить диаграмму t-q паро-перегревателя в численном виде (см. рисунок 4 или рисунок 5).

3.7 Параметры пара турбопривода питательного насоса

Турбопривод питательного насоса (ТПН), если он предусмотрен в установке, обычно представляет собой агрегат большой мощности - 10…15 МВт. Для получения высокой экономичности такого агрегата его турбину как правило выполняют многоступенчатой - около 10 ступеней.

В общем случае турбопривод питательного насоса может быть подключен по приему рабочего пара и сбросу отработавшего пара в различные точки рабочего контура. Общие рекомендации по включению турбопривода в рабочий контур приведены в учебном пособии «Основы проектирования АЭУ АЭС» [1] на страницах 69…71.

В практике схем отечественных ПТУ отбор рабочего пара осуществляется из главной трассы паропровода после СПП (перегретый пар), сброс отработавшего пара - на автономный конденсатор ТПН. На режимах ввода и вывода установки пар на турбину ТПН подается из коллектора собственных нужд (КСН). Но так как здесь представлен только режим номинальной мощности установки, то подачу пара из КСН можно не рассматривать.

Выбрав тип ТПН и способ его включения в рабочий контур, следует определить параметры пара на входе и выходе ТПН а также его экономичность. Это позволит в процессе расчета рабочего контура определить расход пара на ТПН и включить этот расход в материальные и тепловые балансы рабочего контура.

В настоящем примере расчета схемное включение ТПН принято по прототипной установке с быстроходным турбоагрегатом.

Турбопривод питательного насоса получает перегретый пар от паропровода после пароперегревателя (после СПП). Гидравлические сопротивления тракта подводящего паропровода р оценены для расчета в 10%. Hа рисунке 2 показана точка А_тпн. Параметры пара в точке А_тпн :

р_тпн = 0,9·р_цнд = 0,9 · 0,58 = 0,522 МПа. В расчет принято р_тпн = 0,5 МПа.

t_тпн = 254°С.

Значение температуры пара на входе в ТПН подобрано таким, чтобы энтальпия пара на входе в ТПН и на входе в ЦНД практически совпадали, так как дополнительное дросселирование пара в подводящем паропроводе ТПН является изоэнтальпийным. Действительно

i _цнд = i (р = 0,58 МПа; t = 255 ^оС) = 2968,29 кДж/кг;

i _тпн = i (р = 0,50 МПа; t = 254 ^оС) = 2968,98 кДж/кг.

Для обеспечения безнасосного сброса конденсата из конденсато-сборника ТПН в конденсатосборник ГК давление в конденсаторе ТПН принято 6 кПа.

Внутренний КПД турбопривода ТПН принят по прототипной установке - _i^тпн = 0,79. В результате построения процесса расширения пара в турбине ТПН (см. рисунок 2) получены параметры пара за последней ступенью турбины: p_{z тпн} = 6 кПа; х = 0,929.

i_{z тпн} = i (1 - х) + i х = 151,5 0,071 + 2567,1 0,929 = 2395,59 кДж/кг;

Внутренний теплоперепад турбины ТПН

Н _{i тпн} = i_тпн - i_{z тпн} = 2968,98 - 2395,59 = 573,39 кДж/кг.

4. Компоновка схемы рабочего контура

4.1 Предварительное распределение теплоперепада по ступеням турбины

При выборе параметров теплоносителя и рабочего тела часть вопросов компоновки рабочего контура решена. Это место установки сепаратора пара, количество и способ подключения пароперегревателей, подключение турбопривода питательного насоса. Однако некоторые вопросы остались непроработанными. Основные из них:

- установка и подключение деаэратора питательной воды;

- выбор типа и количества регенеративных водоподогревателей, а также способов их подключения;

компоновка и подключение системы теплофикации;

отбор пара на собственные нужды.

Так как подключение указанных элементов рабочего контура может быть осуществлено только между ступенями турбины, то необходимо принять в расчет количество ступеней ЦВД и ЦНД и произвести разбивку теплоперепада ЦВД и ЦНД по ступеням турбины.

