Эскизное проектирование АЭС, вариант 26-В

СПИСОК ПРИНЯТЫХ СОКРАЩЕНИЙ!.doc

СПИСОК ПРИНЯТЫХ СОКРАЩЕНИЙ
АЭС - атомная электрическая станция
АЭУ - атомная энергетическая установка
ГК - главный конденсатор
ГЦН - главный циркуляционный насос
КПД - коэффициент полезного действия
КНП - конденсатный насос пароперегревателя
КН - конденсатный насос
ПВД - подогреватель высокого давления
ПНД - подогреватель низкого давления
ПП - пароперегреватель
ПСВО - подогреватель сетевой воды основной
ПСВП - подогреватель сетевой воды пиковый
СПП - сепаратор пароперегреватель
ТПН – турбопитательный насос
ЦН - центробежный насос
ЦВД - цилиндр высокого давления
ЦНД - цилиндр низкого давления
ЯР - ядерный реактор.

Задан КвР.doc

СЕВАСТОПОЛЬСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
ЯДЕРНОЙ ЭНЕРГИИ И ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Кафедра Эксплуатации и физической защиты ЯЭУ
(фамилия имя отчество)
Разработать эскизный проект ЯЭУ АЭС по следующим исходным данным:
- давление теплоносителя МПа
- количество ступеней промперегрева пара -
- давление в деаэраторе МПа
- температура охлаждающей воды о С
- тепловая мощность системы теплофикации МВт

КП(25_2CПП).dwg

Спецификация 1.1.DOC

Парогенератор с встроенным сепаратором
Петля первого контура
Главный циркуляционный насос первого контура
Система компенсации давления первого контура
Компенсатор давления
Главный паропровод турбинного отделения
ЦВД главного турбоагрегата
Регулирующий клапан ЦВД
Сепаратор-пароперегреватель (СПП)
ЦНД главного турбоагрегата
Главный конденсатор (ГК)
Главный конденсатный трубопровод (основной конденсат)
Конденсатный насос первого подъема
Охладитель эжекторов (ОЭ)
Блочная обессоливающая установка (БОУ)
Конденсатный насос второго подъема
Подогреватель воды системы регенерации низкого давления №1 (ПНД-1)
Охладитель дренажа ПНД-2 (ОД ПНД-2)
Подогреватель воды системы регенерации низкого давления №2 (ПНД-2)
Подогреватель воды системы регенерации низкого давления №4 (ПНД-3)
Охладитель дренажа ПНД-4 (ОД ПНД-4)
Подогреватель воды системы регенерации низкого давления №4 (ПНД-4)
Колонка деаэраторная

Введение!.doc

Расчет АЭУ на эскизной стадии проектирования предполагает определение 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 вида принятой в расчет схемы рабочего контура. В то же время в приведенном ниже примере расчета не рассматриваются факторы принимаемые во внимание при выборе схемы рабочего контура. Не приводятся также обоснования выбора значений параметров теплоносителя и рабочего тела. Эти величины приняты как исходный материал для расчета. Основное внимание в примере расчета уделено изложению наиболее рациональной последовательности расчета параметров форме представления расчетов. Пример расчета приведен для случая двухконтурной АЭУ имеющей схему рабочего контура близкую к установке с турбоагрегатом К-1000-601500-2. Однако некоторые отличия принятые при распределении теплоперепадов в проточной части турбины а также некоторые другие отличия в исходных данных (тепловая нагрузка системы теплофикации расход пара на собственные нужды и др.) приводят к заметным отличиям в результатах расчета.

Титульный.doc

Министерство Топлива и Энергетики Украины
Севастопольский национальный университет ядерной энергии и промышленности
Кафедра «Эксплуатации и ФЗ ЯЭУ»
Расчетно-графическая работа
Тема: «Эскизное проектирование ЯЭУ АЭС»

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.doc

В соответствии с заданием на дипломное проектирование разработана энергоустановка блока АЭС с электрической мощностью генератора 1100 МВт. Энергоустановка разрабатывалась для региона в котором имеются достаточные водные ресурсы. Поэтому в качестве охлаждающего средства принят пруд-охладитель со среднегодовой температурой охлаждающей воды 20 ºС.
Энергоустановка разработана в двухконтурном варианте. Источник тепловой энергии - ядерный реактор корпусного типа с водой под давлением. Тепловая мощность реактора 3800 МВт. Давление теплоносителя 165 МПа. Температура теплоносителя на и выходе входе в реактор составляет 326 и 294 ºС. Теплоноситель по четырём параллельным петлям с помощью циркуляционных насосов переносит тепловую энергию к четырём камерам парогенератора в которых генерируется сухой насыщенный пар с давлением 67 МПа. Парогенератор выбран с многократной естественной циркуляцией без явно выраженной экономайзерной зоны.
Основная часть выработанного пара подаётся к турбоагрегату состоящему из одного двухпоточного цилиндра высокого давления и трёх двухпоточных цилиндров низкого давления. Частота вращения ротора турбины 1500 обмин. Между цилиндрами высокого и низкого давления предусмотрены промежуточные сепарация и двухступенчатый перегрев пара.
Отработанный пар после цилиндров низкого давления поступает на конденсационную установку давление в которой составляет 5 кПа состоящую из трех конденсаторов подвального исполнения соединенных параллельно по охлаждающей воде.
В рабочем контуре паротурбинной установки предусмотрена развитая система регенерации состоящая из двух подогревателей высокого давления и пяти подогревателей низкого давления а также деаэраторной установки.
Для разработанной установки произведён энергетический расчёт который показал что КПД брутто составляет 3111 % а КПД нетто - 2937 %.
Разработанная в данном курсовом проекте АЭУ при заданных значениях рабочих параметров и полученном КПД отвечает современным требованиям предъявляемым к энергоустановкам в настоящее время и может быть рекомендована для практического внедрения.

