= [(G_т - G_{от i}) х_цвд + G_сн2 + G_пр + G_псвп] • (i_вых^н - i_вх^н);

0,995 (G_от4 - 22,53) • (2456,02 - 659,98) =

= [(0,8942G_т - G_от3 - G_от4) • 0,856 + 27 + 0,004G_т + 22,53] (645,51 - 517,16);

Gот4 = 0,05206Gт - 0,05792 Gот3 + 24,576.

Совместное решение выражений для Gот3 и Gот4:

Gот3 = 0,02392 Gт - 0,006251 (0,05206Gт - 0,05792Gот3 + 24,576) + 41,973;

Gот3 = 0,0236Gт + 41,8345.

Gот4 = 0,05206Gт - 0,05792 (0,0236Gт + 41,8345) + 24,576;

Gот4 = 0,05069 Gт + 22,153.

Уравнение теплового баланса ПНД-4

_пнд-4(G_от5 - G_{псво2ст})(i_вх^г - i_вых^г) = [(G_т - G_{от i}) х_цвд + G_сн2 + G_пр-G_{псво1ст} -

- G_{псво2ст}] (i_вых^н - i_вх1^н) + G_псв (i_вых^н - i_вх2^н);

0,996(G_от5 - 16,07) (2834,82 - 440,27) = [(0,8199G_т - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004G_т - 16,07 - 9,83] (517,18- 411,54) + 48,43(517,18 - 427,71);

G_от5 = 0,03126G_т + 15,5094.

Уравнение теплового баланса ПНД-3

_пнд-3[(G_от6 - G_{псво1ст})(i_вх1^г - i_вых^г) + (G_от5 - G_{псво2ст})(i_вх2^г - i_вых^г)] =

= [(G_т -G_{от i}) х_цвд + G_сн2 + G_пр - G_псво1 - G_псво2](i_вых^н - i_вх^н);

0,997[ (G_от6 - 9,83) (2710,88 - 349,49) + (0,03126G_т + 15,5094-

- 16,07)(440,27 - 349,49)] = [(0,8199G_т - 63,9875)0,856 + 27 +

+ 0,004G_т - 9,83 - 16,07](411,57 - 321,2);

G_от6 = 0,02589G_т +7,7913.

Уравнение теплового баланса ПНД-2

_пнд-2{G_от7 i_вх1 +(G_от5 + G_от6 - G_{псво2ст} -G_{псво1ст}) i_вх2 +[(G_т - G_{от i}) х_цвд +G_сн2 + G_пр -G_{от i}] i_вх3} = [(G_т - G_{от i}) х_цвд +G_сн2 + G_пр - G_псво2 - G_псво1] i_вых;

0,998 {G_от7 2586,11 + (0,05715 G_т + 23,3007 - 16,07- 9,83)349,49 +

+ [(0,8199 G_т - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004G_т - 0,05715 G_т - 23,3007 -

- G_от7]232,67} = [(0,8199 G_т - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004G_т - 16,07 -

- 9,83]320,0;

G_от7 = 0,02355G_т - 1,8773.

Уравнение теплового баланса ПНД-1

_пнд1{G_от8i_вх1 + [(G_т -G_{от i}) х_цвд + G_сн2 + G_пр - G_{от i}]i_вх2} =

= [(G_т -G_{от i}) х_цвд + G_сн2 + G_пр - G_{от i}] i_вых;

0,999{G_от8 2473,33 + [(0,8199 G_т - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004G_т -

- 0,0807G_т - 21,4234 - G_от8] 150,757} = [(0,8199 G_т - 63,9875) 0,856 +

+ 27 + 0,004G_т - 0,0807G_т - 21,4234] 232,67;

G_от8 = 0,02211 G_т - 1,74.

Уравнение теплового баланса пароперегревателя

_ппG_пп(i_вх^г- i_вых^г) = (G_т -G_{от i}) х_цвд (i_вых^н- i_вх^н);

0,99G_пп(2778,8-1207,16) = (0,8199 G_т - 63,9875) 0,856 (2968,29 - 2755,0);

G_пп = 0,096209G_т - 7,50846.

5.7 Расход пара на турбину турбопитательного насоса

Если в составе рабочего контура предусмотрен питательный насос с паротурбинным приводом (ТПН), то следует определить расход пара на этот привод. При этом при оценке мощности питательного насоса необходимо учесть подачу насоса не только в парогенератор, но и на другие потребители. Например, в установке с турбиной К-1000-60/3000 турбопитательный насос обеспечивает также силовой водой гидротурбину конденсатного насоса пароперегревателя (КГТН).

Некоторые дополнительные рекомендации к определению расхода пара на турбопривод ТПН приведены в [1] с.106…108.

Применительно к варианту принятой в расчет энергоустановки определение расхода пара на турбину ТПН выполнено следующим образом.

Параметры конденсатного насоса пароперегревателя.

Насос принят с гидротурбинным приводом (ГП), питающимся водой отбора от напорного патрубка ТПН. Тип насоса конденсатный гидротурбонасос КГТН.

Мощность КГТН

N_кгтн = p_кгтнG_кгтнv_кгтн / (_кгтн1000), кВт,

где р_кгтн - давление насоса; p_кгтн = р_{вых пвд-7} - р_{вых пп} + р_тр;

р_{вых пвд-7} = 8,12 МПа - давление нагреваемой среды на выходе из ПВД-7 (см. таблицу 6);

р_{вых пп} = 5,88 МПа - давление греющей среды на выходе из ПП (см. таблицу 7);

р_тр = 0,05(р_{вых пвд-7} - р_{вых пп}) - сопротивление трубопровода (принято в расчет);

p_кгтн = (8,12 - 5,88)1,05 = 2,352 МПа;

G_кгтн = G_пп = 0,096208 G_т - 7,508335 кг/с - массовая подача насоса;

v_кгтн = v(р=5,88 МПа) = 0,0013148 м³/кг - удельный объем

перекачиваемой жидкости

_кгтн = 0,8 - КПД насоса (принято по прототипу).

N_кгтн = 2,35210⁶(0,096209 G_т - 7,50846)0,0013148 / (0,81000) =

= 0,3719 G_т - 29,024 кВт.

Расход силовой воды на гидропривод

G_гп = 1000N_кгтн/(v_гпр_гпгп), кг/с,

где N_кгтн - мощность гидропривода равная мощности насоса, кВт;

v_гп - удельный объем силовой воды, м³/кг;

v_гп = v(р=9,7 МПа, t=164,96 ^оС) = 0,0011015 м³/кг;

р=9,7 МПа - давление воды на выходе из питательного насоса (см. рисунок 8);

t=164,96 ^оС - температура воды на выходе из деаэратора (см. таблицу 3);

р_гп - перепад давлений срабатываемый на гидроприводе, Па;

р_гп = р_пн - р_тр;

р_пн = 8,7 МПа - давление питательного насоса (см. п.5.5.1);

р_тр = 0,3 МПа - гидравлические сопротивления трубопровода силовой воды (принято по прототипу);

_гп = 0,8 - КПД гидропривода (принято по прототипу).