Выбор количества ступеней в ЦВД и ЦНД существенно связан с быстроходностью турбины. Поэтому количество ступеней (или равноценный ему показатель - средний теплоперепад, срабатываемый на одной ступени) следует выбирать тщательно, ориентируясь на аналогичные турбоагрегаты.

В примере расчета принято, что проточные части ЦВД и ЦНД состоят из пяти активных ступеней в одном потоке каждого цилиндра.

Если принята тихоходная турбина, то количество ступеней обычно несколько больше - порядка 7 ступеней в ЦВД и ЦНД.

В первом приближении можно принять равномерную разбивку теплоперепада - отдельно на ЦВД и отдельно на ЦНД. Обычно средний теплоперепад ступени ЦНД заметно больше среднего теплоперепада ЦВД (см. рисунок 2).

Применительно к принятому в примере расчета варианту:

- энтальпия пара на входе в ЦВД

i_вх^цвд = 2778,8 кДж/кг (см. п.3.6);

- энтальпия пара на выходе из ЦВД

i_вых ^цвд = 2456,02 кДж/кг (см. п.3.6);

- внутренний теплоперепад ЦВД

H _i^цвд = i_вх^цвд - i_вых^цвд = 2778,8 - 2456,02 = 322,78 кДж/кг;

- средний теплоперепад одной ступени ЦВД

h _i^цвд = H _i^цвд / z_ст^цвд =322,78 /5 = 64,556 кДж/кг;

- энтальпия пара на входе в ЦНД

i_вх^цнд = 2968,29 кДж/кг (см. п.3.6);

- энтальпия пара на выходе из ЦНД

i_вых^цнд = 2333,4 кДж/кг (см. п.3.6);

- внутренний теплоперепад ЦНД

H _i^цнд = i_вх^цнд -i_вых^цнд = 2968,29 - 2333,4 = 634,89 кДж/кг;

- средний теплоперепад одной ступени ЦНД

h _i^цнд = H _i^цнд /z_ст^цнд = 634,89 /5 = 126,978 кДж/кг.

Предварительная разбивка теплоперепадов цилиндров (равномерная разбивка) показана на рисунке 2 в диаграмме i-s. Результаты равномерной разбивки теплоперепадов сводят в таблицу - см. таблицу 1.

Заметим, что графическое равномерное разбиение теплоперепада по ступеням турбины и определение энтальпии пара на выходе из каждой ступени сопряжено с некоторыми затруднениями технического порядка. Это связано с тем, что шкала энтальпий на диаграмме i-s весьма грубая и неудобна в использовании. В связи с этим рекомендуется следующий подход к решению вопроса.

Зная средний теплоперепад одной ступени ЦВД и одной ступени ЦНД и последовательно вычитая эти значения из энтальпий пара на входе в каждую ступень ЦВД и ЦНД, получают значения энтальпии на выходе из каждой ступени ЦВД и ЦНД. Если расчет выполнен корректно, то значения энтальпии на выходе из последних ступеней ЦВД и ЦНД должы совпадать с определенными ранее значениями. Полученные значения энтальпии следует внести во вторую вертикальную графу таблицы 1.

Значения давления пара и его сухости (или температуры, если пар перегретый) для таблицы 1 следует определить графически. Для этого линии А_гт -А_{z цвд} (ЦВД) и А_цнд -А_{z цнд} (ЦНД) на рисунке 2 следует графически разделить на пять одинаковых отрезков. В каждой полученной точке можно снять значения давления и сухости пара (или его температуры). Эти параметры могут быть сняты с диаграммы i-s достаточно точно. Полученные значения параметров следует внести в третью и четвертую вертикальные графы таблицы 1.

По полученным значениям давления и сухости пара (или его температуры) можно определить расчетные значения энтальпии пара по выражениям i = i (1 - x)+ ix или i = i (р, t) соответственно. Полученные расчетные значения энтальпии пара должны с достаточной степенью точности соответствовать значениям энтальпии, записанным во второй вертикальной графе таблицы 1. Если на какой либо ступени турбины наблюдается заметное расхождение, то его необходимо устранить, подправляя значения давления пара и его сухости (или температуры), снятые с линий А_гт -А_{z цвд} и А_цнд - А_{z цнд}, не нарушая при этом графической равномерности точек на соответствующих линиях.