сам курсач.doc

ВЫБОР ТИПА ПРИНЯТОЙ В РАСЧЕТ АЭУ. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ И РАБОЧЕГО ТЕЛА
1 Выбор типа принятой в расчёте ЯЭУ. Выбор параметров теплоносителя и рабочего тела
1 В расчет принята двухконтурная АЭУ АЭС с мощностью генератора электроэнергии в 1100 МВт. В качестве источника тепловой энергии используется корпусной ЯР водо-водяного типа с водой под давлением (типа ВВЭР). Турбоагрегат приводящий в действие генератор электроэнергии - тихоходная паровая турбина на насыщенном паре с промежуточной сепарацией и промежуточным перегревом пара. Двухступенчатый промежуточный перегрев пара осуществляется за счет тепловой энергии части свежего пара отбираемого от главного паропровода и части пара отобранного из ЦВД. Отработавший в главной турбине пар направляется в главный конденсатор поверхностного типа. В качестве охлаждающей воды используется техническая вода охлаждаемая в пруду – охладителе.
2 С учетом принятого в ЯР вида ядерного топлива (UO2) конструкционных материалов активной зоны (в том числе – оболочки твэлов выполнены из циркониевых сплавов) и компоновки активной зоны ЯР принято давление теплоносителя Рт = 165 МПа.
3 Температура tT1 принимается равной температуре кипения ts с интегральным запасом до кипения: tT1 = ts - Dts °C. При Р = 165 МПа ts=34982 °C. Значение Dts = 24 °C принято по прототипу ЯР ВВЭР-1000; tT1 = 34982 –24 = 32582 °C. В расчет принято tT1 = 326 °C.
4 Температура tT2 принимается равной температуре на выходе из ЯР за вычетом степени нагрева теплоносителя в ЯР:
где Dtяр =32 °C – принято по прототипу ЯР ВВЭР-1000.
tT2 = 326 - 32 = 294 °C.
5 В разрабатываемой АЭУ принят парогенератор насыщенного пара с многократной циркуляцией с неявно выраженной экономайзерной зоной. Температура генерируемого пара равна температуре теплоносителя на выходе из ПГ за вычетом минимального температурного напора в ПГ:
tпг = tT2 - Dtmin °C
tпг = 294 – 11 = 283 °C.
Диаграмма t-q с учетом принятых значений параметров теплоносителя и рабочего тела а также типа ПГ принимает вид показанный на рисунке 1.
Dtmin = 11 °C tпг = 283 °C
Рисунок 1 – Диаграмма t – q ПГ
Давление генерируемого пара Pпг равно давлению насыщения соответствующего принятой температуре пара. Pпг = Рs при температуре tпг = 283 °C Рпг = 6715 МПа.
В расчет принято Рпг = 67 МПа.
Потеря давления в паровом тракте от парогенератора до соплового аппарата турбины
Р = 006.Рпг = 006. 67 = 0402 МПа.
В расчет принято Р = 04 МПа.
Тогда давление пара на входе в сопловый аппарат турбины
Ргт = Рпг - Р = 67 – 04 = 63 МПа.
Так как в главном паропроводе происходит адиабатическое дросселирование пара то значения энтальпии пара на выходе из парогенератора и на входе в сопловый аппарат турбины будут:
iПГ = iЦВД = i( Рпг = 67 МПа) = 277520 кДжкг.
Точки состояния рабочего тела Aпг и Агт показаны на диаграмме i –S (рисунок 2).
6 В расчет принята АЭС расположенная в умеренной климатической зоне. С учетом принятой системы охлаждения технической воды (пруд – охладитель) в расчет принята температура охлаждающей воды на входе в ГК tохл.в = 20 °C.
Кратность охлаждения главного конденсатора принята
Среднее давление в главном конденсаторе принято Pгк = 5 кПа.
Температура конденсации в главном конденсаторе tгк = ts при давлении в главном конденсаторе; tгк = 329 °C.
Температура охлаждающей воды на выходе из ГК
где tохл. вх = 20 °C – температура ОВ на входе в ГК (принято в расчет);
r = r (Р = 5 кПа) =
х = 087 – сухость пара на входе в ГК (принято по прототипной установке);
m = 55 – принятая в расчет кратность циркуляции;
Ср = 418 кДж(кгК) – теплоемкость ОВ.
В расчет принято tохл. вых = 292 °C
Температурный напор на “горячем” конце ГК (рисунок 3)
Рисунок 3 – Диаграмма t-q главного конденсатора.
dt = tгк – tохл.вых = 329 –292 = 37 °C.
7 С учетом прототипных данных а также с учетом мер которые могут быть приняты для повышения экономичности проточной части турбины в расчет приняты средние значения внутренних КПД цилиндров турбоагрегата: h hiцнд =081.
Для построения процессов расширения пара в проточной части турбоагрегата (в том числе в агрегатах промежуточной сепарации и промежуточного пароперегрева) приняты следующие параметры расширения пара:
-разделительное давление:
Pразд.опт = 012 Ргт + 013=0934 МПа;
Принято Pразд = 105 МПа;
-потери давления от выхода из ЦВД до входа в ЦНД приняты в расчет 4% разделительного давления;
-давление пара на входе в ЦНД
Рцнд = (1 - 004) Рразд = 096. 105 = 10 МПа;
-температура перегретого пара на выходе из пароперегревателя
tпп = tпг – Dtпп.min = 283 – 25 = 258 °C.
С учетом указанных замечаний диаграмма t – q пароперегревателя имеет вид показанный на рисунке 4
Рисунок 4 – Диаграмма t – q двухступенчатого пароперегревателя
При таком сочетании исходных значений параметров пара в результате построений процессов расширения пара в i-S – диаграмме получены значения сухости пара на выходе из ЦВД и ЦНД:
Xцвд = 0869; Xцнд = 0884.
Эти значения степени сухости находятся в приемлемых диапазонах: от 085 на выходе из ЦВД для тихоходных турбин и от 087 до 093 на выходе из ЦНД.
После окончательного определения положения точек начала и конца расширения пара в ЦВД и ЦНД можно определить энтальпии пара в этих точках:
энтальпия пара на входе в ЦВД – в точке АЦВД:
iЦВД = i(РПГ = 67 МПа) = 277520 кДжкг
энтальпия пара на выходе из ЦВД – в точке АZ ЦВД:
хЦВД = 0869) = 251565 кДжкг
энтальпия пара на входе в ЦНД – в точке АЦНД:
tЦНД = 258 °С) = 296062 кДжкг
энтальпия пара на выходе из ЦНД – в точке АZ ЦНД:
хЦНД = 0884) = 228093 кДжкг.
8 Турбопривод питательного насоса (ТПН) представляет собой агрегат большой мощности – 10 15 МВт. Для получения высокой экономичности его турбину в расчете принимаем многоступенчатой – 10 ступеней.
В квалификационной работе принимаем что отбор пара на ТПН осуществляется после СПП а сброс пара – на автономный конденсатор ТПН. Гидравлические сопротивления тракта подводящего паропровода принимаем в расчет Dр = 10%. На рисунке 2 показана точка АТПН. Параметры пара в точке АТПН:
РТПН = 09 × РЦНД = 09 × 10 = 090 МПа.
В расчете принимаем РТПН = 09 МПа tТПН = 256 0С.
Значение температуры пара на входе в ТПН подобрано таким чтобы энтальпия пара на входе в ТПН и на входе в ЦНД практически совпадали т.к. дополнительное дросселирование пара в подводящем паропроводе ТПН является изоэнтальпийным.
tТПН = 256 °С) = 295977 кДжкг.
Для обеспечения безнасосного сброса конденсата из конденсатосборника ТПН в конденсатосборник ГК давление в конденсаторе ТПН принято 6 кПа.
Внутренний КПД турбопривода ТПН согласно задания – hiТПН = 081.
В результате построения процесса расширения пара в турбине ТПН получены параметры пара за последней ступенью турбины:
РZ ТПН = 6 кПа; х = 0893.
iZ ТПН = i (РZ ТПН = 6 кПа хТПН = 0893) = 230942 кДжкг.
Внутренний теплоперепад турбины ТПН:
Нi ТПН = iТПН – iZ ТПН = 296062 – 230942 = 65120 кДжкг.
КОМПОНОВКА СХЕМЫ РАБОЧЕГО КОНТУРА
1 Согласно задания в квалификационной работе принята тихоходная турбина с количеством ступеней в одном потоке - 7 в ЦВД и 7 в ЦНД.
В первом приближении производим равномерную разбивку теплоперепада отдельно на ЦВД и на ЦНД.
Согласно произведенных расчетов:
энтальпия пара на входе в ЦВД: iвхЦВД = 277520 кДжкг
энтальпия пара на выходе из ЦВД: iвыхЦВД = 251565 кДжкг
внутренний теплоперепад ЦВД:
НiЦВД = i вх ЦВД – iвых ЦВД = 277520 – 251565 = 25955 кДжкг
средний теплоперепад одной ступени ЦВД:
hiЦВД = НiЦВД ZстЦВД = 259557 = 37079 кДжкг
энтальпия пара на входе в ЦНД: iвхЦНД = 296062 кДжкг
энтальпия пара на выходе из ЦНД: iвыхЦНД = 228093 кДжкг
внутренний теплоперепад ЦНД:
НiЦНД = i вх ЦНД – iвых ЦНД = 296062 – 228093 =67969 кДжкг
средний теплоперепад одной ступени ЦНД:
hiЦНД = НiЦНД ZстЦНД = 67969 7 = 97098 кДжкг.
Предварительная равномерная разбивка теплоперепадов цилиндров показана на рисунке 2 в диаграмме i – s а результаты равномерной разбивки теплоперепадов сведены в таблицу 1.
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 получили значения энтальпии на выходе из каждой ступени ЦВД и ЦНД. Значения энтальпии на выходе из последних ступеней ЦВД и ЦНД совпадают с определенными ранее значениями. Полученные значения энтальпии внесли во вторую вертикальную графу таблицы 1.
Значения давления пара и его сухости (или температуры если пар перегретый) для таблицы 1 определили графически. Для этого линии Агт-7 (ЦВД) и Ацнд-7 (ЦНД) на рисунке 2 графически разделили на семь одинаковых отрезков. В каждой полученной точке сняли значения давления и сухости пара (или его температуры). Полученные значения параметров внесли в третью и четвертую вертикальные графы таблицы 1.
По полученным значениям давления и сухости пара (или его температуры) определили расчетные значения энтальпии пара по выражениям i = i× (1 – x) + i²×x или i = i (р t) соответственно используя программы «Расчет свойств влажного водяного пара» и «Расчет энтальпии и водяного пара» на ПК.
Полученные расчетные значения энтальпии пара с достаточной степенью точности соответствуют значениям энтальпии записанным во второй вертикальной графе таблицы 1.
Таблица 1 – Параметры пара в ступенях ЦВД и ЦНД при равномерной разбивке теплоперепадов
Место проточной части турбины
Сухость (температура п.п.)
Расчетное значение энтальпии кДжкг
Вход в 1 ступень ЦВД
Выход из 1 ступени ЦВД
Выход из 2 ступени ЦВД
Выход из 3 ступени ЦВД
Выход из 4 ступени ЦВД
Выход из 5 ступени ЦВД
Выход из 6 ступени ЦВД
Выход из 7 ступени ЦВД
Вход в 1 ступень ЦНД
Выход из 1 ступени ЦНД
Выход из 2 ступени ЦНД
Выход из 3 ступени ЦНД
Выход из 4 ступени ЦНД
Выход из 5 ступени ЦНД
Выход из 6 ступени ЦНД
Выход из 7 ступени ЦНД
2 В расчет принята система регенерации состоящая из шести регенеративных подогревателя поверхностного типа и деаэратора смешивающего типа с давлением насыщения 075 МПа.
Первым по греющей среде подключают последний подогреватель системы регенерации. Для этого определим оптимальную температуру питательной воды получение которой перед подачей в ПГ обеспечивает максимально возможный эффект регенерации тепла.
Оптимальная температура питательной воды на входе в ПГ определяем по формуле:
tпвопт = t3 + 076 (t4 – t3) × z (z + 1) 0С
где t3 – температура питательной воды на входе в систему регенерации;
t4 – температура питательной воды на входе в испаритель ПГ (t4 = tпг)
z = 7 – число подогревателей воды в системе регенерации (в том числе деаэратор).
Так как в рассчитываемой установке предусмотрен охладитель пара системы отсоса паровоздушной смеси то принимаем t3 = 36 0С.
Исходя из этого получили:
tпвопт = 36 + 076 × (283 – 36) × 7 (7 + 1) = 2003 0С.
Так как последний водоподогреватель поверхностного типа то температура греющей среды должна быть на 3 4 градуса выше оптимальной температуры питательной воды:
tгр = tпвопт + dt = 2003 +35 = 2038 0С.
Греющая среда этого водоподогревателя – влажный пар поэтому по температуре греющей среды можно определить ее давление:
Ргр = РS (t = 2038 0C) = 16827 МПа.
Для определения требующегося давления в отборе пара оцениваем потери давления в подводящем паропроводе. Для этого используем эмпирическую зависимость
где r – номер водоподогревателя.
В нашем случае значение ΔР составляет:
Давление греющего пара в первом отборе (на ПВД-6) с учетом потери давления в подводящем трубопроводе составляет:
Рот1 = 104 × Ргр = 104 × 16827 = 175 МПа.
Принимаем решение подключить ПВД-6 на выход пятой ступени ЦВД (1-й отбор) с несколько исправленными параметрами:
Рвых4ст.ЦВД = 175 МПа.
Давление среды в деаэраторе принимаем общепринятым – 075 МПа. Давление в отборе пара на который должны подключить деаэратор принимаем 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 составляет:
Рот.Допт = 14 × РД = 14 × 075 = 105 МПа.
Принято решение подключить деаэратор на выход седьмой ступени ЦВД с давлением в седьмом отборе
Рвых7ст.ЦВД = 105 МПа.
Применительно к принятой в расчет энергоустановке степени нагрева питательной воды в подогревателях составляют:
общий нагрев питательной воды в системе регенерации:
Dtрег = tпв – t3 = 2003 – 360 = 1643 0С;
повышение температуры питательной воды в одном подогревателе:
Dtпв = Dtрег z = 1643 7 = 23471 0С;
повышение температуры питательной воды после деаэратора (в ПВД):
DtZ ПВД = tпв - tSД (Р = 075 МПа) = 20030 – 16776= 3254 0С;
повышение температуры питательной воды в одном ПВД:
DtПВД = tZ ПВД z ПВД = 3254 2 = 1627 0С;
повышение температуры питательной воды до ПВД (все ПНД и деаэратор):
DtZ ПНД = tSД – tвх. ПНД = 16776 – 36 = 13176 0С;
повышение температуры питательной воды в одном подогревателе системы регенерации низкого давления:
DtПНД = tZ ПНД z ПНД = 13176 5 = 2635 0С;
Таким образом равномерность нагрева питательной воды в системе регенерации в целом на участке ПВД и до ПВД достаточно близки.
Параметры теплообменивающихся сред в водоподогревателях при равномерном нагреве питательной воды сводятся в таблицу 2.
Таблица 2 – Параметры теплообменивающихся сред в ВП при равномерном нагреве питательной воды
Температура питательной воды на выходе из ВП 0С
Температура насыщения греющего пара в ВП 0С
Давление насыщенного греющего пара в ВП МПа
Потеря давления в подводящем паропроводе %
Давление пара в отборе МПа
В результате разрабатывается окончательный вариант значений параметров пара в проточной части турбины и в водоподогревателях который представляют в таблице 3.
В расчетной установке схемы слива дренажей приняты:
из ПВД-6 – каскадно в полость греющей среды ПВД-5;
из ПВД-5 – каскадно в деаэратор;
из ПНД-4 – каскадно в полость греющей среды ПНД-3;
из ПНД-3 – дренажным насосом на выход нагреваемой среды ПНД-3;
из ПНД-2 - каскадно в полость греющей среды ПНД-1;
из ПНД-1 - дренажным насосом на выход нагреваемой среды ПНД-1.
В подогревателях ПВД-6 и ПВД-5 предусмотрены встроенные охладители дренажей. В подогревателях ПНД-4 и ПНД-2 предусмотрены выносные охладители дренажей. Отличием от прототипной установки является то что первый ПВД после деаэратора (ПВД-5) был из схемы исключен так как он заметно менее эффективен по сравнению с последующими ПВД.
Для рассчитываемого энергоблока согласно заданию тепловая мощность системы теплофикации составляет 110 МВт. Принимаем тепловой режим сетевой воды tСВВХ = 70 0С на входе в систему теплофикации tСВВЫХ = 130 0С на выходе из нее и давлением в системе рСВ = 25 МПа. Количество сетевых подогревателей принимаем по прототипной установке (рисунок 5).
Рисунок 5 – Расчетная схема системы теплофикации
Расчетная схема рабочего контура приведена на рисунке 6.
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОНТУРА
1 С учетом принятой расчетной схемы системы теплофикации и точек ее подключения к рабочему контуру параметры теплообменивающихся сред сведены в таблицу 4.
Таблица 4 – Параметры теплообменивающихся сред в аппаратах системы теплофикации
Наименование аппарата
ГРЕЮЩАЯ СЕДА (греющий пар)