G_гп = 1000(0,3719 G_т - 29,024)/[0,0011015(8,7 - 0,3)10⁶0,8] =

= 0,0502426 G_т - 3,921, кг/с/

Параметры турбопитательного насоса

Массовая подача ТПН

G_тпн = G_вых.д + G_гп = G_т + 0,004G_т + 0,0502426 G_т - 3,921 =

= 1,0542426 G_т - 3,921 кг/с (см. п.5.4.9).

Давление ТПН р_тпн = 8,70 МПа (см. п.5.5.1).

Удельный объем перекачиваемой воды

v_тпн = 0,0011015 м³/кг (равен удельному объему силовой воды гидропривода).

_тпн = 0,8- КПД турбопривода (принято по прототипу).

Мощность ТПН

N_тпн = p_тпнG_тпнv_тпн / (_тпн1000) =

= 8,710⁶(1,0542426 G_т - 3,921) 0,0011015 / (0,8 1000) =

= 12,62858 G_т - 46,9689, кВт.

Расход пара на ТПН

G ^п_тпн = N_тпн / (_{мех.тпн}Н _{i тпн}),

где _{мех.тпн} = 0,98 - механический КПД турбопривода (принято по прототипу);

Н _{i тпн} = 573,39 кДж/кг - внутренний теплоперепад срабатываемый на турбине ТПН (см. п.3.7).

G ^п_тпн = (12,62858 G_т - 46,9689)/(0,98 573,39) = 0,022474 G_т - 0,083586 кг/с.

5.8 Расход пара на главную турбину

Как уже отмечалось, в результате разрешения системы уравнений тепловых балансов получены значения расходов среды во всех ветвях рабочего контура, но все они выражены через расход пара на главную турбину G_т. Для определения численного значения величины G_т составляют уравнение баланса механической энергии комплекса "главная турбина - генератор электроэнергии".

Применительно к варианту принятой в расчет энергоустановки определение расхода пара на главную турбину выполнено следующим образом.

Внутренняя мощность турбины

N _{i т} = Р_г/(_{ген мех.т}) = 100010³/(0,980,98) = 1041,232710³ кВт.

Значения КПД генератора электроэнергии и механического КПД турбоагрегата в расчет приняты по 0,98. Величины этих КПД могут быть и существенно большие - до 0,985…0,99 (например, для ЮУАЭС _ген = = 98,92 %).

Внутренние теплоперепады, срабатываемые на ступенях турбины (см. таблицу 3)

h_1стЦВД = i_вх1ст - i_вых1ст = 75,58 кДж/кг;

h_2стЦВД = i_вх2ст - i_вых2ст = 73,98 кДж/кг;

h_3стЦВД = i_вх3ст - i_вых3ст = 52,6 кДж/кг;

h_4стЦВД = i_вх4ст - i_вых4ст = 55,65кДж/кг;

h_5стЦВД = i_вх5ст - i_вых5ст = 64,97 кДж/кг;

h_1стЦНД = i_вх1ст - i_вых1ст = 133,47 кДж/кг;

h_2стЦНД = i_вх2ст - i_вых2ст = 123,94 кДж/кг;

h_3стЦНД = i_вх3ст - i_вых3ст = 124,77 кДж/кг;

h_4стЦНД = i_вх4ст - i_вых4ст = 112,78 кДж/кг;

h_5стЦНД = i_вх5ст - i_вых5ст = 139,93 кДж/кг;

Расходы пара через ступени турбины

G_1стЦВД = G_т кг/с;

G_2стЦВД = G_1стЦВД = G_т кг/с;

G_3стЦВД = G_2стЦВД - G_от1 = 0,95335 G_т кг/с;

G_4стЦВД = G_3стЦВД - G_от2 = 0,8942 G_т кг/с;

G_5стЦВД = G_4стЦВД - G_от3 = 0,8706 G_т - 41,8345 кг/с;

G_с = (G_5стЦВД - G_от4) (1 - х_ЦВД) = 0,118067 G_т - 9,2142 кг/с;

G_1стЦНД = (G_5стЦВД - G_от4) х_ЦВД - G ^п_тпн = 0,67937 G_т - 54,6897 кг/с;

G_2стЦНД = G_1стЦНД - G_от5 = 0,64811 G_т - 70,1991 кг/с;

G_3стЦНД = G_2стЦНД - G_от6 = 0,62222 G_т - 77,9904 кг/с;

G_4стЦНД = G_3стЦНД - G_от7 = 0,59867 G_т - 76,1131 кг/с;

G_5стЦНД = G_4стЦНД - G_от8 = 0,57656 G_т - 74,3731 кг/с.

Внутренние мощности ступеней турбины:

N _i^1стЦВД = h_1стЦВДG_1стЦВД = 75,58 G_т кВт;

N _i^2стЦВД = h_2стЦВДG_2стЦВД = 73,98 G_т кВт;

N _i^3стЦВД = h_3стЦВД G_3стЦВД = 50,14621 G_т кВт;

N _i^4стЦВД = h_4стЦВД G_4стЦВД = 49,76223 G_т кВт;

N _i^5стЦВД = h_5стЦВД G_5стЦВД =56,56288 G_т - 2717,9875 кВт;

N _i^1стЦНД = h_1стЦНДG_1стЦНД = 90,6755 G_т - 7299,4342 кВт;

N _i^2стЦНД = h_2стЦНД G_2стЦНД = 80,3268 G_т - 8700,4764 кВт;

N _i^3стЦНД = h_3стЦНД G_3стЦНД = 77,6344 G_т - 9730,8622 кВт;

N _i^4стЦНД = h_4стЦНД G_4стЦНД = 67,518 G_т - 8584,0354 кВт;

N _i^5стЦНД = h_5стЦНД G_5стЦНД = 80,67804 G_т - 10407,028 кВт.

Суммарная внутренняя мощность турбины

N _i = N _{i ст j} = 702,86406 G_т - 47439,823 кВт.

Расход пара на турбину

1041,232710³ = 702,86406 G_т - 47439,823;

G_т = 1548,909 кг/с = 5576,0724 т/ч

Определив значение G_т, можно получить в численном виде значения расходов рабочего тела во всех ветвях рабочего контура. Для этого в выражения, полученное в результате решения системы уравнений тепловых балансов, подставляют полученное численное значение расхода пара на турбину G_т.