Таблица 1 - Параметры пара в ступенях ЦВД и ЦНД при равномерной разбивке теплоперепадов

Место проточной части турбины	Энтальпия пара, кДж/кг	Давление пара, МПа.	Сухость влажного пара х (или температура перегретого пара t, оС)	Расчетное значение энтальпии пара, кДж/кг
ЦВД
вход в 1 ст.	2778,8	6,0	0,997	2778,59
выход из 1 ст.	2714,244	3,8	0,9505	2714,79
выход из 2 ст.	2649,688	2,44	0,918	2649,30
выход из 3 ст.	2585,132	1,56	0,8935	2585,04
выход из 4 ст.	2520,576	0,96	0,874	2520,89
выход из 5 ст.	2456,02	0,6	0,856	2456,02
ЦНД
вход в 1 ст.	2968,29	0,58	(255)	2968,29
выход из 1 ст.	2841,312	0,262	(187)	2840,86
выход из 2 ст.	2714,334	0,115	(119,5)	2714,23
выход из 3 ст.	2587,356	0,044	0,977	2587,49
выход из 4 ст.	2460,378	0,01605	0,9405	2460,42
выход из 5 ст.	2333,40	0,005	0,906	2333,40

4.2 Компоновка системы регенерации. Окончательное распределение теплоперепада по ступеням турбины

В расчет принята система регенерации, состоящая из семи регенеративных подогревателей z_вп = 7 (первые два - смешивающего типа, пять последующих - поверхностного) и деаэратора смешивающего типа с давлением насыщения 0,7 МПа.

Первым по греющей среде подключают последний подогреватель системы регенерации. Для этого определяют оптимальную температуру питательной воды, получение которой перед подачей воды в ПГ обеспечивает максимально возможный эффект от регенерации тепла.

Оптимальная температура питательной воды на входе в ПГ

t_пв^опт = t₃ + 0,8(t₄ - t₃) z /(z + 1), ^оС,

где t₃ - температура питательной воды на входе в систему регенерации;

t₄ - температура питательной воды на входе в испаритель ПГ (t₄= t_пг);

z = z_вп +1 = 8 - число подогревателей воды в системе регенерации (в том числе деаэратор).

Если в конденсатно-питательной системе предусмотрен охладитель пара системы отсоса паровоздушной смеси (этот элемент в составе ПТУ обычно предусматривают), то величину t₃ следует увеличить на 3…4 ^оС, так как примерно настолько увеличивается температура конденсата в охладителе пара системы отсоса паровоздушной смеси. Применительно к рассматриваемому варианту установки в расчет принимается t₃ = 36 ^оС. Тогда получим

t_пв^опт = 36 + 0,8 (280 - 36) 8 /(8 + 1) = 209,5 ^оC.

Так как обычно последний водоподогреватель поверхностного типа, то температура греющей среды должна быть на 3...4 градуса выше оптимальной температуры питательной воды.

Температура греющей среды на входе в ПВД-7

t_гр = t_пв^опт + t = 209,5 + 3,5 = 213,0 ^оC.

Греющая среда такого водоподогревателя - влажный пар, поэтому по температуре греющей среды можно оценить ее давление.

р_гр = р_s(t=213,0 ^оC) = 2,0251 МПа.

Для определения требующегося давления в отборе пара следует оценить потери давления в подводящем паропроводе. Для этого можно воспользоваться эмпирической зависимостью р = 11 - r, %, где r - номер водоподогревателя (с учетом деаэратора).

Эмпирическая зависимость для р хорошо согласуется с фактическими данными и с физической сущностью вопроса. По мере уменьшения номера водоподогревателя снижается давление греющей среды и, следовательно, увеличивается ее удельный объем и объемный расход. В связи с этим все труднее реализовать стремление к снижению гидравлических сопротивлений тракта греющей среды. Поэтому величина р увеличивается с уменьшением номера подогревателя.