Давление среды в точке отбора пара МПа
Потеря давления пара в подводящем трубопроводе (по основным отборам пара) % (см.таблица 3)
Давление среды в аппарате МПа (см.таблица 3)
Температура насыщения в аппарате 0С [t = tS(p)]
Энтальпия на входе в аппарат кДжкг (см.таблица 3)
Энтальпия на выходе из аппарата кДжкг [i = i(p)]
Коэффициент удержания тепла (значения соответствующие водоподогревателям системы регенерации – по эмпирической зависимости)
НАГРЕВАЕМАЯ СРЕДА (сетевая вода)
Давление среды МПа (принято в расчет)
Температура на входе в аппарат 0С
Энтальпия на входе в аппарат кДжкг [i = i(pt)]
Температура на выходе из аппарата 0С
Энтальпия на выходе из аппарата кДжкг [i = i(pt)]
Уравнение теплового баланса системы регенерации в целом
0×103 = Gсв×(54792 – 29503)×095.
Отсюда расход сетевой воды равен Gсв = 45786 кгс.
Уравнение теплового баланса пикового подогревателя:
96×Gг×(284180 – 62284) = 45786×(54792 – 42087).
Отсюда расход греющего пара на пиковый подогреватель равен
Gпсвп = Gг = 2632 кгс.
Уравнение теплового баланса основного подогревателя 2-й ступени:
97×[Gг1×(269285 – 47291) + 2632×(62284 – 47291)] = 45786×(42087– 33688).
Отсюда расход греющего пара на подогреватель 2-й ступени равен:
Gпсво 2ст = Gг1 = 1560 кгс.
Уравнение теплового баланса основного подогревателя 1-й ступени
98×[Gг1×(258344 – 37514)+(2632 + 1560)×(47291 – 37514)] = 45786×(33688 – 29503).
Отсюда расход греющего пара на подогреватель 1-й ступени равен:
Gпсво 1ст = Gг1 = 684 кгс.
Возврат дренажа из ПСВ в линию основного конденсата между ПНД-2 и ПНД-3 равен:
Gпсв = Gпсвп + Gпсво 2ст + Gпсво 1ст = 2632+1560+684 = 4876 кгс.
2 Расход пара на собственные нужды и протечки
Принимаем для расчета Gсн = 45 кгс.
Отбор пара на СН – из отбора 3:
Рот3 = 105 МПа; iсн = 251565 кДжкг (таблица 3)
Возврат Gсн1 = 15 кгс - в деаэратор (горячие сливы):
Рсн1 = 09 × Рот3 =09 105 = 0945 МПа; tсн = 130 0С (согласно методики)
Iсн1 = i(Рсн1 tсн1) = 54678 кДжкг.
Возврат Gсн2 = 30 кгс – в главный конденсатор (холодные сливы):
Рсн2 = Ргк = 5 кПа; iсн2 = i(Ргк) = 13777 кДжкг.
Расход пара на протечки – в расчете принимаем Gпр = 0004 Gт.
Отбор на протечки – свежий пар: iпр = iпг = 277520кДжкг.
Восполнение протечек в главный конденсатор: iпр = i(Ргк) =13777 кДжкг.
3 Перечень расходов сред определяемых из расчета рабочего контура:
Gт – расход пара на входе в ЦВД;
Gпп1 – расход греющего пара на пароперегреватель 1 ст.;
Gпп2 – расход греющего пара на пароперегреватель 2 ст.;
Gот1 – расход греющего пара отбора №1 (на ПВД-6);
Gот2 – расход греющего пара отбора №2 (на ПВД-5);
Gот3 – расход греющего пара отбора №3 (на деаэратор и СH);
Gот4 – расход греющего пара отбора №4 (на ПHД-4 и ПСВП);
Gот5 – расход греющего пара отбора №5 (на ПHД-3 и ПСВО 2ст);
Gот6 – расход греющего пара отбора №6 (на ПHД-2 и ПСВО 1ст);
Gот7 – расход греющего пара отбора №7 (на ПHД-1);
Уравнения материальных балансов ПHД-1:
Gвх1г + Gвх2г = Gвых1г ; Gвхн = Gвыхн;
Gвх2г = Gот 6 – Gпсво1;
Gвыхг = Gот 7 + Gот6 – Gпсво1.
Gвых н = Gвыхпнд-1 = (Gт –Gот
Уравнение материального баланса ПHД-2:
Gвхг = Gвыхг; Gвх1н + Gвх2н = Gвыхн ;
Gвхг = Gот6 – Gпсво1ст;
Gвыхг = Gот6 – Gпсво1ст;
Gвх1н = Gвыхпнд-1 = (Gт –Gот
Gвх2н = Gвыхпнд-1 = Gот7 + Gот 6 – Gпсво1;
Gвыхн = Gвыхпнд-2 = (Gт –Gот i – Gпп1) × хцвд + Gсн2 + Gпр – Gот i – Gпсво1
Уравнения материальных балансов ПHД-3:
Gвх1г + Gвх2г = Gвыхг; Gвх1н + Gвх2н = Gвыхн;
Gвх1г = Gот 5– Gпсво2;
Gвх2г = Gот 4– Gпсвп;
Gвыхг = Gот 5 + Gот 4 – Gпсвп – Gпсво2;
Gвх1н = Gвыхпнд-2 = (Gт –Gот
Gвх2н = Gпсв = Gпсвп + Gпсво2 + Gпсво1;
Gвыхн = Gвыхпнд-3 = (Gт –Gот i – Gпп1) × хцвд + Gсн2 + Gпр – Gот i + Gпсвп + Gпсво2
Уравнения материальных балансов ПHД-4:
Gвхг = Gвыхг; Gвх1н+Gвх2н = Gвыхн ;
Gвхг = Gот4 – Gпсвп;
Gвыхг = Gот4 – Gпсвп;
Gвх1н = Gвыхпнд-3 = (Gт –Gот
Gвх2н = Gвыхг пнд-3 = Gот 5 + Gот 4 – Gпсвп – Gпсво2;
Gвыхн = Gвыхпнд-4 = (Gт –Gот
Уравнение материального баланса деаэратора:
Gвх1 + Gвх2 + Gвх3 + Gвх4 + Gвх5+ Gвх6 = Gвых;
Gвх1 = Gот3 – Gсн = Gот3 – Gсн1 – Gсн2;
Gвх3 = Gот2 + Gот1 + Gпп2;
Gвх4 = Gс = (Gт –Gот
Gвх5 = Gвыхпнд-4 = (Gт –Gот
Gвых д = Gт + Gпр+ Gпп2.
Проверка правильности составления расходов на деаэратор:
Gвх i = [Gот3 – Gсн1 – Gсн2] + [Gсн1] + [Gот2 + Gот1 + Gпп2] + [(Gт –Gот i – Gпп1)(1 – хцвд)] + + [(Gт –Gот i – Gпп1) хцвд + Gсн2 + Gпр] + [Gпп1] = Gт +Gпр + Gпп2 = Gвых
Уравнения материальных балансов ПВД-5:
Gвх1г + Gвх2г = Gвыхг; Gвхн = Gвыхн;
Gвх2г = Gот1 + Gпп2;
Gвыхг = Gот2 + Gот1 + Gпп2;
Gвхн = Gвыхд = Gт + Gпр + Gпп2;
Gвыхн = Gвыхпвд-5 = Gт + Gпр + Gпп2 .
Уравнения материальных балансов ПВД-6:
Gвыхг = Gвх2г пвд-5 = Gот1 + Gпп2;
Gвхн = Gт + Gпр + Gпп2;
Gвыхн = Gвыхпвд-6 = Gт + Gпр + Gпп2;
Уравнения материальных балансов пароперегревателя №1:
Gвхг = Gвыхг; Gвхн = Gвыхн;
Gвыхн = Gвыхпп-1 = (Gт –Gот i – Gпп1) хцвд
Уравнения материальных балансов пароперегревателя №2:
Gвыхн = Gвыхпп-2 = (Gт –Gот i – Gпп1) хцвд
4 Давления насосов конденсатно-питательной системы
Давление конденсатного насоса первого подъема:
Ркн1 = – Ргк + DРбоу + DРопу + DРк.тр + DРрку гк + DРгеод =
= – 0005 + 03 + 005 + 01 + 02 + 002 = 0665 МПа.
В расчет принято Ркн1 = 067 МПа.
Давление конденсатного насоса второго подъема:
Ркн2 = Рд + DРк.тр + DРпнд i + DРгеод = 075 + 010 + 4×007+ 025 = 138 МПа.
В расчет принято Ркн2 = 138 МПа.
Давление питательного насоса
Рпн = Рпг– Рд + DРпг + DРп.тр + DРпк + Dрпвд i + DРрку д + DРгеод =
= 670 – 075 + 030 + 020+ 1 + 2 × 055 + 025 = 88 МПа.
В расчет принято Рпн = 88 МПа.
График изменения давления и температуры нагреваемой среды в водоподогревателях системы регенерации представлен на рисунке 7.
Параметры нагреваемой среды поверхностных теплообменных аппаратов представлены в таблице 6.
Таблица № 6 – Параметры нагреваемой среды поверхностных теплообменных аппаратов
Вход ивыход нагреваемой среды
Выход греющей среды ПНД-3
*от системы теплофикации
Выход греющей среды ПНД-1
Тепловой энергией выделяющейся в нагреваемой среде при её дросселировании на участках конденсатно-питательной системы и рассеянием тепла в окружающую среду пренебрегают.
Параметры греющей среды на выходе из теплообменных аппаратов являются параметрами воды на линии насыщения если теплообменный аппарат не имеет зоны охлаждения дренажа или это параметры переохлажденной воды если предусмотрен охладитель дренажа. В последнем случае для оценки температуры воды на выходе из такого ВП можно принять температуру дренажа на величину от 3 до 10 °С выше температуры нагреваемой среды на входе в ВП (принято 7 °С). Диаграмма t-q водоподогревателя с охладителем дренажа показана на рисунке 8.
Рисунок 8 – Диаграмма t-q водоподогревателя с охладителем дренажа
Параметры греющей среды поверхностных теплообменных аппаратов представлены в таблице 7.
Таблица № 7 – Параметры греющей среды поверхностных теплообменных аппаратов
Вход ивыход греющей среды
Р = Ргпвд6 = 1683 МПа;
= 19110 + 7 =19810 оС.
Р = Ргпвд5 = 1286 МПа;
= 167.76 + 7 = 17476 оС.
Р = Ргпнд4 = 0449 МПа;
= 11274 + 7 = 11974 оС.
Р = Ргпнд3 = 0157 МПа.
Продолжение таблицы 7
переохлажденный дренаж
Р = Ргпнд2 = 0069МПа;
= 6287 + 7 = 6987 оС.
Р = Ргпнд1 = 0025МПа;
Р = Рпп1 = 098 Рот = = 098 36 = 3725 МПа.
Р = Рпп2 = 098 Ргт = = 098 63 = 6176МПа.
Параметры теплообменивающихся сред теплообменных аппаратов смешивающего типа представлены в таблице 8.
Таблица 8 – Параметры теплообменивающихся сред теплообменных аппаратов смешивающего типа
Энтальпия среды кДжкг
Греющий пар 3 отбора
Возврат сливов СН1(t = 130 оС Р = 095МПа)
Выход переохлажденного дренажа из ПВД-5
Выход нагреваемой среды ПНД-4
Выход греющей среды ПП1
Насыщенная вода деаэратора при Р= 075МПа
5 Составим систему уравнений и решим её с помощью математической среды MATHCAD в неё войдут:
уравнения теплового баланса
расход пара на турбину
внутренние теплоперепады на ступенях
расходы пара через ступени турбины
внутренние мощности турбины
Коэффициенты удержания тепла теплообменных аппаратов определяется по зависимости:
Следовательно значения h составляют:
Уравнение теплового баланса ПВД-6
93×[Gот1×(259138 – 84391) + Gпп2×(122376 – 84391)] = (Gт+0004Gт+Gпп2)×(85655 – 80282).
Уравнение теплового баланса ПВД-5
94×[Gот2×(255349–740.274)+(Gот1+Gпп2)×(84391–740.274)] = (Gт+0004Gт+Gпп2)×(80284–714.22).
Уравнение теплового баланса пароперегревателя №1
90×Gпп1×(270183 – 106718) = (Gт –Gот i – Gпп1)0869×(287515 – 277845).
Уравнение теплового баланса пароперегревателя №2
90×Gпп2×(277520 – 122376) = (Gт –Gот i – Gпп1)0869×(296062 – 287515).
Уравнение теплового баланса деаэратора
hд×[(Gот3–Gсн)×iвх1+Gсн1×iвх2+(Gот2+Gот1+Gпп2)×iвх3+(Gт–Gот i–Gпп1)(1–хцвд)×iвх4+
95×[(Gот3–45)×251565 +15×54678+(Gот2+Gот1+Gпп2)×740.274+(Gт–Gот i–Gпп1)(1–0869)×772+
Уравнение теплового баланса ПНД-4
hпнд4×(Gот4–Gпсвп)×(
96×(Gот4–2632)×(284180–50285)=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт–Gотi+2632+1560]×(61046–46093)+(Gот5+Gот4–2632–1560)×(61046–46093).
Уравнение теплового баланса ПНД-3
hпнд3×[(Gот5–Gпсво 2ст)×(
97×[(Gот5–1560)×(269285–47291)+(Gот4–2632)×(50285–47291)]=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт–Gотi–684]×(46094–36339)+4876×(46094–37514).
Уравнение теплового баланса ПНД-2
hпнд2×(Gот6–Gпсвп 1ст)×(
98×(Gот6–684)×(258344–29250)=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт–Gот i]х(36340–26052)+(Gот7+Gот6–684)×(36340–26053).
Уравнение теплового баланса ПНД-1
99×[Gот7×(246817–27199)+(Gот6–684)×(29250–27199)]=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт –Gот i ]×(26054–15198).
6 Параметры турбопитательного насоса
где Gвых.д = Gт + Gпр + Gпп2= Gт + 0004Gт+ 004141Gт – 216 = 104541Gт – 216 кгс;
Давление ТПН Ртпн = 88 МПа.
Vтпн = V(Р = 980 МПа; tд = 16767 °С) = 00011052 м3кг.
Nтпн = pтпн ×Gтпн× vтпн(hтпн ×1000)= 885×1000000×(104541Gт – 216 )×00011052
(081×1000)= 1257799Gт – 2599 кВт
Расход пара на ТПН:
Gптпн=N тпн (hмех тпн Hi тпн) = (1257799Gт – 2599)(098 × 65120) = 001971Gт – 004 кгс
8 Внутренняя мощность турбины
N i т = Рг (hген×h мех.т) = 1100×103(098 ×098) = 1145356×103 кВт.
Значения КПД генератора электроэнергии и механического КПД турбоагрегата в расчет приняты по 098.
Внутренние теплоперепады срабатываемые на ступенях турбины
Расходы пара через ступени турбины
G2стЦВД = G1стЦВД = Gт кгс;
G3стЦВД = G2стЦВД – Gпп1 = 095530Gт + 232 кгс;
G4стЦВД = G3стЦВД = 095530Gт + 232 кгс;
G5стЦВД = G4стЦВД = 095530Gт + 232 кгс;
G6стЦВД = G5стЦВД - Gот1 = 093193Gт + 192 кгс;
G7стЦВД = G6стЦВД - Gот2 = 087808Gт +193 кгс;
Gс = (G7стЦВД - Gот3)(1 – хцвд) = 011215Gт – 5 85 кгс;
G1стЦНД = (G7стЦВД - Gот3) хцвд – Gптпн = 072425Gт – 3874 кгс;
G2стЦНД = G1стЦНД – Gот4 = 067623Gт – 6450 кгс;
G3стЦНД = G2стЦНД = 067623Gт – 6450 кгс;
G4стЦНД = G3стЦНД - Gот5 = 064729Gт – 7951 кгс;
G5стЦНД = G4стЦНД - Gот6 = 061709Gт – 8381 кгс;
G6стЦНД = G5стЦНД - Gот7 = 058714Gт – 8090 кгс;
G7стЦНД = G6стЦНД = 058714Gт – 8090 кгс.
Внутренние мощности ступеней турбины:
Ni7стЦНД = h7стЦНД ×G7стЦНД = 57874Gт – 7974655 кВт.
Суммарная внутренняя мощность турбины
N i = N i ст j = 686088Gт – 47318380 кВт.
Паропроизводительность парогенераторов Gпг = Gт+Gпр+Gпп1 кгс.
Уравнение теплового баланса в точке смешения воды на выходе из ПВД-7.
Тепловая мощность ядерного реактора
В расчет принят ЯР номинальной тепловой мощностью Qяр = 4185 МВт.
hяэубрутто = Рг Qяр = 1000Qяр
Производим с помощью операторов GIVEN-Find решение полученных уравнений
Расходы пара на потребители
G1стЦВД = 173837 кгс;
G2стЦВД = 173837 кгс;
G3стЦВД = 166298 кгс;
G4стЦВД = 166298 кгс;
G5стЦВД = 166298 кгс;
G6стЦВД = 162196 кгс;
G7стЦВД = 152836 кгс;
G1стЦНД = 122027 кгс;
G2стЦНД = 111103 кгс;
G3стЦНД = 111103 кгс;
G4стЦНД = 104572 кгс;
G5стЦНД = 98892 кгс.
G6стЦНД = 93976 кгс;
G7стЦНД = 93976 кгс.
Gгкп = G7стЦНД = 93976 кгс;
Gпг = Gт + Gпр + Gпп2 = 181515 кгс;
Gпсво2ст = 1560 кгс;
Внутренние мощности ступеней турбины
Ni7стЦНД = 92632 МВт.
Графическое представление суммарной внутренней мощности турбоагрегата изображено на рисунке 9.
Заметим что в ЦНД заметно больше срабатываемый теплоперепад
Поэтому анализ данных представленных на рисунке 9 позволяет количественно определить доли внутренней мощности турбоагрегата выработанных в ЦВД и ЦНД от общей мощности ТА:
(62390+65154+61530+62927+59219+61456+57833) ×1001145356= 376%
(144993+84050+81439+114412+113992+83329+92632) ×1001145356= 624 %
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 три ЦНД то внутренняя мощность выработанная в одном ЦНД составляет 6243= 208% от общей мощности ТА. Это значительно меньше мощности ЦВД.
Паропроизводительность парогенераторов Gпг = 181515 кгс.
Энтальпия пара на выходе из ПГ iпг = 277520 кДжкг.
Параметры питательной воды:
Qяр = G пг (i пг – i пв) hтпк = 181515 (277520–85655) 0985 = 3535673103 кВт.
В расчет принят ЯР номинальной тепловой мощностью Qяр = 3550 МВт.
hяэубрутто = Рг Qяр = 11003535673 =03111 =3111 %.
РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ НАСОСОВ АЭУ
1Тракт первого контура представлен в виде четырех параллельных петель в каждой из которых циркуляция обеспечивается собственным ЦНПК. Насос центробежный вертикальный одноступенчатый с электроприводом с механическим уплотнением вала. Частота вращения принята 1000 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Подача насоса Qцнпкном = Qярном×vтн [(iт1 – iт2)×zцнпк] м3с
где Qном яр =3550*103 кВт – номинальная тепловая мощность ЯР принимается по результатам расчета рабочего контура;
uтн = f( 165 МПа 294°С) = 000135 м3кг;
= f( 165 МПа 326°С) = 149041 кДжкг;
= f( 165 МПа 294°С) = 130535 кДжкг;
Давление насоса Ргцнном = 0.69- МПа принято по прототипу;
Коэффициент быстроходности насоса
ns=201·nцнпкном·(Qцнпкном)05(pцнпкном·10-3)075=
Следовательно тип насоса – быстроходный центробежный одноступенчатый.
КПД насоса hцнпкном = 077 – принято по прототипу.
Nцнпкном = Qцнпкном ×pцнпкном(hцнпкном ×1000) =6456×069×106( 077 ×1000) = 5785247 кВт
Мощность насоса на холодной воде оценена по прототипному насосу
Nцнпкхол.вод = Nцнпкном ×Nцнпкхол.вод прот Nцнпкном прот =5785247 ×7000 5300 =764089 кВт.
Номинальная мощность двигателя Nдвном = 8000 кВт – по ГОСТ 12139-84.
КПД двигателя hдв = 098 - принято по прототипу.
Коэффициент загрузки двигателя kздв = Nцнпк Nдвном =5785247 80000 = 0723.
Мощность потребляемая из сети Pс = Nдвном ×kздв hдв = 8000× 0723 098 = 590204 кВт
2Параметры конденсатного насоса первого подъема
Узел конденсатных насосов первого подъема представлен двумя параллельно включенными работающими насосами (третий резервный). Каждый насос - центробежный вертикальный четырехступенчатый с предвключенным колесом. Частота вращения насоса 750 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Подача насоса Qкн-1ном = (1zкн-1) ×kз×Gкн-1×vконд м3с
Gкн-1 = Gгкп + Gсн2 + Gпр + G птпн =93976+ 30 + 695 + 3422= 101093 кгс;
vконд = v(р = 0005 МПа) = 00010052 м3кг.
Qкн-1ном = (12)×115×101093 × 00010052 = 0584 м3с
В расчет принято: Qкн-1ном = 059 м3с – по ГОСТ 8032-84