Расходы пара на потребители:

G_т = 1548,909 кг/с;

G_пр = 0,004 G_т = 6,19564 кг/с;

G_пп = 0,096209G_т - 7,50846= 141,5105 кг/с;

G_от1 = 0,04665 G_т = 72,2566 кг/с;

G_от2 = 0,05915 G_т = 91,618 кг/с;

G_от3 = 0,0236G_т + 41,8345= 78,3889 кг/с;

G_от4 = 0,05069 G_т + 22,153 = 100,67 кг/с;

G_от5 = 0,03126G_т + 15,5094 = 63,9283 кг/с;

G_от6 = 0,02589G_т +7,7913 = 47,8926 кг/с;

G_от7 = 0,02355G_т - 1,8773 = 34,5995 кг/с;

G_от8 = 0,02211 G_т - 1,74= 32,5064 кг/с;

G^п_тпн = 0,022474 G_т - 0,083586 = 34,7266 кг/с;

G_2стЦВД = G_1стЦВД = 1548,909 кг/с;

G_3стЦВД = 0,95335 G_т = 1476,6524 кг/с;

G_4стЦВД = 0,8942 G_т = 1385,0344 кг/с;

G_5стЦВД = 0,8706 G_т - 41,8345 = 1306,6457 кг/с;

G_с = 0,118067 G_т - 9,2142 = 173,6608 кг/с;

G_1стЦНД = 0,67937 G_т - 54,6897 = 997,5926 кг/с;

G_2стЦНД = 0,64811 G_т - 70,1991 = 933,6643 кг/с;

G_3стЦНД = 0,62222 G_т - 77,9904 = 885,7718 кг/с;

G_4стЦНД = 0,59867 G_т - 76,1131 = 851,1723 кг/с;

G_5стЦНД = 0,57656 G_т - 74,3731 = 818,666 кг/с;

G_пг = G_т + G_пр + G_пп = 1696,6151 кг/с;

G_сн= 41 кг/с;

G_сн1= 14 кг/с;

G_сн2 = 27 кг/с;

G_псвп = 22,53 кг/с;

G_{псво2ст} = 16,07 кг/с;

G_{псво1ст} = 9,83 кг/с;

G_псв = 48,43 кг/с.

Проверка правильности вычислений расходов пара в проточной части турбины может быть выполнена путем вычисления расхода пара в конце проточной части турбины как разности между расходом пара на входе в турбину и всеми отборами пара

G_5стЦНД = G_т -G_{от i} - G_с - G^п_тпн =1548,909 - 72,2566 - 91,618 -

- 78,3889 - 100,667 - 63,9283 - 47,8926 - 34,5995 - 32,5064 -

- 173,6608 - 34,7266 = 818,6643

Погрешность расчета составляет

818,666- 818,6643 100 / 818,666= 0,0002 %.

Сравнивая полученный результат с результатом вычислений в п.5.8.8 можно сделать вывод, что погрешность вычислений находится в приемлемых пределах. Различие в результатах можно объяснить тем, что для простоты расчетов численные значения в процессе вычислений снимались с калькулятора с ограниченным количеством значащих цифр.

Зная расходы пара через ступени турбины и теплоперепады, срабатываемые на них, можно графически представить внутреннюю мощность турбоагрегата. Она равна площади фигуры, представляющей собою сумму площадей G_{ст j}h _{i ст j}

Применительно к рассматриваемому варианту установки величина внутренней мощности турбоагрегата показана на рисунке 11.

Анализ данных, представленных на рисунке 11, позволяет количественно определить доли внутренней мощности турбоагрегата, выработанных в ЦВД и ЦНД, от общей мощности ТА:

для ЦВД (117,067+114,588+77,672+77,077+84,893)100/1041,2327 =45,26 %

для ЦНД (133,148+115,718+110,518+95,995+114,556)100/1041,2327 =54,74 %



Рисунок 11 - Графическое представление суммарной внутренней мощности турбоагрегата

Заметим, что в ЦНД заметно больше срабатываемый теплоперепад. Поэтому даже при существенно меньшем расходе пара мощность, вырабатываемая в ЦНД соизмерима с мощностью, вырабатываемой в ЦВД. Однако, мощность вырабатываемая в одном цилиндре низкого давления значительно меньше мощности цилиндра высокого давления. Если в составе ТА четыре ЦНД (как в прототипном ТА), то внутренняя мощность, выработанная в одном ЦНД, составляет 54,74 / 4 = 13,69 % от общей мощности ТА. Это значительно меньше мощности ЦВД.

5.9 Паропроизводительность ПГ и тепловая мощность ЯР. КПД АЭУ брутто

На заключительном этапе расчета рабочего контура определяют паропроизводительность парогенератора и тепловую мощность ядерного реактора. При этом следует иметь в виду, что если на выход из последнего ПВД подается по какой-либо ветви рабочего контура дополнительный поток рабочего тела (например, в ПТУ с турбиной К-1000-60/3000 из пароперегревателя насосом КГТН на выход из ПВД-7 подается конденсат греющего пара), то для такой точки смешения необходимо дополнительно составить уравнение теплового баланса, из которого можно определить энтальпию питательной воды на выходе из точки смешения (она же на входе в парогенератор).

По заданной мощности генератора Р_г и полученной тепловой мощности ядерного реактора Q_яр определяют КПД энергоустановки брутто _АЭУ^брутто

Применительно к принятой в расчет энергоустановки заключительный этап расчета рабочего контура представлен следующим образом.

Паропроизводительность парогенераторов G_пг = 1696,6151 кг/с.

Энтальпия пара на выходе из ПГ i_пг = 2778,8 кДж/кг (см. п.3.4).

Уравнение теплового баланса в точке смешения воды на выходе из ПВД-7

G ^н_{вых.пвд-7} i ^н_{вых.пвд-7} +G ^г_пп i ^г_{вых. пп} = G _пг i _пв,

i _пв = (G ^н_{вых.пвд-7} i ^н_{вых.пвд-7} +G ^г_пп i ^г_{вых. пп})/ G _пг;

G ^н_{вых.пвд-7} = G _пг - G ^г_пп = 1696,6151 - 141,5105 = 1555,1046 кг/с;

i ^н_{вых.пвд-7} = 897,7 кДж/кг (см. таблицу 6);

G ^г_пп = 141,5105 кг/с;

i ^г_{вых. пп} = 1207,16 кДж/кг (см.таблицу 7);

i _пв = (1555,1046 897,7 +141,5105 1207,16)/ 1696,6151 = 923,5113 кДж/кг.

Параметры питательной воды

t_пв= t(р_пв = 8,12 МПа, i_пв = 923,5113 кДж/кг)= 215,19 ^оС.