В нашем случае значения р составляют:

для ПВД-7 - 3% ПВД-6 - 4 % ПНД-5 - 6 % ПНД-4 - 7 %	для ПНД-3 - 8% ПНД-2 - 9 % ПНД-1 - 10 %

Давление греющего пара в первом отборе (на ПВД-7) с учетом потери давления в подводящем трубопроводе составляет:

р_от1 =1,03 р_гр = 1,03 2,0251 = 2,086 МПа.

Принято решение подключить ПВД-7 на выход второй ступени ЦВД (1-ый отбор) с несколько исправленными параметрами:

р_вых ^{2ст. цвд} = 2,1 МПа.

На следующем этапе рекомендуется подключить по греющей среде деаэратор. Давление среды в деаэраторе можно выбрать общепринятым - 0,7 МПа или несколько иным, если это обосновано особо. Давление в отборе пара, на который подключают деаэратор, обычно принимают на 40...45 % больше, чем давление в деаэраторе. Это позволит обеспечить устойчивую работу деаэратора без переключения его на коллектор собственных нужд в диапазоне мощности 70...100 %.

Оптимальное давление пара в отборе на деаэратор

р_от.д.^опт=1,4 р_д =1,4 0,7=0,98 МПа.

Принято решение подключить деаэратор на выход 4-ой ступени ЦВД с давлением в отборе р_вых^4ст.цвд =0,98 МПа.

Остальные водоподогреватели системы регенерации следует распределить равномерно между выходами пара из остальных ступеней ЦВД и ЦНД так, чтобы по возможности был обеспечен равномерный нагрев питательной воды в водоподогревателях. Наряду с оптимальной температурой питательной воды на выходе из последнего ПВД равномерность нагрева питательной воды в водоподогревателях также обеспечивает максимально возможный эффект от системы регенерации.

Для оценки рационального равномерного нагрева питательной воды при ее движении по элементам системы регенерации следует определить возрастание температуры питательной воды вдоль всей системы регенерации в целом и ее нагрев распределить равномерно по элементам системы.

Общий нагрев питательной воды в системе регенерации

t_рег = t_пв - t₃.

Если обеспечить равномерный нагрев питательной воды во всех водоподогревателях (в том числе и в деаэраторе), то повышение температуры воды в каждом подогревателе составит

t_вп = t_рег/z_вп.

Используя эту величину можно оценить рациональное значение температуры питательной воды на выходе из каждого водоподогревателя

t_пв^{вых. j-го ВП} = t₃ + t_вп j

Если значение температуры воды на выходе из деаэратора, подключение которого уже определено, существенно выпадает из полученной закономерности, то можно рассмотреть равномерность нагрева воды отдельно для участков конденсатно-питательной системы до деаэратора и после него.

С учетом полученных значений температуры питательной воды на выходе из каждого водоподогревателя можно определить значения температуры греющей среды в каждом водоподогревателе - на 3…4 ^оС больше для ВП поверхностного типа и равной температуре нагреваемой среды для ВП смешивающего типа.

Так как температура греющей среды равна температуре насыщения в каждом ВП (в том числе и в ВП, на которые поступает перегретый пар), то можно для каждого ВП определить давление греющей среды.

Если принять по ранее рассмотренной методике потери давления в подводящих паропроводах, то можно также определить необходимые значения давления в соответствующих точках отбора пара.

Применительно к принятой в расчет энергоустановки указанные степени нагрева питательной воды в подогревателях составляют:

- общий нагрев питательной воды в системе регенерации

t_рег = t_пв - t₃ = 209,5 - 36 =173,5 ^оC;

- повышение температуры питательной воды в одном подогревателе

t_вп = t_рег/z_вп =173,5 / 8 = 21,6875 ^оC;

- повышение температуры питательной воды после деаэратора (в подогревателях ПВД)

t_пвд = t_пв - t_s^д (р = 0,7 МПа) = 209,5 - 164,96 = 44,54 ^оC;

- повышение температуры питательной воды в одном ПВД

t_пвд = t_пвд/z_пвд = 44,54/ 2 = 22,27 ^оC;

- повышение температуры питательной воды до ПВД (все ПНД и деаэратор)

t_пнд = t_s^д - t_вх.пнд1 = 164,96 - 36 = 128,96 ^оC;

- повышение температуры питательной воды в одном подогревателе системы регенерации низкого давления

t_пнд = t_пнд /(z_пнд + 1) =128,96 / 6 = 21,4933 ^оC.