Давление насоса: ркн-1ном = 067 МПа
ns=201×nкн-1ном ×( Qкн-1ном)05( ркн-1ном×10–34)075=201×750×( 059)05( 067×106×10– 34)075=24869
Следовательно тип насоса – центробежный четырехступенчатый.
КПД насоса hкн-1ном = 084– принято по прототипу.
Номинальная мощность насоса
Nкн-1ном = ркн-1ном Qкн-1ном (hкн-1ном 1000) =067×106 × 059 (084 × 1000 ) = 47059 кВт.
Номинальная мощность двигателя Nдвном =475 кВт – по ГОСТ 12139-84.
КПД двигателя hдв = 096
Коэффициент загрузки насоса
Qкн-1 Qкн-1ном = 1 115 = 087
Nкн-1= 096. Nкн-1ном = 096 × 47059 = 45177 кВт
коэффициент 096 определен по номограмме.
Коэффициент загрузки двигателя
kздв = Nкн-1 Nдвном = 45177 475 = 0951
Мощность потребляемая из сети
Рс = Nдвном ×kздв hдв = 475 × 0951 096 = 47056 кВт
3Параметры конденсатного насоса второго подъема
Узел конденсатных насосов второго подъема представлен двумя параллельно включенными работающими насосами (третий резервный). Каждый насос - центробежный вертикальный четрехступенчатый с предвключенным колесом. Частота вращения насоса 750 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Подача насоса Qкн-2ном = (1zкн-2) ×kз×G×vконд м3с
Gкн-2 = Gкн-1 + Gот5 + Gот6 + Gот7 - Gпсво1ст - Gпсво2ст =
=101093+6532 +568 +4915 -684 –156 = 115976 м3с;
vконд = v(р = 12 МПа) = 00011386 м3кг.
Qкн-2ном = (12) × 115 × 115976 × 00011386 = 0788 м3с.
В расчет принято Qкн-2ном = 080 м3с – по ГОСТ 8032-84.
Давление насоса ркн-2ном = 138 МПа
ns=201×nкн-2ном×(Qкн-2ном)05(ркн-2ном×10–34)075=201×750×(08)05(138×10610–34)075=168436
КПД насоса hкн-2ном = 080 – принято по прототипу.
Nкн-2ном = ркн-2ном Qкн-2ном (hкн-2ном 1000)=138×106×08(08×1000)= 1380 кВт.
Номинальная мощность двигателя Nдвном =1400 кВт – по ГОСТ 12139-84.
КПД двигателя hдв = 096.
Qкн-2 Qкн-2ном = 1 115 = 087.
Nкн-2 = 093 × Nкн-2ном = 093 × 1380= 12834 кВт
коэффициент 093 определен по номограмме
kздв = Nкн-2 Nдвном = 12834 1400 = 0917.
Рс = Nдвном ×kздв hдв = 1400 × 0917 096 = 13373 кВт.
4Параметры главного питательного насоса
Узел главного питательного насоса представлен двумя параллельно включенными турбопитательными насосами. Каждый ТПН состоит из последовательно включенных насосов - предвключенного ППН и основного ОПН. Оба насоса приводятся в действие общим паротурбинным приводом: ППН через одноступенчатый редуктор ОПН - непосредственно.
Предвключенный насос -центробежный горизонтальный одноступенчатый с колесом двухстороннего входа. Частота вращения-1800 обмин.
Основной насос - центробежный горизонтальный трёхступенчатый. Частота вращения-3500 обмин.
Для резервирования ТПН в напорно-питательном трубопроводе предусмотрено два параллельно включенных вспомогательных питательных насоса (ВПН) с электроприводом. Расчет выполняется только для главного питательного насоса – ТПН.
Параметры предвключенного насоса
Qппнном = (1zппн) ×kз×Gтпн×vппн м3с
Gтпн =104541 Gт –216 ;
Gтпн =104541 *173837–216 = 1815149 кгс;
vконд = v(р = 075 МПа) = 00011117 м3кг.
Qппнном = (12) 115 1815149 00011117 = 116 м3с.
В расчет принято: Qппнном = 1165 м3с – по ГОСТ 8032-84.
Давление насоса рппнном = 02 рпн = 02 88 = 176 МПа
В расчет принято: рппнном = 1775 МПа – по ГОСТ 8032-84.
ns=201×nппнном×(Qппнном2)05(рппнном×10–3)075=201×1800 ×(1165 2)05(176×106×
Следовательно тип насоса – центробежный одноступенчатый с колесом двухстороннего входа.
КПД насоса hппнном = 082– принято по прототипу.
Nппнном = рппнном Qппнном (hппнном 1000) = 1775 ×106 × 1165 (082 × 1000 ) = =25218 кВт.
Параметры основного питательного насоса
Подача насоса Qопнном = Qппнном = 1165 м3с.
Давление насоса ропнном = рпнном - рппнном = 88 – 1775 = 7025МПа
ns=201×nопнном×( Qопнном)05( ропнном×10–33)075 =201×3500×(1165)05( 7025×106×10–33)075=22557
Следовательно тип насоса – центробежный трехступенчатый.
Nопнном = ропнном Qопнном (hопнном 1000) =7025×106 × 1165 (082 × 1000 ) = 88958 кВт.
Мощность питательного насоса в целом:
Nпн = Nпнном + Nопнном = 25218+ 88958 = 114176 кВт
5Параметры главного циркуляционного насоса системы технического водоснабжения
Узел насосной станции технического водоснабжения представлен тремя параллельно включенными насосами диагонального типа. Частота вращения насоса 300 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Qцнгкном = (1zцнгк) ×kз×G×vтв м3с
G = 11Gгкп m =11 × 93976 × 55 = 5685548 кгс;
vтв = v(р = 01МПа t = 20 0С) = 00010017 м3кг – принято в расчет;
Qцнгкном = (13) ×115× 5685548 × 00010017= 18984 м3с
В расчет принято: Qцнгкном = 125 м3с– по ГОСТ 8032-84.
Давление насоса: рцнгкном = 0197 МПа - принято по прототипу.
Здесь коэффициентом 11 учитывается расход воды на дополнительные потребители.
ns=201×nцнгкном×( Qцнгкном)05( рцнгкном×10–3)075= 201×300 ×(18984)05( 0197×106×10–3)075 =499
Следовательно тип насоса – диагональный.
КПД насоса hцнгкном = 086– принято по прототипу
Nцнгкном = рцнгкном Qцнгкном (hцнгкном 1000) =0197×106 × 18984 (086 × 1000 ) = 434866 кВт
Номинальная мощность двигателя Nдвном = 4500 кВт – по ГОСТ 12139-84.
kздв = Nцнгкном Nдвном = 434866 4500 = 0966
Рс = Nдвном ×kздв hдв = 4500 × 0966 096 = 452985 кВт.
Затраты электроэнергии на собственные нужды. КПД АЭУ нетто
Сумма расходов электроэнергии на все рассмотренные насосы составляет основную долю расхода электроэнергии на собственные нужды - порядка 85 %. Ориентируясь на прототипные данные можно оценить также расход электроэнергии на остальные потребители и таким образом общий расход электроэнергии на собственные нужды Pсн. Тогда потери на собственные нужды можно оценить через относительную величину hсн
hсн = (Рг - Pсн) Рг .
В этом случае hАЭУнетто = hАЭУбрутто×hсн.
Применительно к принятой в расчет энергоустановки определение затрат электроэнергии на собственные нужды может быть выполнено следующим образом.
Затраты электроэнергии на ЦНПК КН-1 КН-2 ЦНГК
Рс = 4 × 590204 + 2 × 47056 + 2 × 13373 + 6 × 452985 = 5440298кВт
Затраты электроэнергии на прочие потребители собственных нужд
Рсдоп = 015 × Рс 085= 015 5440298 085= 960052 кВт.
Суммарные затраты электроэнергии на собственные нужды
Рсн = 5440298+960052= 640035 кВт.
Относительные затраты электроэнергии на собственные нужды
hсн = (Рг - Рсн ) Рг = (1106 –640035) 1106 = 09359.
hАЭУнетто = hАЭУбрутто hсн = 03111 × 09359= 0291
ОЦЕНКА МАССОГАБАРИТНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГЛАВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ АЭУ
1Параметры ядерного реактора
Энергия выработанная за время кампании Е = Qярном t МВтч
где t = 3 × 7000 = 21000 ч – принято по прототипу;
Е = 3550103 × 21000 = 7455 × 1010 кВтч.
Загрузка урана в активной зоне М U = Е (R×24) кг
где R = 35 МВтсуткг - принято по прототипу.
Тогда М U = 7455 × 1010 (35 × 24106) = 8875 т.
Vаз = Qярном q= 3550 111 = 3198 м3
где q = 111 МВтм3 - принято по прототипу;
Диаметр активной зоны Dаз = 316 м - принято по прототипу.
Высота активной зоны Hаз = 4Vаз (pDаз2 ) = 4 × 3198 (314 × 3162) = 407 м
Габаритный диаметр ЯР Dяр = 4535 м – принято по прототипу.
Габаритная высота корпуса ЯР Hяр = hяр Hаз м
где hяр = Hярпр Hазпр =1088 356 = 3056.
Hяр = 3056 × 407 = 1246 м.
Масса ЯР Мяр = mяр Vяр т
где mяр = Мярпр Vярпр = Мярпр(p Dярпр 2 Hярпр4) = 824(3144535210884) = =469 тм3
Мяр = 469(pDяр2 Hяр4) = 469 (314 4535212464) = 94344 т
Сводные данные параметров ЯР
Тепловая мощность - 3550 Мвт.
Давление теплоносителя – 165 МПа.
Температура теплоносителя:
- на выходе из ЯР - 326 оС;
- на входе в ЯР - 294 оС.
Расход теплоносителя через активную зону
Gтн = Qярном (iт1 - iт2) = 3550 × 103 (149472886 – 130994271) =1921139 кгс.
Размеры активной зоны:
Материал оболочки твэла - циркониевый сплав.
Средняя энергонапряженность активной зоны - 111 Мвтм3.
Загрузка урана –8875 т.
Кампания активной зоны - 3 7000 = 21000 ч.
- габаритная высота – 1246 м;
- диаметр максимальный - 4535 м
Масса сухого реактора в сборе – 94344 т
2 Параметры парогенератора
Паропроизводительность камеры парогенератора
Gпгкпг = SGпг zкпг = 181515 4 = 45378 кгс
Параметры генерируемого сухого насыщенного пара:
- давление - 67 МПа;
- температура - 283 оС.
Тепловая нагрузка камеры парогенератора
Qкпг = Qярном ×hтпк zкпг = (3550 × 0985) 4 = 87418 МВт
Расход теплоносителя через камеру ПГ
Gт кпг = SGт zкпг = 1912888 4 = 478222 кгс
Поверхность теплопередачи камеры ПГ
Fкпграсч = Qкпг (К × t) м2
где Qкпг = 103055 МВт ;
К = 54 кВт(м2 оС) - принято по прототипу ;
t = (tб – tм) ln (tб tм)
tб = tт1 – tпг = 326 – 283 = 43 оС;
tм = tт2 – tпг = 294 – 283 = 11 оС;
Fкпграсч = 87418×103 (54 23472) =6897 м2
Fкпг = 11 Fкпграсч = 11 6897 = 7586 м2.
В расчет принято Fкпг = 7625 м2 – по ГОСТ 8032-84.
Объем камеры ПГ Vкпг = vкпг F кпг м3
где vкпг = Vкпгпр Fкпгпр = pD2кпгпр Lкпгпр (4Fкпгпр) =
= 314421384 (46115) = 0028427 м3 ;
Vкпг = 0028427 7625 = 216755 м3 ;
Dкпг = 4 м - принято по прототипу.
Lкпг = 4 Vкпг (p D2кпг) = 4 × 216755 (314 × 42) = 17248 м.
Масса камеры ПГ M кпг = m кпг V кпг т
где m кпг = Мкпгпр Vкпгпр = 4 Мкпгпр (p D2кпгпр Lкпгпр) =
= 4 205 (314 42 1384) = 1179 тм3.
M кпг = 1179 216755= 25555 т
3 Компоновка турбоагрегата. Параметры главной турбины
Для принятой в расчет энергоустановки ниже представлено определение некоторых параметров турбоагрегата.
ЦВД – один двухпоточный агрегат активного типа.
Длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД определяется из уравнения
сплошности потока пара Gп ×v1 = p dср l1 с10 j sina1×е.
Отсюда длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД l1 составляет
l1 = Gп ×v1 (p dср с10 j sina1×е) м.
Расход пара Gп = 05Gт = 05 *173837= 869185 кгс
Удельный объем пара на выходе из соплового аппарата первой ступени можно ориентировочно принять по параметрам пара за первой ступенью (так как степень реактивности первой ступени небольшая). Он составляет:
v1 = v(р = 49 МПа х = 0967) = 0.03897 м3кг ;
Средний диаметр первой ступени ЦВД dср = 1806 мм – принято по прототипу
Теоретическую скорость пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД с10 определяем через оптимальное отношение скоростей (uс10)опт. Величину (u с10)опт можно определить по зависимости
(u с10)опт = j cosa1×[2 (1 - r)05]
где j - коэффициент потерь в сопловой решетке. В расчет можно принять j = 097;
a1 - угол выхода потока пара из соплового аппарата первой ступени можно принять в пределах 10 14о (меньшее значение для турбин небольшой мощности). В расчет принято a1 = 13о;
r - степень реактивности первой ступени ЦВД. В расчет принято r=01.
Тогда (u с10)опт = 097× cos 13о [2 × (1 – 01)05] = 048901.
Отсюда с10 = u(u с10)опт = p×dср×n(u с10)опт =314×1806×50 048901= 290 мс.
е - степень парциальности. Как правило степень парциальности для турбин даже небольшой мощности порядка 100 200 МВт принимают равной 1 т.е. принимают турбину с полным впуском пара. При е 1 рабочие лопатки первой ступени турбины подвержены пульсирующим механическим нагрузкам.
С учетом принятых значений параметров длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД составляет
l1=Gп×v1(pdсрс10jsina1×е)=869185*0.03897(314×1806×290×097×sin13о)==00972 м
Полученное расчетным путем значение l1 необходимо сравнить с данными прототипного турбоагрегата. В нашем случае поскольку расход пара на ТА близок к прототипному то полученное значение l1 также близко к прототипному (l1прот = 0101 м).
ЦНД - четыре двухпоточных агрегата активного типа.
Длина лопатки последней ступени ЦНД l = 12м - принято в расчет.
Средний диаметр последней ступени ЦНД
где q = 3 - веерность последней ступени ЦНД принято по прототипу;
Площадь проходного сечения одного выхлопа ЦНД
W =p d l = 314 36 12= 1357м2
Скорость пара на выходе из ЦНД
с2 = SGпv (zпотцндW) мс
где SGп = Gгкп = 93976 кгс;
v1 = v(р = 5 кПа х = 0884) = 24925 м3кг - удельный объем пара за последней ступенью ЦНД;
zпотцнд = 6 – суммарное количество потоков в ЦНД;
с2 = 93976 24925 (61357) = 28768 мс.
Полученное значение скорости пара на выходе из ЦНД не превышает предельно допустимого значения.
4 Параметры главного конденсатора
Главная конденсационная установка представлена тремя конденсаторами поверхностного типа (по количеству ЦНД турбоагрегата)
Тепловая нагрузка конденсатора
Q = Gгкп (iвх - iвых) = 93976 (228093– 13777) = 2014056 кВт
где Gгкп – суммарный расход пара на ГК значения энтальпий
Уточненное значение температуры охлаждающей воды на выходе из ГК
tоввых = tоввх + r×x(m×cp) = 20 + 24234×087(55 × 418) = 292 оС
Средний температурный напор теплопередачи в конденсаторе
t = (tб – tм) ln (tб tм) оС
где: tб = tк – tоввх = 329 – 20= 129 оС;
tм = tк – tоввых = 329 – 292 = 37 оС;
Коэффициент теплопередачи главного конденсатора отнесенный к наружной поверхности трубок
К=407×а×(11×wвdвн025)х×[1–b×a0.5×(35 – tоввх )21000][1+(z–2)×01×(1–tоввх 35)]×Фв кВт(м2×град)
где а= 083 - коэффициент чистоты - принято по прототипу;
wв = 22 мс - скорость охлаждающей воды в трубках - принято по прототипу;
dвн = 26 мм - внутренний диаметр трубок - принято по прототипу;
х = 012 а(1+ 015 tоввх) = 012 083 (1 + 015 20) = 03984;
b = 052 – 72 SGп F = 052 – 72 95833 99430 = 045.
Здесь приближенно принимаем SGп = SGппрот = 3450103 3600 =95833кгс;
F = Fпрот = 99430 м2;
z = 2 - количество последовательно включенных корпусов ГК
Фв = 1 - коэффициент паровой нагрузки.
К = 407×083×(11× 22 26025)032175×[1 – 045 ×0830.5×
(35 - 20)2 1000] [1+ (2 – 2)×01×(1 – 20 35)]×1 = 6853 кВт(м2×град).
Поверхность теплообмена конденсатора
F = Q (К t) = 2014056 (6853 × 73665) = 39896 м2
Количество параллельно включенных трубок конденсатора (из выражения сплошности водяного потока)
nтр = 105×Gов×4 (p×dвн2× wв×ρв)
где Gов = Gп m = 93976 55 =516868 кгс
ρв = 1v(р=01 МПа; t=20оС) = 1000100105717= 9983 кгм3;
nтр = 105 × 516868 × 4 (314×0026 2× 22 ×9983) = 3633318 =
Действительное (полное) количество трубок
nтр д = z nтр = 2 36334 = 72668 шт.
Действительная длина одной трубки
Lтрд = F (pdнар nтр д )= 75164999 (314 0028 72668) = 1176 м
где: dнар = 0028 м - принято в расчет.
Площадь трубной доски для одной секции конденсатора
Sтр.д = [(nтр д zсек.гк) pd2нар 4] uтр =
= [(72668 4) 31400282 4] 032 = 3494 м2
где uтр = 032 - коэффициент использования трубной доски
Условный диаметр эквивалентной трубной доски
Dтр.дусл = (4× Sтр.д p)05 = (4× 3494 314)05 = 6672 м
Соотношение длины трубок и диаметра трубной доски
Lтрд Dтр.дусл = 1176 6672 = 176
При оптимально подобранных геометрических параметрах конденсатора отношение Lтрд Dтр.дусл должно находиться в пределах 15 25.
Габаритный диаметр конденсатора
D конд = Dтр.дусл + 06 = 6672 + 06 = 7272 м.
Габаритная длина конденсатора
L конд = L трдейств + 2 L в.к. = 1176 + 2 12 =1416 м
где L в.к. = 12 м - размер водяной камеры в осевом направлении конденсатора - принято в расчет.
Габаритный объем конденсатора
Vконд = pD2конд L конд 4 = 3147272 2 1416 4 =58782 м3.
M конд = m конд V конд т
где m конд = М конд пр V конд пр = М конд пр (Н В L) конд пр =
= 585 (5546 6698 11205) = 1405 тм3;
M конд = 1405 58782 = 82589 т.