Тепловая мощность ядерного реактора

Q_яр = G _пг (i _пг - i _пв)/ _тпк = 1696,6151 (2778,8 - 923,5113)/0,985 =

=3195,64510³ кВт.

В расчет в соответствии с рядом предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84) принят ЯР номинальной тепловой мощностью

Q_яр = 3200 МВт.

КПД АЭУ брутто

_АЭУ^брутто = Р_г / Q_яр = 1000/3195,645 = 0,3129.

6. Расчет рабочего контура с использованием вычислительной техники

6.1 Общие рекомендации по использованию вычислительной техники для расчета рабочего контура

Расчет рабочего контура сводится к составлению системы линейных алгебраических уравнений энергетических балансов и разрешению этой системы уравнений. В пятом разделе настоящего пособия рассмотрены рекомендации по наиболее рациональному составлению такой системы уравнений и ее разрешению «вручную» с помощью калькулятора. Однако из-за громоздкости большинства уравнений энергобалансов при разрешении системы возможны технические ошибки, что может значительно сказаться на точности расчета.

Для разрешения систем линейных алгебраических уравнений разработаны различные математические методы, для которых составлены и внедрены в математическое обеспечение вычислительной техники достаточно удобные в использовании стандартные программы. Если имеется возможность использовать вычислительную технику, то процесс определения расходов сред в ветвях рабочего контура можно существенно упростить. При этом можно значительно расширить количество неизвестных определяемых из системы уравнений, включив в них ряд дополнительных величин.

На примере варианта принятого в расчет энергоблока можно показать подготовку системы уравнений к расчету с использованием компьютера.

Для расчета системы уравнений необходимо выполнить все подготовительные операции, изложенные в пятом разделе. К таким операциям следует отнести:

составление перечня неизвестных подлежащих расчету;

определение значений параметров теплообменивающихся сред. В нашем случае это значения энтальпий, приведенные в таблице 4 (для системы теплофикации) и в таблицах 6,7,8 (для рабочего контура);

составление системы уравнений энергетических балансов в численном виде. Для системы теплофикации уравнения в численном виде приведены в п.5.2, для рабочего контура - в п.5.6, 5.7, 5.8.

6.2 Расчет системы теплофикации

Перечень неизвестных величин подлежащих определению:

G_св - расход сетевой воды, кг/с;

G ^г_псвп - расход греющего пара на пиковый подогреватель сетевой воды, кг/с;

G ^г_{псво2ст} - расход греющего пара на основной подогреватель сетевой воды 2-й ступени, кг/с;

G^г_{псво1ст} - расход греющего пара на основной подогреватель сетевой воды 1-й ступени, кг/с;

G ^г_псв - суммарный расход греющего пара на систему теплофикации, кг/с.

Система уравнений тепловых балансов системы теплофикации (см. п.5.2):

уравнение теплового баланса системы теплофикации в целом

10010³ = G_св(633,4 - 295,0) 0,94;

уравнение теплового баланса пикового подогревателя

0,995 G ^г_псвп (2456,02 - 659,98) = G_св (633,4 - 505,3);

уравнение теплового баланса подогревателя сетевой воды 2-й ступени

0,996[G^г_{псво2ст} (2834,82 - 530,76) + G^г_псвп(659,98 - 530,76)] =

= G_св(505,3-378,8);

уравнение теплового баланса подогревателя сетевой воды 1-й ступени

0,997[G^г_{псво1ст} (2710,88-427,71)+(G^г_псвп + G^г_{псво2ст})•(530,76-427,71)]=

= G_св·(378,8-295);

уравнение суммарного расхода греющего пара

G^г_псв = G^г_псвп + G^г_{псво2ст} + G^г_{псво1ст}.

Результаты расчета системы теплофикации с помощью компьютера и сопоставление их с результатами «ручного» расчета (с помощью калькулятора) представлены в таблице 9. При этом для простоты сравнения результаты компьютерного расчета приведены с точностью до восьми значащих цифр.

Таблица 9 - Результаты расчета системы теплофикации

Расчетная величина	Результаты «ручного» расчета	Результаты компьютерного расчета	Погрешность
Gсв, кг/с	314,37	314,37050	0,00016
Gгпсвп, кг/с	22,53	22,534703	0,021
Gгпсво2ст, кг/с	16,07	16,065399	0,029
Gгпсво1ст, кг/с	9,83	9,8309711	0,010
Gгпсв, кг/с	48,43	48,431074	0,002

Сопоставление результатов расчета показывает, что «ручной» расчет, приведенный в примере, выполнен корректно, точность расчета высокая.

6.3 Подготовка системы уравнений рабочего контура. Перечень и обозначения расчетных величин

1) G_1стЦВД - расход пара через 1 ступень ЦВД, кг/с;

2) G_2стЦВД - расход пара через 2 ступень ЦВД, кг/с;

3) G_3стЦВД - расход пара через 3 ступень ЦВД, кг/с;

4) G_4стЦВД - расход пара через 4 ступень ЦВД, кг/с;

5) G_5стЦВД - расход пара через 5 ступень ЦВД, кг/с;

6) G_1стЦНД - расход пара через 1 ступень ЦНД, кг/с;

7) G_2стЦНД - расход пара через 2 ступень ЦНД, кг/с;

8) G_3стЦНД - расход пара через 3 ступень ЦНД, кг/с;

9) G_4стЦНД - расход пара через 4 ступень ЦНД, кг/с;

10) G_5стЦНД - расход пара через 5 ступень ЦНД, кг/с;

11) G_с - расход сепарата из сепаратора, кг/с;

12) G_пр - потеря пара в протечках, кг/с;

13) G_пп - расход греющего пара на ПП, кг/с;

14) G_от1 - расход пара в 1 отборе, кг/с;

15) G_от2 - расход пара в 2 отборе, кг/с;

16) G_от3 - расход пара в 3 отборе, кг/с;

17) G_от4 - расход пара в 4 отборе, кг/с;

18) G_от5 - расход пара в 5 отборе, кг/с;

19) G_от6 - расход пара в 6 отборе, кг/с;

20) G_от7 - расход пара в 7 отборе, кг/с;

21) G_от8 - расход пара в 8 отборе, кг/с;

22) G^п_тпн - расход пара на ТПН, кг/с;

23) G_т - расход пара на входе в ЦВД, кг/с;

24) G_пг - паропроизводительность ПГ, кг/с;

25) i _пв - энтальпия ПВ на входе в ПГ, кДж/кг;

26) Q_яр - тепловая мощность ЯР при работе АЭУ на номинальной мощности, МВт;

27) _АЭУ^брутто - КПД АЭУ брутто.