Таким образом, равномерность нагрева питательной воды в системе регенерации в целом, на участке ПВД и до ПВД достаточно близки.

Для большей наглядности параметры теплообменивающихся сред в водоподогревателях при равномерном нагреве питательной воды целесообразно свести в таблицу - см. таблицу 2.

С учетом полученных значений давления пара в отборах необходимо внести коррекцию в ранее принятый равномерный закон распределения теплоперепада по ступеням турбины, представленный в таблице 1. Это удобно выполнить, сопоставив значения параметров таблицы 1 и таблицы 2.

Таблица 2 - Параметры теплообменивающихся сред в ВП при равномерном нагреве питательной воды

ВП	Температура питательной воды на выходе из ВП, оС	Нагрев воды в ВП, оС	Температура насыщения греющего пара в ВП, оС	Давление насыщения греющего пара в ВП, МПа	Потеря давления в подводящем паропроводе, %	Давление пара в отборе, МПа
ПВД-7	209,50	22,27	213	2,0251	3	2,086
ПВД-6	187,23	22,27	191	1,283	4	1,334
Д	164,96	21,49	164,96	0,7	40	0,98
ПНД-5	143,47	21,49	147	0,4389	6	0,4652
ПНД-4	121,98	21,49	125	0,23209	7	0,2483
ПНД-3	100,49	21,49	104	0,11668	8	0,1260
ПНД-2	79,00	21,49	79,00	0,045473	9	0,04957
ПНД-1	57,51	21,51	57,51	0,017737	10	0,01951

В результате разрабатывают окончательный вариант значений параметров пара в проточной части турбины и в теплообменных аппаратах. Его также целесообразно представить в табличной форме - таблица 3.

Точки, соответствующие полученным значениям параметров пара, следует нанести на процессы расширения пара в диаграмме i-s (см. рисунок 2). Для того чтобы скорректированные положения точек отличались от ранее обозначенных на рисунке 2 (значения по таблице 1), точки окончательного расположения границ ступеней турбины изображены в кружках, а номера точек показаны слева - предварительных точек (по таблице 1) и справа - окончательных точек (по таблице 3).

Для обеспечения равномерного нагрева питательной воды в водоподогревателях системы регенерации необходимо изменять положения точек на линиях расширения пара в ЦВД и ЦНД. Однако при этом следует иметь в виду, что добиться точного равномерного нагрева питательной воды в водоподогревателях не всегда удается.

Трудность коррекции положения точек на линиях расширения пара связана с тем, что положение некоторых точек уже зафиксировано и изменено быть не может.

К точкам, положение которых зафиксировано относятся:

точка подключения последнего ПВД системы регенерации, так как ее положение определено значением оптимальной температуры подогрева питательной воды в системе регенерации в целом;

точка подключения деаэратора, так как ее положение определено выбранным давлением в деаэраторе и выбранным превышением давления подключения деаэратора над его давлением (запас на возможные изменения мощности турбоагрегата);

точка окончания расширения пара в ЦВД, так как для получения приемлемых значений влажности пара на выходе из ЦВД и ЦНД выбрано и зафиксировано разделительное давление между цилиндрами;

точка окончания расширения пара в ЦНД, так как она определена выбранным значением давления в ГК.

Дополнительные трудности обеспечения равномерного нагрева воды вызывает также рекомендация подключать первый после деаэратора ПВД на общий с деаэратором отбор. Такая рекомендация вызвана тем, что превышение давления пара в отборе по сравнению с давлением в деаэраторе позволяет принять схему, в которой от общего отбора может питаться и деаэратор (через регулирующее устройство), и следующий за ним подогреватель высокого давления - первый ПВД (непосредственно паром отбора). По такой схеме, например, было выполнено подключение элементов ПТУ с турбиной К-1000-60/1500. Такое решение способствует уменьшению количества отборов пара из корпуса турбины и, таким образом, упрощает ее конструкцию. Правда, при этом первый ПВД становится заметно менее эффективным по сравнению с другими ПВД, так как степень нагрева воды в нем обычно незначительна (только за счет разности давлений до дросселирующего устройства и после него). Это привело к тому, что в указанной выше установке с таким вариантом подключения системы регенерации ПВД5 (первый ПВД после деаэратора) из схемы исключили.