ЛИТЕРАТУРА.doc

Кирияченко В.А. Петрыкин В.Н. Пилитчук Б.Л. Смирнов С.Б. Сычёв Е.Н. Тулуб С.Б. Основы теории проектирования ЯЭУ АЭС: Учебник. – Севастополь: СНУЯЭиП 2005. – 476 с. с ил.
Д. Гурский. Е.Турбина. Mathcad для студентов и школьников.
Трояновский Б.М. Филиппов Г.А. Букин А.Е. Паровые и газовые турбины атомных электростанций. – М.: Энергоатомиздат 1985.

кп пилипчук худенков 141.docx

ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ И РАБОЧЕГО ТЕЛА.
1. Тип принятой в расчет АЭУ АЭС
В расчет принята двухконтурная АЭУ АЭС с мощностью генератора электроэнергии в 1200 МВт. В качестве прототипной АЭУ была принята ЯЭУ эксплуатируемая на ЗАЭС с реактором ВВЭР-1000 (В-320) и паровой турбиной К-1000-601500-2.
В состав первого контура ЯЭУ АЭС входит РУ предназначенная для выработки сухого насыщенного пара для турбогенераторной установки где тепловая энергия преобразуется в электрическую. РУ включает в себя ГЦК с водой под давлением систему поддержания давления в первом контуре систему защиты пассивную часть охлаждения. Теплоносителем и замедлителем в реакторе является обессоленная вода с борной кислотой концентрация которой изменяется в процессе эксплуатации.
Второй контур включает в себя тихоходный турбоагрегат К-1000-601500-2 генератор систему регенерации низкого давления систему основного конденсата систему паропроводов пара систему пароснабжения собственных нужд систему питательной воды.
Турбина оснащена системой автоматического регулирования представляющая собой совокупность двух систем: электрической и гидравлической.
Высокое качество изготовления оборудования АЭС его монтаж и пусконакладочные работы являются основой надежной и безопасной эксплуатации АЭС.
2. Давление теплоносителя Рт
С учетом принятого в ЯР вида ядерного топлива (UO2) конструкционных материалов активной зоны (в том числе – оболочки твэлов выполнены из циркониевых сплавов) и коМПановки активной зоны ЯР принято давление теплоносителя Рт = 165 МПа.
3Температура теплоносителя на выходе из ЯР tT1.
Температура tT1 принимается равной температуре кипения ts с интегральным запасом до кипения: tT1 = ts - ts °C. При Р = 165 МПа ts=34982 °C. Значение ts = 2374 °C принято по прототипу ЯР ВВЭР-1000; tT1 = 34982 –2374 = 32608 °C. В расчет принято tT1 = 326 °C.
4Температура теплоносителя на входе в ЯР tT2.
Температура tT2 принимается равной температуре на выходе из ЯР за вычетом степени нагрева теплоносителя в ЯР:
Где tяр =32 °C – принято по прототипу ЯР ВВЭР-1000.
tT2 = 326 -32 = 294 °C.
5Параметры пара на выходе из парогенератора и на входе в главную турбину
В разрабатываемой АЭУ принят парогенератор насыщенного пара с многократной циркуляцией с неявно выраженной экономайзерной зоной.
Температура генерируемого пара равна температуре теплоносителя на выходе из ПГ за вычетом минимального температурного напора в ПГ:
tпг = 294 – 838 = 28562 °C;
Pпг = Рs при температуре tпг = 28562 °C Рпг = 698 МПа.
Диаграмма t-q с учетом принятых значений параметров теплоносителя и рабочего тела принимает вид рис.1
tmin = 838 °Ctпг = 28562 °C
Рисунок 1 - Диаграмма t – q ПГ
Потеря давления в паровом тракте от парогенератора до соплового аппарата турбины
Р = 006.Рпг = 006.698 = 042 МПа.
В расчет принято Р = 042 МПа.
Тогда давление пара на входе в сопловый аппарат турбины
Ргт = Рпг - Р = 698 – 042 = 656 МПа.
Точки состояния рабочего тела Aпг и Агт показаны на диаграмме i –S (рис.2).
6. Давление в главном конденсаторе Ргк. Параметры системы технического водоснабжения
В расчет принята АЭС расположенная в умеренной климатической зоне. С учетом принятой системы охлаждения технической воды (пруд – охладитель) в расчет принята температура охлаждающей воды на входе в ГК tохл.в = 15 °C.
Кратность охлаждения главного конденсатора принята
Среднее давление в главном конденсаторе принято
Температура конденсации в главном кондесаторе tгк = ts при давлении в главном конденсаторе; tгк = 285 °C.
Температура охлаждающей воды на выходе из ГК
Рисунок 2 - Диаграмма t-q главного конденсатора.
t = tгк – tохл.вых = 285 – 257 = 28 °C.
7. Параметры промежуточной сепарации и промежуточного перегрева пара
С учетом прототипных данных а также с учетом мер которые могут быть приняты для повышения экономичности проточной части турбины в расчет приняты средние значения внутренних КПД цилиндров турбоагрегата: iцнд =084.
Для построения процессов расширения пара в проточной части турбоагрегата (в том числе в агрегатах промежуточной сепарации и промежуточного пароперегрева) приняты следующие параметры расширения пара:
-разделительное давление:
Рразд.опт = 012. Рнач = 012. 656 = 078 МПа;
-потери давления от выхода из ЦВД до входа в ЦНД приняты в расчет 7% разделительного давления;
-давление пара на входе в ЦНД
Рцнд = 093.Рразд.опт = 093. 078 = 072 МПа;
-температура перегретого пара на выходе из пароперегревателя
tпп = tпг – tпп.min = 28562 – 243 = 26132 °C.
При таком сочетании исходных значений параметров пара в результате построений процессов расширения пара в i-S – диаграмме получены значения сухости пара на выходе из ЦВД и ЦНД:
Xцвд = 0.861; Xцнд = 093.
Значения сухости пара находятся в оптимальных диапазонах (сухость пара на выходе из ЦВД должна лежать в диапазоне 085-086 а на выходе из ЦНД 087-093)
8. Распределение теплоперепада по ступеням турбины. Общая компоновка системы регенерации
В расчет принято что проточная часть ЦВД и ЦНД состоит из пяти активных ступеней в каждом цилиндре.
В первом приближении теплоперепады ЦВД и ЦНД распределены равномерно в пределах каждого цилиндра.
Энтальпия пара на входе в ЦВД
Iвх.цвд. = 27788 кДжкг.
Энтальпия пара на выходе из ЦВД
Iвых.цвд.= 7164. (1 - 085 ) + 27674. 085 = 248275 кДжкг.
Внутренний теплоперепад ЦВД
Нiцвд = Iвх.цвд - Iвых.цвд = 27788 – 248275 = 29605 кДжкг.
Энтальпия пара на входе в ЦНД
Iвх.цнд=f(Рвх.цнд = 072 МПа tвх. цнд = 26132 °C) = 2976898 кДжкг.
Энтальпия пара на выходе из ЦНД
Iвых.цнд = 12141. (1 - 092 ) + 25541. 092 = 23599 кДжкг.
Внутренний теплоперепад ЦНД
Нi цнд = Iвх.цнд - Iвых.цнд = 2976898 – 23599 = 61699 кДжкг.
Средний теплоперепад одной ступени ЦВД
Средний теплоперепад одной ступени ЦНД
Предварительная разбивка теплоперепадов цилиндров (равномерная розбивка) показана на рис.2 (диаграмма i – S).
Параметры пара в ступенях ЦВД и ЦНД с учетом равномерной разбивки теплоперепадов приведены в таблице1.
Таблица 1 - Параметры пара в ступенях ЦВД и ЦНД при равномерной разбивке теплоперепадов
Место проточной части турбины
Вход в 1 ступень ЦВД
Выход из 1 ступени ЦВД
Выход из 2 ступени ЦВД
Выход из 3 ступени ЦВД
Выход из 4 ступени ЦВД
Выход из 5 ступени ЦВД
Выход из 6 ступени ЦВД
Выход из 7 ступени ЦВД
Вход в 1 ступень ЦНД
Выход из 1 ступени ЦНД
Выход из 2 ступени ЦНД
Выход из 3 ступени ЦНД
Выход из 4 ступени ЦНД
Выход из 5 ступени ЦНД
Выход из 6 ступени ЦНД
Выход из 7 ступени ЦНД
В расчет принята система регенерации состоящая из шести регенеративных подогревателей (все – поверхностного типа) и деаэратора смесительного типа с давлением насыщения 07 МПа.
Компоновка системы регенерации приводит к необходимости некоторой коррекции принятого равномерного распределения теплоперепадов.
)Подключение последнего ПВД – ПВД-7.
Оптимальная температура питательной воды на входе в ПГ
где t3 = tгк = 285 °C;
t4 = tпг = 28562 °C;
Z = 7 – число подогревателей;
ПВД-7 поверхностного типа. Тепература греющей среды на входе в ПВД-7
tгр.ср = tпв + tпв = 20848 + 4 = 21248 °C.
Давление греющего пара в 1-м отборе (на ПВД-7) с учетом потери давления в подводящем патрубке
Рот1 = 104.Рs при Tгр.ср =21248°C;
Рот1 = 104.1213= 185 МПа.
Принято решение подключить ПВД-7 на выход 4-й ступени ЦВД (1-й отбор пара) с несколько исправленными параметрами
Рвых.4ст цвд = 19 МПа.
)Подключение деаэратора.
Оптимальное давление пара в отборе на деаэратор
Рот.д.опт = 145.Рд = 14 5. 07 = 1015 МПа.
Давление среды в деаэраторе принимаем общепринятым – 075 МПа. Давление в отборе пара на который должны подключить деаэратор принимаем 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 составляет:
Рот.Допт = 14 РД = 14 070 = 098 МПа.
Применительно к принятой в расчет энергоустановке степени нагрева питательной воды в подогревателях составляют:
общий нагрев питательной воды в системе регенерации:
tрег = tпв – t3 = 2085 – 285 = 180 0С;
повышение температуры питательной воды в одном подогревателе:
tпв = tрег z = 180 7 = 25714 0С;
повышение температуры питательной воды после деаэратора (в ПВД):
tZ ПВД = tпв - tSД (Р = 070 МПа) = 20850 – 16496= 4354 0С;
повышение температуры питательной воды в одном ПВД:
tПВД = tZ ПВД z ПВД = 4354 2 = 2177 0С;
повышение температуры питательной воды до ПВД (все ПНД и деаэратор):
tZ ПНД = tSД – tвх. ПНД = 16496 – 36 = 12896 0С;
повышение температуры питательной воды в одном подогревателе системы регенерации низкого давления:
tПНД = tZ ПНД z ПНД+1 = 12896 5 = 25792 0С;
Таким образом равномерность нагрева питательной воды в системе регенерации в целом на участке ПВД и до ПВД достаточно близки.
Параметры теплообменивающихся сред в водоподогревателях при равномерном нагреве питательной воды сводятся в таблицу 2.
Таблица 2 – Параметры теплообменивающихся сред в ВП при равномерном нагреве питательной воды
Температура питательной воды на выходе из ВП 0С
Температура насыщения греющего пара в ВП 0С
Давление насыщенного греющего пара в ВП МПа
Потеря давления в подводящем паропроводе %
Давление пара в отборе МПа
С учетом полученных значений необходимо внести коррекцию в ранее принятый равномерный закон распределения теплоперепада по ступеням турбины представленный в таблице 2. Это удобно выполнить сопоставив значения параметров таблицы 1 и таблицы 2.
Таблица 3 - Параметры пара в проточной части турбины
Наименование точки а проточной части турбины
Выход из 3ст. ЦНД Выход из 4ст. ЦНД Выход из 5ст. ЦНД
Примечание: Значения энтальпий уточнены по параметрам пара принятым на выходе каждой ступени турбины.
В расчетной установке схемы слива дренажей приняты:
из ПВД-7 – каскадно в полость греющей среды ПВД-5;
из ПВД-6 – каскадно в деаэратор;
из ПНД-4 – каскадно в полость греющей среды ПНД-3;
из ПНД-3 – дренажным насосом на выход нагреваемой среды ПНД-3;
из ПНД-2 каскадно в полость греющей среды ПНД-1;
из ПНД-1 дренажным насосом на выход нагреваемой среды ПНД-1.
В подогревателях ПВД-7 и ПВД-6 предусмотрены встроенные охладители дренажей. В подогревателях ПНД-4 и ПНД-2 предусмотрены выносные охладители дренажей. Отличием от прототипной установки является то что первый ПВД после деаэратора (ПВД-5) был из схемы исключен так как он заметно менее эффективен по сравнению с последующими ПВД.
Таблица 4 – Окончательные параметры сред в теплообменных аппаратах
9. Выбор параметров пара турбопривода питательного насоса
Турбопривод питательного насоса получает пар от паропровода после первого пароперегревателя. Гидравлические сопротивления тракта паропровода ПТН приняты в расчет Р = 20 %. На рис.2 Показана точка Атпн. Параметры пара в точке Атпн
Ртпн = 08. Рцнд = 08. 072=0576 МПа.
В расчет принято Ртпн = 06 МПа ; tтпн = 26132 °C;
i тпн = i цнд = 29769 кДжкг.
Для обеспечения безнасосного сброса конденсата из конденсатосборника КПТН в конденсатосборник ГК давление в конденсаторе ПТН принято 6 кПа.
Внутренний КПД турбопривода ПТН принят по прототипной установке: = 094;
I z тпн= i’. (1 – ) + i”. =
=1515. (1 – 094 ) + 25671. 094 = 24222 кДжкг;
Hi тпн = i тпн – i z тпн = 29769 –24222 =5547 кДжкг.
РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОНТУРА
1. Компоновка схемы рабочего контура
Расчетная схема рабочего контура представлена на рис.4. На схеме показаны точки отбора пара на теплообменные аппараты рабочего контура. На схеме показаны также дополнительные потребители пара.
2. Расчет расходов на систему теплофикации
Расчетная схема системы теплофикации представлена на рис.5.
от ЦНД 5 от ЦНД 6 от ЦНД
p=072 МПа p=035 МПа p=0081 МПа
ПСВП ПСВО2ст ПСВО1ст
Рисунок 3 - Расчетная схема системы теплофикации
В расчет принята система теплофикации с тепловой нагрузкой 85 МВт.
Температура сетевой воды:
-на выходе из системы: .=150 °C;
-на входе в систему: .=70 °C;
-давление в системе: Pсв = 25 МПа.
Таблица 5 - Параметры теплообменивающихся сред в аппаратах системы теплофикации
Наименование аппарата
Давление среды в точке отбора пара МПа
Потеря давления пара в подводящем трубопроводе
Давление среды в аппарате МПа
Температура насыщения в аппарате °C
Энтальпия на входе в аппарат кДжкг
Энтальпия на выходе из аппарата кДжкг
Давление среды МПа (принято в расчет)
Температура на входе в аппарат 0С
Энтальпия на входе в аппарат кДжкг [i = i(pt)]
Температура на выходе из аппарата 0С
Энтальпия на выходе из аппарата кДжкг [i = i(pt)]
Коэф. удержания тепла = 1 – г*0001
Уравнение теплового баланса системы регенерации в целом
0103 = Gсв(54792 – 29503)095.
Отсюда расход сетевой воды равен Gсв = 45786 кгс.
Уравнение теплового баланса пикового подогревателя:
96Gг(297680 – 6894) = 45786(54792 – 42087).
Отсюда расход греющего пара на пиковый подогреватель равен
Gпсвп = Gг = 2553 кгс.
Уравнение теплового баланса основного подогревателя 2-й ступени:
97[Gг1(28886 – 5840) + 2553(6894-5840)] = 45786(42087– 33688).