6.4 Система уравнений рабочего контура

1) G_1стЦВД = G_т (см. п.5.8.4);

2) G_2стЦВД = G_1стЦВД (см. 5.8.4);

3) G_3стЦВД = G_2стЦВД - G_от1 (см. п.5.8.4);

4) G_4стЦВД = G_3стЦВД - G_от2 (см. п.5.8.4);

5) G_5стЦВД = G_4стЦВД - G_от3 (см. п.5.8.4);

6) G_1стЦНД = G_5стЦВД - G_от4 - G_с - G^п_тпн (см. п.5.8.4);

7) G_2стЦНД = G_1стЦНД - G_от5 (см. п.5.8.4);

8) G_3стЦНД = G_2стЦНД - G_от6 (см. п.5.8.4);

9) G_4стЦНД = G_3стЦНД - G_от7 (см. п.5.8.4);

10) G_5стЦНД = G_4стЦНД - G_от8 (см. п.5.8.4);

11) G_с = (G_5стЦВД - G_от4) (1 - 0,856) (см. п.5.8.4);

12) G_пр = 0,004 G_т (см. п.5.3);

13) уравнение теплового баланса пароперегревателя (см. п.5.6.12)

0,99G_пп(2778,8-1207,16) = (0,8199 G_т - 63,9875) 0,856 (2968,29 - 2755,0);

14) уравнение теплового баланса ПВД-7 (см. п.5.6.3)

0,992 G_от1(2629,24 - 843,68) = (G_т + G_пр) (897,7 - 815,4);

15) уравнение теплового баланса ПВД-6 (см. п.5.6.4)

0,993[G_от2 (2576,64 - 728,22) + G_от1 (843,68 - 728,22)] =

= (G_т + G_пр) (815,5 - 702,0);

16) уравнение теплового баланса деаэратора (см. п.5.6.5)

0,994 {(G_от3 - 41 2520,99 + 14 • 546,73 + (G_от1 + G_от2) • 728,22 +

+ (G_от4 - 22,53) • 659,98 + (G_т -G_{от i}) (1 - 0,856) 664,7 +

+ [(G_т -G_{от i})• 0,856 + 27 + G_пр + 22,53] 645,51} = (G_т + G_пр) • 697,1;

17) уравнение теплового баланса ПНД-5 (см. п.5.6.6)

0,995 (G_от4 - 22,53) • (2456,02 - 659,98) =

= [(G_т - G_{от i}) • 0,856 + 27 + G_пр + 22,53] (645,51 - 517,16);

18) уравнение теплового баланса ПНД-4 (см. п.5.6.8)

0,996(G_от5 - 16,07) (2834,82 - 440,27) = [(G_т - G_{от i}) 0,856 + 27 +

+ G_пр - 16,07 - 9,83] (517,18- 411,54) + 48,43(517,18 - 427,71);

19) уравнение теплового баланса ПНД-3 (см. п.5.6.9)

0,997[ (G_от6 - 9,83) (2710,88 - 349,49) + (G_от5-

- 16,07)(440,27 - 349,49)] = [(G_т - G_{от i}) 0,856 + 27 +

+ G_пр - 9,83 - 16,07](411,57 - 321,2);

20) уравнение теплового баланса ПНД-2 (см. п.5.6.10)

0,998 {G_от7 2586,11 + (G_от5 + G_от6 - 16,07- 9,83)349,49 +

+ [(G_т - G_{от i}) 0,856 + 27 + G_пр - G_{от i} ]232,67} =

= [(G_т - G_{от i}) 0,856 + 27 + G_пр - 16,07 - 9,83]320,0;

21) уравнение теплового баланса ПНД-1 (см. п.5.6.11)

0,999{G_от8 2473,33 + [(G_т -G_{от i)} 0,856 + 27 + G_пр -

- G_{от i}] 150,757} = [(G_т -G_{от i}) 0,856 + 27 + G_пр - G_{от i}] 232,67;

22) расход пара на ТПН (см. п. 5.7)

Мощность КГТН

N _кгтн = p_кгтнG_кгтнv_кгтн / (_кгтн1000) = 2352G_пп 0,0013148 / 0,8.

Расход силовой воды на гидропривод

G_гп = 1000N _кгтн /(v_гпр_гпгп) =

=2,352G_пп 0,0013148 / (0,80,00110158,40,8);

Массовая подача ТПН

G_тпн = G_т + G_пр + G_гп =

= G_т + G_пр + 2,352G_пп 0,0013148 / (0,80,00110158,40,8).

Мощность ТПН

N_тпн = p_тпнG_тпнv_тпн / (_тпн1000) = 8700[ G_т + G_пр +

+ 2,352G_пп 0,0013148 / (0,80,00110158,40,8)] 0,0011015/0,8.

Расчетное выражение для определения расхода пара на ТПН

G ^п_тпн = N_тпн /(_{мех.тпн}Н _{i тпн}) =

=8700[ G_т + G_пр + 2,352G_пп 0,0013148 / (0,80,00110158,40,8)]

0,0011015/(0,8 0,98573,39);

23) уравнение баланса механической энергии комплекса «главная турбина - генератор электрической энергии».

Внутренняя мощность турбины

N _{i т} = 1041,232710³ кВт (см. п.5.8.2).

Внутренние теплоперепады, срабатываемые на ступенях турбины h _{i ст} (см. таблицу 3).

Внутренняя мощность ступени турбины N _{i ст} =G _{i ст} h _{i ст} (см. п.5.8.5).

Расчетное уравнение баланса механической энергии принимает вид:

75,58G_1стЦВД + 73,98G_2стЦВД + 52,6G_3стЦВД + 55,65G_4стЦВД +

+ 64,97G_5стЦВД + 133,47 G_1стЦНД + 123,94 G_2стЦНД +

+124,77 G_3стЦНД + 112,78 G_4стЦНД + 139,93 G_5стЦНД = 1041,232710³;

24) паропроизводительность ПГ(см. п.5.8.8)

G_пг = G_т + G_пр + G_пп;

25) энтальпия ПВ на входе в ПГ (см. п.5.9.)

i _пв = [(G_т + G_пр) 897,7 + G_пп 1207,16] / G_пг;

26) тепловая мощность ЯР (см. п.5.9)

Q_яр = G _пг (2778,8 - i _пв) / (0,985 10³);

27) КПД АЭУ брутто (см. п.5.9)

_АЭУ^брутто =1000 / Q_яр.

6.5 Результаты расчета. Анализ полученных результатов

Результаты расчета рабочего контура с помощью компьютера и сопоставление их с результатами «ручного» расчета (с помощью калькулятора) представлены в таблице 11. При этом для простоты сравнения результаты компьютерного расчета приведены с точностью до восьми значащих цифр.