Некоторые трудности вызывает также соблюдение рекомендации о подключении одного из регенеративных подогревателей так, чтобы он обогревался частью пара, идущего на промежуточную сепарацию и перегрев, т.е. после последней ступени ЦВД. Реализация этой рекомендации также позволяет сократить количество отборных выводов из корпуса турбины и, следовательно, упростить ее конструкцию. По такой схеме, например, выполнен отбор №4 в ПТУ с турбиной К_1000_60/3000.

Особую сложность обеспечения равномерного нагрева воды представляет случай тихоходного турбоагрегата, в котором обычно количество отборов пара (по количеству водоподогревателей) заметно меньше количества ступеней турбины, после которых можно отбирать пар. Это приводит к необходимости значительно уменьшать теплоперепады на ступенях, после которых не предусматривают отборы пара («пропущенные» ступени).

Стремление к обеспечению равномерного нагрева питательной воды может потребовать существенного нарушения равномерного распределения теплоперепадов на ступенях турбины, что отрицательно сказывается на ее экономичности. В этом случае приходится принимать компромиссные решения, обеспечивающие как приемлемые решения по эффективности системы регенерации, так и по экономичности проточной части турбины. При решении этих вопросов предпочтение в разумных пределах следует отдавать обеспечению равномерного награва воды в системе регенерации как более радикальному фактору, влияющему на экономичность установки.

При составлении таблицы 3 можно рекомендовать следующий порядок поиска компромиссных решений в определении положения точек на линиях расширения пара в диаграмме i-s и заполнении граф таблицы 3:

нанести точки входов и выходов ЦВД и ЦНД;

нанести точки, определяющие отборы пара на последний ПВД (первый отбор) и на деаэратор;

если принят вариант совмещения отбора пара на деаэратор и первый после деаэратора ПВД, то эту точку также следует нанести на диаграмму i_s и поместить в таблицу 3;

если принят вариант отбора пара на водоподогреватель системы регенерации с выхода из ЦВД, то следует нанести также эту точку;

методом подбора установить точки отборов пара на остальные водоподогреватели таким образом, чтобы, по возможности, сохранить равномерность нагрева воды в водоподогревателях и равномерность распределения теплоперепадов в ЦВД и ЦНД. Как уже отмечалось, предпочтение следует отдавать обеспечению равномерности нагрева воды.

Заметим, что до первого отбора пара теплоперепады на ступенях не связаны с нагревом воды. Однако так как может быть существенно изменено положение первой точки отбора, то необходимо исправить положение и выше расположенных точек. Теплоперепады на этих ступенях целесообразно принять примерно одинаковыми. Разумеется, при этом их значения не будут соответствовать ранее определенному среднему значению теплоперепада на ЦВД.

Применительно к данному расчету окончательный вариант параметров пара в проточной части турбины и в водоподогревателях представлен в таблице 3.

После окончательного подключения регенеративных подогревателей к отборам пара следует принять решение о схеме сливов конденсата греющего пара поверхностных ВП - каскадный слив или установка дренажных насосов. Кроме того, необходимо решить вопрос о применении охладителей дренажа в подогревателях. При этом можно ориентироваться на прототипные решения. Однако следует иметь в виду, что по ряду соображений в реальных установках, которые могут быть приняты как прототипные, иногда отступают от оптимальных схемных решений.

В общем случае можно руководствоваться следующими соображениями:

а) для ПВД, как правило, применяют каскадный слив дренажей; все ПВД снабжают встроенными охладителями дренажа;

б) для ПНД выделяют группы подогревателей (чаще всего не более двух-трех подогревателей в группе), в пределах которых предусматривают каскадный слив дренажей (с выносными охладителями дренажа), а из последнего подогревателя группы (без охладителя дренажа) - откачку конденсата дренажным насосом с подачей конденсата на выход нагреваемой среды из этого ПНД.