Отсюда расход греющего пара на подогреватель 2-й ступени равен:
Gпсво 2ст = Gг1 = 1557 кгс.
Уравнение теплового баланса основного подогревателя 1-й ступени
98[Gг1(27123 – 3929)+(2553 + 1557)(5840 – 3929)] = 45786(33688 – 29503).
Отсюда расход греющего пара на подогреватель 1-й ступени равен:
Gпсво 1ст = Gг1 = 488 кгс.
Возврат дренажа из ПСВ в линию основного конденсата между ПНД-2 и ПНД-3 равен:
Gпсв = Gпсвп + Gпсво 2ст + Gпсво 1ст = 2553+1557+488 = 4598 кгс.
3 Расход пара на собственные нужды и протечки
Принимаем для расчета Gсн = 45 кгс.
Отбор пара на СН – из отбора 3:
Рот3 = 105 МПа; iсн = 25250 кДжкг (таблица 3)
Возврат Gсн1 = 15 кгс - в деаэратор (горячие сливы):
Рсн1 = 09 Рот3 =09 105 = 0945 МПа; tсн = 130 0С (согласно методики)
Iсн1 = i(Рсн1 tсн1) = 54678 кДжкг.
Возврат Gсн2 = 30 кгс – в главный конденсатор (холодные сливы):
Рсн2 = Ргк = 4 кПа; iсн2 = i(Ргк) = 12173 кДжкг.
Расход пара на протечки – в расчете принимаем Gпр = 0004 Gт.
Отбор на протечки – свежий пар: iпр = iпг = 277153кДжкг.
Восполнение протечек в главный конденсатор: iпр = i(Ргк) =12173 кДжкг.
4. Определение расхода пара на протечки
В расчет принято Gпр=0004*Gт
Отбор на протечки – свежий пар : Iпр= Iпг=2783.30 кДжкг.
Возврат протечек в главный конденсатор: Iпр=13777 кДжкг.
5.Уравнения материальных балансов рабочего тела
5.1.Перечень расходов среды определяемых из расчета первого контура
Gт – расход пара на входе в ЦВД;
Gпп1 – расход греющего пара на пароперегреватель 1 ст.;
Gпп2 – расход греющего пара на пароперегреватель 2 ст.;
Gот1 – расход греющего пара отбора №1 (на ПВД-7);
Gот2 – расход греющего пара отбора №2 (на ПВД-6);
Gот3 – расход греющего пара отбора №3 (на деаэратор и СH);
Gот4 – расход греющего пара отбора №4 (на ПHД-4 и ПСВП);
Gот5 – расход греющего пара отбора №5 (на ПHД-3 и ПСВО 2ст);
Gот6 – расход греющего пара отбора №6 (на ПHД-2 и ПСВО 1ст);
Gот7 – расход греющего пара отбора №7 (на ПHД-1);
5.2. Уравнение материального баланса пароперегревателя
Gг вх. = Gг вых. ; Gн вх. = Gн вых.
Расход греющей среды Gг = Gпп..
Расход нагреваемой среды
Выходные величины уравнения Gпп Gот1 Gот2 Gот3 Gот4.
5.3.Уравнение материального баланса ПВД-7
Расход греющей среды Gг = Gот1.
Расход нагреваемой среды Gн = Gт + Gпп + Gпр – Gпп = Gт + Gпр.
Выходные величины уравнения Gоt1.
5.4.Уравнение материального баланса ПВД-6
Gг вх.1+ Gг вх.2 = Gг вых. ; Gн вх. = Gн вых.
Расход греющей среды Gг вх.1 = Gот2; Gг вх.2= Gот1;
Расход нагреваемой среды Gн = Gт+ Gпр.
Выходные величины уравнения Gоt1Got2
5.5.Уравнение материального баланса деаэратора
Gвх1+ Gвх2+ Gвх3+ Gвх4+ Gвх5+ Gвх6 = Gвых
Gвх1 = Gот3 – Gсн; Gвх2 = Gсн1; Gвх3 = Gот1 + Gот2;
Gвх4 = Gот4 + Gпсвп;
Выходные величины уравнения Gот1 Gот2 Gот3 Gот4.
5.6.Уравнение материального баланса ПНД-5
Расход греющей среды Gг = Gот4 - Gпсвп.
Расход нагреваемой среды (равен Gвх6 на деаэратор)
5.7.Уравнение материального баланса ПНД-4
Gг вх. = Gг вых. Gн вх.1 + Gн вх.2 = Gн вых.
Расход греющей среды Gг = Gот5 – Gпсво2ст.
(расход равен Gн.пнд-5 за вычетом дренажа системы теплофикации)
5.8.Уравнение материального баланса ПНД-3
Расход греющей среды Gг вх.1 = Gот6 – Gпсво1ст ; Gг вх.2= Gот5 – Gпсво2ст;
Расход нагреваемой среды Gгвых = Gот6 - Gпсво1ст + Gот5 – Gпсво2ст .
(равен Gнвх1 на ПНД-4)
Выходные величины уравнения Gот1 Gот2 Gот3 Gот4 Gот5 Gот6.
5.9.Уравнение материального баланса ПНД-2
Gвх1+Gвх2+Gвх3=Gвых; Gвх1 = Gот7;
Gвх2 = Gот5 + Gот6 – Gпсво2ст – Gпсво1ст;
Выходные величины уравнения Gот1 Gот2 Gот3 Gот4 Gот5 Gот6 Gот7.
5.10.Уравнение материального баланса ПНД-1
Gвх1+Gвх2=Gвых; Gвх1 = Gот8;
5.11. С учетом выходных величин уравнений принята последовательность
рассмотрения уравнений тепловых балансов:
ПВД-7 – определяется Gот1;
ПВД-6 – определяется Gот2;
Деаэратор – определяется Gот3
ПНД-4 – определяется Gот4;
ПНД-3 – определяется Gот5;
ПНД-2 – определяется Gот6;
ПНД-1 – определяется Gот7;
Пароперегреватель определяется Gпп.
5.12 Давления насосов конденсатно-питательной системы
Давление конденсатного насоса первого подъема:
Ркн1 = – Ргк + Рбоу + Ропу + Рк.тр + Ррку гк + Ргеод =
= – 0004 + 03 + 005 + 01 + 02 + 002 = 0666 МПа.
В расчет принято Ркн1 = 067 МПа.
Давление конденсатного насоса второго подъема:
Ркн2 = Рд + Рк.тр + Рпнд i + Ргеод = 070 + 010 + 4007+ 025 = 138 МПа.
В расчет принято Ркн2 = 138 МПа.
Давление питательного насоса
Рпн = Рпг– Рд + Рпг + Рп.тр + Рпк + рпвд i + Ррку д + Ргеод =
= 698 – 070 + 042 + 020+ 1 + 2 055 + 025 = 88 МПа.
В расчет принято Рпн = 88 МПа.
Таблица 6 – Параметры нагреваемой среды поверхностных теплообменных аппаратов
Вход ивыход нагреваемой среды
Выход греющей среды ПНД3
*от системы теплофикации
Выход греющей среды ПНД1
Тепловой энергией выделяющейся в нагреваемой среде при её дросселировании на участках конденсатно-питательной системы и рассеянием тепла в окружающую среду пренебрегают.
Параметры греющей среды на выходе из теплообменных аппаратов являются параметрами воды на линии насыщения если теплообменный аппарат не имеет зоны охлаждения дренажа или это параметры переохлажденной воды если предусмотрен охладитель дренажа. В последнем случае для оценки температуры воды на выходе из такого ВП можно принять температуру дренажа на величину от 3 до 10 °С выше температуры нагреваемой среды на входе в ВП (принято 7 °С). Диаграмма t-q водоподогревателя с охладителем дренажа показана на рисунке 8.
Рисунок 4 - Диаграмма t-q водоподогревателя с охладителем дренажа
Параметры греющей среды поверхностных теплообменных аппаратов представлены в таблице 7.
Таблица 7 – Параметры греющей среды поверхностных теплообменных аппаратов
Вход ивыход греющей среды
Р = Ргпвд6 = 19 МПа;
= 2098 + 7 =2168 оС.
Р = Ргпвд5 = 14 МПа;
= 19515 + 7 = 20215 оС.
Р = Ргпнд4 = 072 МПа;
= 1669 + 7 = 1759 оС.
Р = Ргпнд3 = 035 МПа.
Продолжение таблицы 7
переохлажденный дренаж
Р = Ргпнд2 = 0081МПа;
= 9385 + 7 = 10085 оС.
Р = Ргпнд1 = 0033МПа;
Р = Рпп1 = 098 Рот = 098 36 = 3725 МПа.
Р = Рпп2 = 098 Ргт = 098 60 = 688МПа.
7.Уравнения тепловых балансов рабочего контура
7.1 Коэффициенты удержания тепла теплообменных аппаратов
Уравнение теплового баланса ПВД-7
93×[Gот1×(26096– 84391) + Gпп2×(122376 – 84391)] = (Gт+0004Gт+Gпп2)×(85655 – 80282).
Уравнение теплового баланса ПВД-6
94×[Gот2×(25673–740.274)+(Gот1+Gпп2)×(84391–740.274)] = (Gт+0004Gт+Gпп2)×(80284–714.22).
Уравнение теплового баланса пароперегревателя №1
90×Gпп1×(280186 – 106718) = (Gт –Gот i – Gпп1)0869×(287515 – 277845).
Уравнение теплового баланса пароперегревателя №2
90×Gпп2×(278420 – 122376) = (Gт –Gот i – Gпп1)0869×(296062 – 287515).
Уравнение теплового баланса деаэратора
hд×[(Gот3–Gсн)×iвх1+Gсн1×iвх2+(Gот2+Gот1+Gпп2)×iвх3+(Gт–Gот i–Gпп1)(1–хцвд)×iвх4+
95×[(Gот3–45)×25250 +15×54678+(Gот2+Gот1+Gпп2)×740.274+(Gт–Gот i–Gпп1)(1–0869)×772+
Уравнение теплового баланса ПНД-4
hпнд4×(Gот4–Gпсвп)×(
96×(Gот4–2632)×(29768–50285)=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт–Gотi+2632+1560]×(61046–46093)+(Gот5+Gот4–2632–1560)×(61046–46093).
Уравнение теплового баланса ПНД-3
hпнд3×[(Gот5–Gпсво 2ст)×(
97×[(Gот5–1560)×(28886–47291)+(Gот4–2632)×(50285–47291)]=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт–Gотi–684]×(46094–36339)+4876×(46094–37514).
Уравнение теплового баланса ПНД-2
hпнд2×(Gот6–Gпсвп 1ст)×(
98×(Gот6–684)×(27123–29250)=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт–Gот i]х(36340–26052)+(Gот7+Gот6–684)×(36340–26053).
Уравнение теплового баланса ПНД-1
99×[Gот7×(262417–27199)+(Gот6–684)×(29250–27199)]=[(Gт–Gотi–Gпп1)0869+30+0004Gт –Gот i ]×(26054–15198).
8.2. Параметры турбопитательного насоса
Подача ТПН Gтпн = Gвых.д + Gгп
Где Gвых.д = Gт + Gпрот = Gт + 0004* Gт = 1004* Gт кгс;
Gтп = 00486* Gт – 61156 кгс;
Gтпн = 10476* Gт – 61156 кгс.
Давление ТПН Ртпн = 88МПа.
Vтпн = 00014124 куб.мкг (Vтпн = Vгн – см.п.2.8.1).
Расход пара на турбину ТПН
9. Определение расхода пара на главную турбину Gт
9.1. Внутренняя мощность турбины
9.2. Внутренние теплоперепады срабатываемые на ступенях турбины
9.3.Расходы пара через ступени турбины :
G2стЦВД = G1стЦВД = Gт кгс;
G3стЦВД = G2стЦВД – Gпп1 = 095530Gт + 232 кгс;
G4стЦВД = G3стЦВД = 095530Gт + 232 кгс;
G5стЦВД = G4стЦВД = 095530Gт + 232 кгс;
G6стЦВД = G5стЦВД Gот1 = 093193Gт + 192 кгс;
G7стЦВД = G6стЦВД Gот2 = 087808Gт +193 кгс;
Gс = (G7стЦВД Gот3)(1 – хцвд) = 011215Gт – 5 85 кгс;
G1стЦНД = (G7стЦВД Gот3) хцвд – Gптпн = 072425Gт – 3874 кгс;
G2стЦНД = G1стЦНД – Gот4 = 067623Gт – 6450 кгс;
G3стЦНД = G2стЦНД = 067623Gт – 6450 кгс;
G4стЦНД = G3стЦНД Gот5 = 064729Gт – 7951 кгс;
G5стЦНД = G4стЦНД Gот6 = 061709Gт – 8381 кгс;
G6стЦНД = G5стЦНД Gот7 = 058714Gт – 8090 кгс;
G7стЦНД = G6стЦНД = 058714Gт – 8090 кгс.
9.4. Внутренние можности ступеней турбины
Ni7стЦНД = h7стЦНД G7стЦНД = 43683Gт – 608096 кВт
9.5. Суммарная внутренняя мощность турбины
9.6. Расход пара на турбину
Gт = 198865 кгс = 552012 тч.
9.7. Расход пара на потребители
G1стЦВД = 198865 кгс;
G2стЦВД = 198865 кгс;
G3стЦВД = 190202 кгс;
G4стЦВД = 190202 кгс;
G5стЦВД = 190202 кгс;
G6стЦВД = 185459 кгс;
G7стЦВД = 174755 кгс;
G1стЦНД = 140127 кгс;
G2стЦНД = 127984 кгс;
G3стЦНД = 127984 кгс;
G4стЦНД = 120730 кгс;
G5стЦНД = 114587 кгс.
G6стЦНД = 108633 кгс;
G7стЦНД = 108633 кгс.
Gгкп = G7стЦНД = 108633 кгс;
Gпг = Gт + Gпр + Gпп2 = 206402 кгс;
Gсн= 45 кгс; Gсн1= 15 кгс;
Gпсво2ст = 1552 кгс;
Паропроизводительность парогенераторов Gпг = 206402 кгс.
Энтальпия пара на выходе из ПГ iпг = 277120 кДжкг.
Параметры питательной воды:
Тепловая мощность ядерного реактора
Qяр = G пг (i пг – i пв) тпк = 206402 (277120–85655) 0985 = 3897056103 кВт.
В расчет принят ЯР номинальной тепловой мощностью Qяр = 3900 МВт.
яэубрутто = Рг Qяр = 12003900 =0307 =3007 %.
РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ НАСОСОВ АЭУ
1 Тракт первого контура представлен в виде четырех параллельных петель в каждой из которых циркуляция обеспечивается собственным ЦНПК. Насос центробежный вертикальный одноступенчатый с электроприводом с механическим уплотнением вала. Частота вращения принята 1000 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Подача насоса Qцнпкном = Qярном×vтн [(iт1 – iт2)×zцнпк] м3с
где Qном яр =3900*103 кВт – номинальная тепловая мощность ЯР принимается по результатам расчета рабочего контура;
uтн = f( 165 МПа 294°С) = 000135 м3кг;
= f( 165 МПа 326°С) = 149041 кДжкг;
= f( 165 МПа 294°С) = 130535 кДжкг;
Давление насоса Ргцнном = 0.69- МПа принято по прототипу;
Коэффициент быстроходности насоса
ns=201·nцнпкном·(Qцнпкном)05(pцнпкном·10-3)075=
Следовательно тип насоса – быстроходный центробежный одноступенчатый.
КПД насоса hцнпкном = 077 – принято по прототипу.
Nцнпкном = Qцнпкном ×pцнпкном(hцнпкном ×1000) =711×069×106( 077 ×1000) = 6371298 кВт
Мощность насоса на холодной воде оценена по прототипному насосу
Nцнпкхол.вод = Nцнпкном ×Nцнпкхол.вод прот Nцнпкном прот =6371298 ×7000 5300 =841492 кВт.
Номинальная мощность двигателя Nдвном = 8500 кВт – по ГОСТ 12139-84.
КПД двигателя hдв = 098 - принято по прототипу.
Коэффициент загрузки двигателя kздв = Nцнпк Nдвном =6371298 8500 = 0749.
Мощность потребляемая из сети Pс = Nдвном ×kздв hдв = 8500× 0749 098 = 650132 кВт
2 Параметры конденсатного насоса первого подъема
Узел конденсатных насосов первого подъема представлен двумя параллельно включенными работающими насосами (третий резервный). Каждый насос - центробежный вертикальный четырехступенчатый с предвключенным колесом. Частота вращения насоса 750 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Подача насоса Qкн-1ном = (1zкн-1) ×kз×Gкн-1×vконд м3с
Gкн-1 = Gгкп + Gсн2 + Gпр + G птпн =108633+ 30 + 695 + 3422= 115550 кгс;
vконд = v(р = 0004 МПа) = 00010000 м3кг.
Qкн-1ном = (12)×115×101093 × 00010000 = 0581 м3с
В расчет принято: Qкн-1ном = 059 м3с – по ГОСТ 8032-84
Давление насоса: ркн-1ном = 067 МПа
ns=201×nкн-1ном ×( Qкн-1ном)05( ркн-1ном×10–34)075=201×750×( 059)05( 067×106×10– 34)075=24869
Следовательно тип насоса – центробежный четырехступенчатый.
КПД насоса hкн-1ном = 084– принято по прототипу.
Номинальная мощность насоса
Nкн-1ном = ркн-1ном Qкн-1ном (hкн-1ном 1000) =067×106 × 059 (084 × 1000 ) = 47059 кВт.
Номинальная мощность двигателя Nдвном =475 кВт – по ГОСТ 12139-84.
КПД двигателя hдв = 096
Коэффициент загрузки насоса
Qкн-1 Qкн-1ном = 1 115 = 087
Nкн-1= 096. Nкн-1ном = 096 × 47059 = 45177 кВт
коэффициент 096 определен по номограмме.
Коэффициент загрузки двигателя
kздв = Nкн-1 Nдвном = 45177 475 = 0951
Мощность потребляемая из сети
Рс = Nдвном ×kздв hдв = 475 × 0951 096 = 47056 кВт
3 Параметры конденсатного насоса второго подъема
Подача насоса Qкн-2ном = (1zкн-2) ×kз×G×vконд м3с
Gкн-2 = Gкн-1 + Gот5 + Gот6 + Gот7 - Gпсво1ст - Gпсво2ст =
=11555 +6532 +5680 + 4915 – 488 – 1552 = 130637 м3с;
vконд = v(р = 138 МПа) = 000115 м3кг.
Qкн-2ном = (12) × 115 × 130637 × 000115 = 0863 м3с.
В расчет принято Qкн-2ном = 0870 м3с – по ГОСТ 8032-84.
Давление насоса ркн-2ном = 138 МПа
ns=201×nкн-2ном×(Qкн-2ном)05(ркн-2ном×10–34)075=201×750×(087)05(138×10610–34)075=168436
КПД насоса hкн-2ном = 080 – принято по прототипу.
Nкн-2ном = ркн-2ном Qкн-2ном (hкн-2ном 1000)=138×106×0863(08×1000)= 1380 кВт.
Номинальная мощность двигателя Nдвном =1400 кВт – по ГОСТ 12139-84.
КПД двигателя hдв = 096.