Таблица 11 - Результаты расчета рабочего контура

Расчетная величина	Результаты «ручного» расчета	Результаты компьютерного расчета	Погрешность
G1стЦВД, кг/с	1548,909	1548,9520	0,003
G2стЦВД, кг/с	1548,909	1548,9520	0,003
G3стЦВД, кг/с	1476,6524	1476,6941	0,003
G4стЦВД, кг/с	1385,0344	1385,0425	0,001
G5стЦВД, кг/с	1306,6457	1306,6459	0,000
G1стЦНД, кг/с	997,5926	997,58389	0,001
G2стЦНД, кг/с	933,6643	933,64870	0,002
G3стЦНД, кг/с	885,7718	885,75350	0,002
G4стЦНД, кг/с	851,1723	851,15853	0,002
G5стЦНД, кг/с	818,666	818,65200	0,001
Gс, кг/с	173,6608	173,65983	0,001
Gпр, кг/с	6,19564	6,1958080	0,003
Gпп, кг/с	141,5105	141,51187	0,001
Gот1, кг/с	72,2566	72,257910	0,002
Gот2, кг/с	91,618	91,651604	0,037
Gот3, кг/с	78,3889	78,396601	0,001
Gот4, кг/с	100,667	100,67487	0,008
Gот5, кг/с	63,9283	63,935186	0,001
Gот6, кг/с	47,8926	47,895200	0,005
Gот7, кг/с	34,5995	34,594966	0,013
Gот8, кг/с	32,5064	32,506532	0,000
G птпн, кг/с	34,7266	34,727338	0,002
Gт, кг/с	1548,909	1548,9520	0,003
Gпг, кг/с	1696,6151	1696,6597	0,003
i пв, кДж/кг	923,5113	923,51087	0,000
Qяр, МВт	3195,645	3195,7303	0,003
АЭУбрутто	0,3129	0,31291752	0,006

Сопоставление результатов расчета показывает, что «ручной» расчет выполнен достаточно корректно, результаты расчета имеют высокую точность.

Рассмотренный выше компьютерный метод расчета рабочего контура позволяет не только достаточно просто и точно определить значения расходов сред в ветвях контура и экономичность установки, но выполнить также и некоторые исследования экономичности.

Ниже приведены примеры результатов некоторых исследований.

1) Основной вариант установки принят с охладителями дренажа в ПНД-3 и ПНД-4. В исследуемом варианте принята аналогичная установка, но без охладителей дренажа в указанных ПНД. Для расчета показателей такой устаноки достаточно в исходную систему уравнений внести следующие изменения:

- в уравнении теплового баланса ПНД-4 (уравнение 18) значение энтальпии греющей среды на выходе из ПНД-4 вместо i=440,27 кДж/кг (переохлажденный дренаж) следует принять i=530,76 кДж/кг (энтальпия воды на линии насыщения при давлении в ПНД-4 р=0,242 МПа);

- в уравнении теплового баланса ПНД-3 (уравнение 19) значение энтальпии греющей среды на выходе из ПНД-3 вместо i=349,49 кДж/кг (переохлажденный дренаж) следует принять i=427,707 кДж/кг (энтальпия воды на линии насыщения при давлении в ПНД-3 р=0,109 МПа). Кроме того, в уравнении 19 значение энтальпии греющей среды на входе - 2, куда каскадно сливается дренаж из ПНД-4, вместо i_вх2^г=440,27 кДж/кг следует принять i_вх2^г=530,76 кДж/кг;

- в уравнении теплового баланса ПНД-2 (уравнение 20) значение энтальпии среды на входе 2, куда каскадно сливается дренаж из ПНД-3, вместо i_вх2^г=349,49 кДж/кг следует принять i_вх2^г=427,707 кДж/кг.

Параметры нагреваемой среды приняты такими же как и в основном варианте.

Как и следовало ожидать, исключение охладителей дренажа в ПНД-3 и ПНД-4 привело к некоторому снижению экономичности установки. Если в основном варианте расчета величина КПД АЭУ брутто составляет 0,31291752, то исключение упомянутых охладителей дренажа снизило КПД до 0,31276585. Как следствие исключения охладителей дренажа отмечается некоторое повышение расхода греющего пара на ПНД-3 и ПНД_4: для ПНД-3 G_от6 = 48,876965 кг/с (вместо 47,895199 кг/с в основном варианте); для ПНД-4 G_от5 = 65,839365 кг/с (вместо 63,935186 кг/с в основном варианте).

2) Известно, что при работе установки могут возникнуть какие-либо неисправности в подогревателях высокого давления. В схеме рабочего контура предусмотрена арматура отключения неисправных подогревателей и байпасная линия обвода отключенных ПВД. Для расчета такого режима достаточно в уравнениях тепловых балансов ПВД-6 и ПВД-7 (уравнения 14, 15) а также точки смешения сред на выходе из ПВД-7 (уравнение 25) значения энтальпии нагреваемой среды принять одинаковыми и равными энтальпии рабочего тела на выходе из питательного насоса i = 702 кДж/кг (см. таблицу 6).

Результаты расчета рабочего контура в этом режиме показали, что экономичность установки заметно снизилась, КПД АЭУ брутто составил 0,30845731 (вместо 0,31291752 в основном варианте). Разумеется расчетные значения отборов пара на отключенные ПВД равны нулю (G_от1 =G_от2 =0). Резко снизилось значение энтальпии на входе в ПГ. Ее значение составило i_пв=748,64176 кДж/кг (вместо 923,51087 кДж/кг в основном варианте). Соответственно изменилась и температура питательной воды на входе в ПГ. Она составила t_пв = t(p_пв =8,12 МПа; i_пв=748,64 кДж/кг) = = 175,85^оС, вместо t_пв = 215,19 ^оС в основном варианте.

3) Рассмотрим вариант отключения ПНД-3. Условно считаем, что у этого ПНД по нагреваемой среде предусмотрена байпасирующая линия. По греющей среде каскадный слив из ПНД-4 переведен на ПНД-2. Работа такого рабочего контура выразится в том, что уменьшилось количество подогревателей в системе регенерации. Однако, последний ПВД (ПВД-7) остался подключенном по отбираемому пару на прежнюю точку проточной части турбины. Следовательно, температура нагреваемой воды будет несколько завышена по сравнению с оптимальной. Кроме того, заметно нарушилась равномерность нагрева воды вдоль тракта конденсатно-питательной системы. Это должно привести к некоторому снижению экономичности установки.

Для реализации этого режима в систему уравнениц внесены следующие изменения:

- в уравнении теплового баланса ПНД-3 (уравнение 19) энтальпию нагреваемой среды принимают одинаковой и равной энтальпии воды на выходе из КН-2, т. е. i^н_{вх ПНД-3} = i^н_{вых ПНД-3} = 321,2 кДж/кг. Кроме того расход по каскадному сливу из ПНД-4 принят равным нулю, т.е. изъято слагаемое (G_от5 - 16,7) (440,27 - 349,49);

- в уравнении теплового баланса ПНД-4 (уравнение 18) энтальпия нагреваемой среды на входе - 1 принята равной энтальпии в ПНД-3, т. е. i^н_{вх1 ПНД-4} =321,2 кДж/кг (вместо 411,54 кДж/кг в основном варианте);

- в уравнении теплового баланса ПНД-2 (уравнение 20) на входе - 2, куда каскадно сливается выход греющей среды из ПНД-4 и ПНД-3, энтальпия среды принята i_{вх2 ПНД-2} = 440,27 кДж/кг (по значению i ^г_{вых ПНД-4} - см. таблицу 7) вместо 349,49 кДж/кг в основном режиме.

Анализ полученных результатов показал, что несколько снизилась экономичность установки: КПД установки составил 0,31161317 (вместо 0,31291752 в основном режиме). Кроме того, значительно вырос расход пара на ПНД-4: G_от5 = 103,38895 (вместо 63,935186 в основном режиме).

4) Рассмотрим вариант исследования вклада системы регенерации в КПД АЭС в целом. Для этого решена система уравнений тепловых балансов расчетной схемы с отключением системы регенерации. Результаты решения сопоставлены с результатами основного варианта, в котором все элементы рабочего контура, в том числе и система регенерации, работают по штатной схеме.

Отключение системы регенерации выполнено в предположении, что остальные элементы рабочего контура (СПП, ТПН, отборы пара на систему теплофикации, на собственные нужды, ОПУ, протечки пара) остаются в штатном режиме. При этом за счет смешения сред основного потока рабочего тела и горячих сливов от остающихся в работе элементов происходит некоторый нагрев рабочего тела. Это должно сказаться на экономичности установки аналогично влиянию системы регенерации. В результате этого отключение только регенеративных водоподогревателей не исключает полностью эффект регенеративного подогрева питательной воды.

Отключение системы регенерации в системе уравнений осуществляется за счет того, что в уравнениях тепловых балансов ВП значения энтальпии нагреваемой среды на входе и выходе каждого ВП заказаны одинаковыми.

Так как температура питательной воды при отключенной системе регенерации значительно ниже температура воды в штатном режиме, то для упрощения рассмотрения вопроса в уравнениях тепловых балансов всех ВП коэффициенты удержания тепла приняты равными единице. В связи с этим результаты решения задачи сопоставляются не с основным штатным вариантом, а с основным вариантом, в котором система регенерации включена в работу, но коэффициенты удержания тепла также приняты равными единице.

Отключение системы регененрации должно привести к тому, что расходы греющего пара должны составить: G_от1=0; G_от2=0; G_от3=G_сн=41; G_от4=G_псвп=22,53; G _от5 =G_{псво2ст}=16,07; G_от6=G_{псво1ст}=9,83; G_от7=0; G_от8=0.

В связи с этим слагаемые уравнений тепловых балансов, в которых значения нулевых расходов умножаются на штатные большие значения энтальпий, можно оставить без изменений. По остальным слагаемым в уравнения тепловым балансам внесены следующие изменения:

а) ур.21 (ПНД1) - i_вых=150,757 вместо 232,67;

б) ур. 20 (ПНД2) - i_вх3=150,757 вместо 232,67; i_вых=150,757 вместо 320,0;

в) ур. 19 (ПНД3) - i^н_вх=150,757 вместо 321,2; i^н_вых=150,757 вместо 411,57;

г) ур. 18 (ПНД4).

Нагреваемая среда имеет два входа - выход из ПНД3 и выход из системы теплофикации. Для определения энтальпии нагреваемой среды на выходе из ПНД4 (обозначена i₁) составлено дополнительное уравнение теплового баланса смешения сред, из которого следует



.

В основное уравнение (18) внесены следующие изменения:

в первом слагаемом правой части i^н_вых=i₁ вместо 517,18; i^н_вх1=150,757 вместо 411,54;

во втором слагаемом правой части i^н_вых =i₁ вместо 517,18;

д) ур. 17 (ПНД5) - i^н_вх =i₁ вместо 517,16; i^н_вых =i₁ вместо 645,51;

е) ур. 16 (деаэратор).

Для определения энтальпии среды на выходе из деаэратора (обозначена i₂) составлено дополнительное уравнение теплового баланса смешения сред, поступающих на деаэратор. С учетом ожидающихся расходов сред в отборах пара из турбины расходы сред на входах в деаэратор составляют:

G_вх1=0; G_вх2=G_сн1=14; G_вх3=0; G_вх4=0; G_вх5=G_с=(G_т-41-22,53)(1-0,856);

G_вх6=(G_т-41-22,53)0,856+27+G_пр+22,53; G_вых=G_т+G_пр.

Значения энтальпий смешиваемых сред:

i_вх2=546,73; i_вх5=664,7; i_вх6=i₁; i_вых=i₂.

{546,7314+664,7(G_т -41-22,53)(1-

0,856)+ i₁[(G_т -41-22,53)0,856+27+G_пр+22,53]}/(G_т+G_пр).

В основное уравнение (16) внесенны следующие изменения:

в правой части уравнения i_вых=i₂ вместо 697,1;

в шестом слагаемом левой части уравнения i_вх6=i₁ вместо 645,51;

ж) ур. 15 (ПВД6).

Дополнительные уравнения: энтальпия нагреваемой среды после прохождения ею ПН i₃ = i₂ + i_пн. Для расчета приближенно оценено i_пн = 5 кДж/кг (см. таблицу 6 и таблицу 8).

В основное уравнение (15) внесены следующие изменения. i^н_вх=i₃ вместо 702,0; i^н_вых =i₃ вместо 815,5;

з) ур. 14 (ПВД7). i^н_вх =i₃ вместо 815,5; i^н_вых =i₃ вместо 897,7;

и) ур. 25 (точка смешения нагреваемой среды на выходе из ПВД7 и слива конденсата греющего пара из СПП): i^н_{вых ПВД7}=i₃ вместо 897,7.