Qкн-2 Qкн-2ном = 1 115 = 087.
Nкн-2 = 093 × Nкн-2ном = 093 × 1380= 12834 кВт
коэффициент 093 определен по номограмме
kздв = Nкн-2 Nдвном = 12834 1400 = 0917.
Рс = Nдвном ×kздв hдв = 1400 × 0917 096 = 13373 кВт.
4 Параметры главного питательного насоса
Узел главного питательного насоса представлен двумя параллельно включенными турбопитательными насосами. Каждый ТПН состоит из последовательно включенных насосов - предвключенного ППН и основного ОПН. Оба насоса приводятся в действие общим паротурбинным приводом: ППН через одноступенчатый редуктор ОПН - непосредственно.
Предвключенный насос -центробежный горизонтальный одноступенчатый с колесом двухстороннего входа. Частота вращения-1800 обмин.
Основной насос - центробежный горизонтальный трёхступенчатый. Частота вращения-3500 обмин.
Для резервирования ТПН в напорно-питательном трубопроводе предусмотрено два параллельно включенных вспомогательных питательных насоса (ВПН) с электроприводом. Расчет выполняется только для главного питательного насоса – ТПН.
Параметры предвключенного насоса
Qппнном = (1zппн) ×kз×Gтпн×vппн м3с
Gтпн =10476 Gт –611 ;
Gтпн =10476 *198865–611 = 207720 кгс;
vконд = v(р = 07 МПа) = 00010400 м3кг.
Qппнном = (12) 115 207720 00010400 = 124 м3с.
В расчет принято: Qппнном = 1250 м3с – по ГОСТ 8032-84.
Давление насоса рппнном = 02 рпн = 02 88 = 176 МПа
В расчет принято: рппнном = 1775 МПа – по ГОСТ 8032-84.
ns=201×nппнном×(Qппнном2)05(рппнном×10–3)075=201×1800 ×(1250 2)05(176×106×
Следовательно тип насоса – центробежный одноступенчатый с колесом двухстороннего входа.
КПД насоса hппнном = 082– принято по прототипу.
Nппнном = рппнном Qппнном (hппнном 1000) = 1775 ×106 × 1250 (082 × 1000 ) = =270579 кВт.
Параметры основного питательного насоса
Подача насоса Qопнном = Qппнном = 1250 м3с.
Давление насоса ропнном = рпнном - рппнном = 88 – 1775 = 7025МПа
ns=201×nопнном×( Qопнном)05( ропнном×10–33)075 =201×3500×(1250)05( 7025×106×10–33)075=23365
Следовательно тип насоса – центробежный трехступенчатый.
Nопнном = ропнном Qопнном (hопнном 1000) =7025×106 × 1250 (082 × 1000 ) = 107108 кВт.
Мощность питательного насоса в целом:
Nпн = Nпнном + Nопнном =270579 + 107108 = 134166 кВт
5 Параметры главного циркуляционного насоса системы технического водоснабжения
Узел насосной станции технического водоснабжения представлен тремя параллельно включенными насосами диагонального типа. Частота вращения насоса 300 обмин. Приводной двигатель - асинхронный двигатель переменного тока.
Qцнгкном = (1zцнгк) ×kз×G×vтв м3с
G = 11Gгкп m =11 × 108633 × 50 = 5974815 кгс;
vтв = v(р = 01МПа t = 15 0С) = 00010012 м3кг – принято в расчет;
Qцнгкном = (13) ×115× 5974815 × 00010012= 22931 м3с
В расчет принято: Qцнгкном = 25 м3с– по ГОСТ 8032-84.
Давление насоса: рцнгкном = 0197 МПа - принято по прототипу.
Здесь коэффициентом 11 учитывается расход воды на дополнительные потребители.
ns=201×nцнгкном×( Qцнгкном)05( рцнгкном×10–3)075= 201×300 ×(22931)05( 0197×106×10–3)075 =549
Следовательно тип насоса – осевой вертикальный с поворотными лопастями.
КПД насоса hцнгкном = 086– принято по прототипу
Nцнгкном = рцнгкном Qцнгкном (hцнгкном 1000) =0197×106 × 22931 (086 × 1000 ) = 525384 кВт
Номинальная мощность двигателя Nдвном = 5600 кВт – по ГОСТ 12139-84.
kздв = Nцнгкном Nдвном = 525384 5600 = 0938
Рс = Nдвном ×kздв hдв = 5600 × 0938 096 = 547215 кВт.
6 Затраты электроэнергии на собственные нужды. КПД АЭУ нетто
Сумма расходов электроэнергии на все рассмотренные насосы составляет основную долю расхода электроэнергии на собственные нужды - порядка 85 %. Ориентируясь на прототипные данные можно оценить также расход электроэнергии на остальные потребители и таким образом общий расход электроэнергии на собственные нужды Pсн. Тогда потери на собственные нужды можно оценить через относительную величину hсн
hсн = (Рг - Pсн) Рг .
В этом случае hАЭУнетто = hАЭУбрутто×hсн.
Применительно к принятой в расчет энергоустановки определение затрат электроэнергии на собственные нужды может быть выполнено следующим образом.
Затраты электроэнергии на ЦНПК КН-1 КН-2 ЦНГК
Рс = 4×650132 + 2×47056 + 2 ×13373+ 6 ×547215 = 6245098кВт
Затраты электроэнергии на прочие потребители собственных нужд
Рсдоп = 015 × Рс 085= 015 6245098 085= 1100252 кВт.
Суммарные затраты электроэнергии на собственные нужды
Рсн = 6245098+1100252 = 734535 кВт.
Относительные затраты электроэнергии на собственные нужды
hсн = (Рг - Рсн ) Рг = (12106 –734535) 12106 = 0939.
hАЭУнетто = hАЭУбрутто hсн = 0307 × 0939= 0288
КПД АЭУ нетто = 288%
ОЦЕНКА МАССОГАБАРИТНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГЛАВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ АЭУ
1 Параметры ядерного реактора
Энергия выработанная за время кампании Е = Qярном t МВтч
где t = 3 × 7000 = 21000 ч – принято по прототипу;
Е = 3900103 × 21000 = 819 × 1010 кВтч.
Загрузка урана в активной зоне М U = Е (R×24) кг
где R = 35 МВтсуткг - принято по прототипу.
Тогда М U = 819 × 1010 (35 × 24106) = 975 т.
Vаз = Qярном q= 3900 111 = 3514 м3
где q = 111 МВтм3 - принято по прототипу;
Диаметр активной зоны Dаз = 316 м - принято по прототипу.
Высота активной зоны Hаз = 4Vаз (pDаз2 ) = 4 × 3514 (314 × 3162) = 448 м
Габаритный диаметр ЯР Dяр = 4535 м – принято по прототипу.
Габаритная высота корпуса ЯР Hяр = hяр Hаз м
где hяр = Hярпр Hазпр =1088 356 = 3056.
Hярпр – прототипная высота ЯР;
Hазпр – прототипная высота АЗ.
Hяр = 3056 × 448= 13691 м.
Масса ЯР Мяр = mяр Vяр т
где mяр = Мярпр Vярпр = Мярпр(p Dярпр 2 Hярпр4) = 824(3144535210884) = =469 тм3
Мяр = 469(pDяр2 Hяр4) = 469 (314 45352136914) = 103744 т
Сводные данные параметров ЯР
Тепловая мощность - 3900 Мвт.
Давление теплоносителя – 165 МПа.
Температура теплоносителя:
- на выходе из ЯР - 326 оС;
- на входе в ЯР - 294 оС.
Расход теплоносителя через активную зону
Gтн = Qярном (iт1 - iт2) = 3900 × 103 (1494728 – 1309942) =2111489 кгс.
Размеры активной зоны:
Материал оболочки ТВЭЛа - циркониевый сплав.
Средняя энергонапряженность активной зоны - 111 Мвтм3.
Загрузка урана –8875 т.
Кампания активной зоны - 3 7000 = 21000 ч.
- габаритная высота – 13691 м;
- диаметр максимальный - 4535 м
Масса сухого реактора в сборе – 103744 т
2 Параметры парогенератора
Паропроизводительность камеры парогенератора
Gпгкпг = SGпг zкпг = 198865 4 = 497163 кгс
Параметры генерируемого сухого насыщенного пара:
- давление - 698 МПа;
- температура - 285 оС.
Тепловая нагрузка камеры парогенератора
Qкпг = Qярном ×hтпк zкпг = (3900 × 0985) 4 = 96037 МВт
Расход теплоносителя через камеру ПГ
Gт кпг = SGт zкпг = 2111489 4 = 527922 кгс
Поверхность теплопередачи камеры ПГ
Fкпграсч = Qкпг (К × t) м2
где Qкпг = 96037 МВт ;
К = 54 кВт(м2 оС) - принято по прототипу ;
t = (tб – tм) ln (tб tм)
tб = tт1 – tпг = 326 – 285 = 41 оС;
tм = tт2 – tпг = 294 – 285 = 9 оС;
Fкпграсч = 96037 ×103 (54 23472) =7577 м2
Fкпг = 11 Fкпграсч = 11 7577 = 8335 м2.
В расчет принято Fкпг = 8400 м2 – по ГОСТ 8032-84.
Объем камеры ПГ Vкпг = vкпг F кпг м3
где vкпг = Vкпгпр Fкпгпр = pD2кпгпр Lкпгпр (4Fкпгпр) =
= 314421384 (46115) = 0028427 м3 ;
Vкпг = 0028427 8400 = 238787 м3 ;
Dкпг = 4 м - принято по прототипу.
Lкпг = 4 Vкпг (p D2кпг) = 4 × 238787 (314 × 42) = 19012 м.
Масса камеры ПГ M кпг = m кпг V кпг т
где m кпг = Мкпгпр Vкпгпр = 4 Мкпгпр (p D2кпгпр Lкпгпр) =
= 4 205 (314 42 1384) = 1179 тм3.
M кпг = 1179 238787 = 28153 т
3 Компоновка турбоагрегата. Параметры главной турбины
Для принятой в расчет энергоустановки ниже представлено определение некоторых параметров турбоагрегата.
ЦВД – один двухпоточный агрегат активного типа.
Длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД определяется из уравнения
сплошности потока пара Gп ×v1 = p dср l1 с10 j sina1×е.
Отсюда длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД l1 составляет
l1 = Gп ×v1 (p dср с10 j sina1×е) м.
Расход пара Gп = 05Gт = 05 *198865= 994325 кгс
Удельный объем пара на выходе из соплового аппарата первой ступени можно ориентировочно принять по параметрам пара за первой ступенью (так как степень реактивности первой ступени небольшая). Он составляет:
v1 = v(р = 45 МПа х = 0960) = 0.04228 м3кг ;
Средний диаметр первой ступени ЦВД dср = 1806 мм – принято по прототипу
Теоретическую скорость пара на выходе из соплового аппарата первой ступени ЦВД с10 определяем через оптимальное отношение скоростей (uс10)опт. Величину (u с10)опт можно определить по зависимости
(u с10)опт = j cosa1×[2 (1 - r)05]
где j - коэффициент потерь в сопловой решетке. В расчет можно принять j = 097;
a1 - угол выхода потока пара из соплового аппарата первой ступени можно принять в пределах 10 14о (меньшее значение для турбин небольшой мощности). В расчет принято a1 = 13о;
r - степень реактивности первой ступени ЦВД. В расчет принято r=01.
Тогда (u с10)опт = 097× cos 13о [2 × (1 – 01)05] = 048901.
Отсюда с10 = u(u с10)опт = p×dср×n(u с10)опт =314×1806×50 048901= 290 мс.
е - степень парциальности. Как правило степень парциальности для турбин даже небольшой мощности порядка 100 200 МВт принимают равной 1 т.е. принимают турбину с полным впуском пара. При е 1 рабочие лопатки первой ступени турбины подвержены пульсирующим механическим нагрузкам.
С учетом принятых значений параметров длина сопловой лопатки первой ступени ЦВД составляет
l1=Gп×v1(pdсрс10jsina1×е)= 994325*0.04228 (314×1806×290×097×sin13о)=00932 м
Полученное расчетным путем значение l1 необходимо сравнить с данными прототипного турбоагрегата. В нашем случае поскольку расход пара на ТА близок к прототипному то полученное значение l1 также близко к прототипному (l1прот = 0101 м).
ЦНД - четыре двухпоточных агрегата активного типа.
Длина лопатки последней ступени ЦНД l = 12м - принято в расчет.
Средний диаметр последней ступени ЦНД
где q = 3 - веерность последней ступени ЦНД принято по прототипу;
Площадь проходного сечения одного выхлопа ЦНД
W =p d l2 = 314 36 12= 1357м2
Скорость пара на выходе из ЦНД
с2 = SGпv (zпотцндW) мс
где SGп = Gгкп = 108633 кгс;
v1 = v(р = 4 кПа х = 0930) = 32371 м3кг - удельный объем пара за последней ступенью ЦНД;
zпотцнд = 6 – суммарное количество потоков в ЦНД;
с2 = 108633 32371 (61357) = 445.246 мс.
Полученное значение скорости пара на выходе из ЦНД не превышает предельно допустимого значения.
4 Параметры главного конденсатора
Главная конденсационная установка представлена тремя конденсаторами поверхностного типа (по количеству ЦНД турбоагрегата)
Тепловая нагрузка конденсатора
Q = Gгкп (iвх - iвых) = 108633 (23599– 13777) = 2414056 кВт
где Gгкп – суммарный расход пара на ГК значения энтальпий
Уточненное значение температуры охлаждающей воды на выходе из ГК
tоввых = tоввх + r×x(m×cp) = 285 + 24234×093(50 × 418) = 327 оС
Средний температурный напор теплопередачи в конденсаторе
t = (tб – tм) ln (tб tм) оС
где: tб = tк – tоввх = 329 – 20= 129 оС;
tм = tк – tоввых = 329 – 292 = 37 оС;
Коэффициент теплопередачи главного конденсатора отнесенный к наружной поверхности трубок
К=407×а×(11×wвdвн025)х×[1–b×a0.5×(35 – tоввх )21000][1+(z–2)×01×(1–tоввх 35)]×Фв кВт(м2×град)
где а= 083 - коэффициент чистоты - принято по прототипу;
wв = 22 мс - скорость охлаждающей воды в трубках - принято по прототипу;
dвн = 26 мм - внутренний диаметр трубок - принято по прототипу;
х = 012 а(1+ 015 tоввх) = 012 083 (1 + 015 20) = 03984;
b = 052 – 72 SGп F = 052 – 72 95833 99430 = 045.
Здесь приближенно принимаем SGп = SGппрот = 3450103 3600 =95833кгс;
F = Fпрот = 99430 м2;
z = 2 - количество последовательно включенных корпусов ГК
Фв = 1 - коэффициент паровой нагрузки.
К = 407×083×(11× 22 26025)032175×[1 – 045 ×0830.5×
(35 - 20)2 1000] [1+ (2 – 2)×01×(1 – 20 35)]×1 = 6853 кВт(м2×град).
Поверхность теплообмена конденсатора
F = Q (К t) = 2014056 (6853 × 73665) = 39896 м2
Количество параллельно включенных трубок конденсатора (из выражения сплошности водяного потока)
nтр = 105×Gов×4 (p×dвн2× wв×ρв)
где Gов = Gп m = 93976 55 =516868 кгс
ρв = 1v(р=01 МПа; t=20оС) = 1000100105717= 9983 кгм3;
nтр = 105 × 516868 × 4 (314×0026 2× 22 ×9983) = 3633318 =
Действительное (полное) количество трубок
nтр д = z nтр = 2 36334 = 72668 шт.
Действительная длина одной трубки
Lтрд = F (pdнар nтр д )= 75164999 (314 0028 72668) = 1176 м
где: dнар = 0028 м - принято в расчет.
Площадь трубной доски для одной секции конденсатора
Sтр.д = [(nтр д zсек.гк) pd2нар 4] uтр =
= [(72668 4) 31400282 4] 032 = 3494 м2
где uтр = 032 - коэффициент использования трубной доски
Условный диаметр эквивалентной трубной доски
Dтр.дусл = (4× Sтр.д p)05 = (4× 3494 314)05 = 6672 м
Соотношение длины трубок и диаметра трубной доски
Lтрд Dтр.дусл = 1176 6672 = 176
При оптимально подобранных геометрических параметрах конденсатора отношение Lтрд Dтр.дусл должно находиться в пределах 15 25.
Габаритный диаметр конденсатора
D конд = Dтр.дусл + 06 = 6672 + 06 = 7272 м.
Габаритная длина конденсатора
L конд = L трдейств + 2 L в.к. = 1176 + 2 12 =1416 м
где L в.к. = 12 м - размер водяной камеры в осевом направлении конденсатора - принято в расчет.
Габаритный объем конденсатора
Vконд = pD2конд L конд 4 = 3147272 2 1416 4 =58782 м3.
M конд = m конд V конд т
где m конд = М конд пр V конд пр = М конд пр (Н В L) конд пр =
= 585 (5546 6698 11205) = 1405 тм3;
M конд = 1405 58782 = 82589 т.