Анализ результатов решения:

1) подтвердились предположения о значениях расходов в отборах;

2) значение энтальпии ПВ на входе в ПГ значительно снизилось и составило 337,19 кДж/кг вместо 923,6 в основном варианте. Это соответствует значительно сниженному значению температуры питательной воды - 79,02^оС вместо 215,22 в основном варианте;

3) КПД АЭУ брутто снизился и составил 0,2826 вместо 0,3137 в основном варианте, т.е. КПД снизился на 3,11%. Как уже отмечалось, умеренное снижение КПД можно объяснить тем, что в его поддержание вносят некоторый вклад сливаемые в поток ПВ горячие сливы от остающихся в штатном режиме работы элементов рабочего контура (СПП, система теплофикации, СН);

4) мощность ядерного реактора возросла и составила 3538,72 МВт вместо 3187,8;

5) расход пара на турбину снизился и составил 1279,76 кг/с вместо 1544,69 в основном варианте.

7. Расчет параметров циркуляционных насосов АЭУ

7.1 Общие рекомендации по расчету параметров насосов

В расчете энергоустановки в целом можно ограничиться расчетом параметров наиболее мощных насосов, перекачиваемые среды которых несут основной поток тепловой энергии. К таким насосам относятся:

а) циркуляционные насосы первого контура;

б) конденсатные насосы основного рабочего контура (КН1 и КН2);

в) питательные насосы;

г) основные насосы системы технического водоснабжения.

Все предложенные для расчета насосы являются динамическими водяными лопастными насосами.

Определению подлежат как номинальные параметры насосов, так и их эксплуатационные параметры, характеризующие работу насосных агрегатов на номинальной мощности установки.

Для эскизной стадии проектирования АЭУ значения номинальных параметров указанных насосов следует рассматривать как параметры важных элементов установки в целом. Что касается эксплуатационных параметров насосов, то они необходимы для того, чтобы с их помощью определить затраты электроэнергии на собственные нужды АЭС. Это позволит в последующем оценить КПД энергоблока нетто.

Номинальная объемная подача насоса Q_цн^ном должна быть равна суммарному расходу среды в системе (деленному на количество параллельно работающих насосов), увеличенному на коэффициент запаса на износ насоса. Для водяных насосов коэффициент запаса можно принять k_з = 1,15. Количество параллельно включенных насосов принимается предварительно по прототипу и в последующем может быть уточнено при определении типа насоса. Для каждого из рассматриваемых насосов расход среды в системе следует взять из выполненного ранее расчета рабочего контура.

Номинальное давление (напор) насоса р_цн^ном можно принять по прототипу, учитывая при этом состав и особенности системы. Если система замкнута (например, первый контур), то давление насоса должно соответствовать гидравлическому сопротивлению контура, составляющие которого (гидравлические сопротивления ядерного реактора, парогенератора и трубопроводов первого контура) оценивают по прототипу.

Если система разомкнута, то кроме оценки составляющих гидравлических сопротивлений тракта необходимо также учесть разность давлений в начальной и конечной точках системы (для КН и ПН - из расчета рабочего контура) и геодезическую составляющую. При этом разность высот начальной и конечной точек системы оценивают по принятой прототипной установке. Расчеты давления КН и ПН были выполнены ранее в п.5.5.

Окончательные значения подачи и давления насоса следует принять по ряду предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84). Извлечения из ГОСТ приведены в приложении А.

Частота вращения рабочих органов насоса n в первом приближении может быть принята по прототипу. При этом следует иметь в виду, что максимально возможное значение n для насоса с электроприводом переменного тока может быть принято 3000 об/мин, меньшие значения: 1500, 1000, 750 и т.д. - ряд дискретных величин, соответствующий числу пар полюсов электродвигателя. Для насоса с паротурбинным приводом максимальное значение частоты вращения может быть принято больше. В виду сложного влияния величины n на различные показатели насосного агрегата (экономичность, массогабаритные показатели, противо-кавитационные свойства, тип рабочего органа, экономичность регулирования подачи насоса и др.) при выборе значения n насоса с паротурбинным приводом целесообразно ориентироваться на прототипные решения. Тип рабочего органа водяного динамического лопастного насоса (его рабочего колеса) может быть оценен по значению его коэффициента быстроходности n_s, величина которого полностью определяется подачей насоса, его давлением и частотой вращения. При этом следует иметь в виду, что низкое значение n_s определяет пологую характеристику насоса и таким образом обеспечивает экономичное регулирование подачи насоса регулирующим клапаном. Это очень актуально для КН и ПН, подача которых находится в прямой зависимости от мощности установки и регулируется с помощью питательного клапана и других регулирующих органов. Для насосов, входящих в состав нерегулируемых систем (первый контур, система технического водоснабжения главного конденсатора), целесообразно стремиться к возможно более высокому значению n_s до 500...900. Это способствует повышению экономичности насоса. Если расчетное значение n_s выпадает из рекомендованных пределов, то его можно изменить, варьируя количеством параллельно включенных насосов (влияние на подачу насоса), количеством последовательно включенных ступеней в насосе (влияние на давление, развиваемое рабочим колесом), частотой вращения рабочих органов насоса (за счет подбора числа пар полюсов электродвигателя).

КПД насоса _цн^ном - параметр, сложным образом зависящий от ряда факторов - подача, тип рабочего колеса и др. В расчет можно принять значение _цн^ном по прототипным данным. Можно также воспользоваться обобщенными данными КПД насосов, представляемыми обычно графически (см. [1] стр.132 рисунок 4.3).

Номинальная мощность насоса (мощность, потребляемая насосом)

N_цн^ном = Q_цн^ном p_цн^ном/(_цн^ном 1000), кВт.

Номинальную мощность насоса как один из паспортизируемых параметров следует принять по ряду предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84) (см. приложение А).

Тип привода насоса - чаще всего электродвигатель переменного тока. Правда, для некоторых мощных насосов может оказаться целесообразным паротурбинный привод, если компоновка привода и систем, его обеспечивающих, может быть принята в рациональном исполнении. Например, питательные насосы мощных энергоблоков (мощностью 1000 МВт) представлены двумя параллельно работающими питательными насосами, каждый из которых имеет паротурбинный привод мощностью около 11800 кВт. Значение мощности такого привода следует принять по ряду предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84). Если же в качестве привода принят электродвигатель, то его мощность принимают по ряду мощностей электрических вращающихся машин (ГОСТ 12139-89) (извлечения из ГОСТ приведены в приложении Б). Во всех случаях должно быть выдержано неравенство N_дв^ном N_цн^ном.

В некоторых случаях величину N_дв^ном принимают со значительным превышением над номинальной мощностью насоса. Например, для насоса первого контура мощность принимают не по номинальной мощности насоса, а по его мощности при работе на холодной воде первого контура (пусковые режимы). В этом режиме по ряду причин (повышенная вязкость воды, увеличенная плотность воды и др.) мощность насоса и, следовательно, мощность двигателя будут несколько выше. Это повышение мощности можно оценить приближенно - пропорционально повышению мощности прототипного насоса.