Спецификация 1.2.DOC

Главный питательный трубопровод
Насос питательный предвключенный
Насос питательный основной
Насос питательный вспомогательный
Подогреватель воды системы регенерации высокого давления №6 (ПВД-6)
Подогреватель воды системы регенерации высокого давления №7 (ПВД-7)
Главный питательный клапан
Конденсатосборник СПП (1ступень)
Конденсатосборник СПП (2 ступень)
Конденсатор турбины ТПН (К ТПН)
Система технического водоснабжения ПТУ
Генератор электроэнергии

Содержание.doc

Список принятых сокращений
Выбор типа принятой в расчёте АЭУ
Тип принятой в расчёте АЭУ АЭС
Давление теплоносителя Рт
Температура теплоносителя на выходе из ЯР tT1
Температура теплоносителя на входе в ЯР tT2
Параметры пара на выходе из ПГ и на входе в главную турбину
Давление в главном конденсаторе Ргк.
Параметры промежуточной сепарации и промежуточного перегрева пара
Параметры пара турбопривода питательного насоса
Компоновка схемы рабочего контура
Предварительное распределение теплоперепада по ступеням турбины
Компоновка системы регенерации.
Расчёт рабочего контура
Расходы пара на систему теплофикации
Расход пара на собственные нужды и протечки
Уравнения материальных балансов
Параметры теплообменивающихся сред рабочего контура
Уравнения тепловых балансов рабочего контура
Параметры турбопитательного насоса
Определение расхода пара на главную турбину
Паропроизводительность ПГ и тепловая мощность ЯР