Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ
Брянский Государственный Университет
Кафедра «Тепловые двигатели»
РАЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ С ТУРБИНОЙ ТИПА К– 11 –
3,6
по дисциплине «Паро - и газотурбинные установки»
Документы текстовые ПТУ 09.06Т1.18.РР.ПЗ Всего листов 23 Руководитель к.т.н. доцент ________________ Осипов А.В. «__»__________________2009г. Студент гр. 06-Т1 ________________ Сидоренко Ю.С. «__»__________________2009г. Брянск 2009
для курсового проекта по дисциплине: «Энергетические машины» на тему: «Рассчитать и спроектировать многоступенчатую конденсационную паровую турбину с сопловым парораспределением типа К-11-3,6» Номинальная мощность турбины - Nном
= 11 МВт Начальное давление пара - Р0
= 3,6 МПа Начальная температура пара - T0
= 723 К Конечное давление пара - Pк
= 4 кПа Температура питательной воды - Тпв
= 418 К Данные из расчета тепловой схемы ПТУ: Начальная энтальпия пара i0
= 3337 кДж/кг. Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине H0
= 1179 кДж/кг. Расходы пара: · подводимого к турбине G0 = 14,905 кг/с; · отбираемого на П1 G1
= 0,716 кг/с; · отбираемого на П2 G2
= 0,67 кг/с; · отбираемого на П3 G3
= 0,71кг/с; · отбираемого на П4 G4
= 0,689 кг/с; · отводимого в конденсатор Gк
= 12,12 кг/с. Давление пара: · отбираемого на П1 P1
= 0,0426 МПа; · отбираемого на П2 P2
= 0,117 МПа; · отбираемого на П3 P3
= 0,293 МПа; · отбираемого на П4 P4
= 0,586 МПа; · за последней ступенью турбины Pк
= 0,006 МПа. Удельные расходы: · пара d =0,0011 кг/кДж; 3,96 кг/кВт ч. · тепла q = 2,97 кДж/кДж; 2551,79 ккал/кВт ч. · топлива b = 0,000101 кг/кДж; 0,365 кг/кВт ч. Относительный внутренний КПД турбины ηoi
= 0,906 В курсовой работе произведён расчёт тепловой схемы паротурбинной установки с регенеративным подогревом питательной воды с турбиной типа К – 11 – 3,6. Целью расчета является определение расхода пара, подводимого к турбине и отводимого от неё в подогреватели, и вычисление экономии от применения регенерации. Оглавление 1. Принципиальная тепловая схема конденсационной ПТУ. 3
2. Расчёт тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды. 3
2.1. Тепловой процесс паровой турбины. 3
3.1. Работа ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды.. 3
3.2. Работа ПТУ без РППВ, т.е. чисто конденсационный режим работы. 3
Список использованной литературы: 3
Современная паротурбинная установка (ПТУ) представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической (или механической) энергии. Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из её проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потери тепла в конденсаторе ( холодном источнике ), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход тепла на выработку электроэнергии существенно снижается. От применения регенерации экономия тепла при определённых условиях достигает 10 – 15%. Поэтому все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее. На величину экономии тепла от применения регенерации главным образом влияют следующие факторы: 1. Начальные параметры пара и давления в конденсаторе. 2. Температура подогрева питательной воды. 3. Число ступеней подогрева (число подогревателей). 4. Распределение общего подогрева между подогревателями (выбор точек отбора пара из турбины). 5. Способ возвращения в систему конденсата греющего пара. В данной курсовой работе выполнен расчет тепловой схемы ПТУ с турбиной типа К-11-3,6. Этот расчет позволяет определить параметры и расходы пара из каждого отбора, которые необходимы для теплового расчета проточной части турбины. Вычисляется также экономия от применения регенерации (в рассматриваемой работе Задание на курсовую работу. Рассчитать тепловую схему ПТУ с турбиной типа К – 11 – 3,6 по следующим данным: · номинальная мощность Nном
=11 МВт; · начальное давление p0
=3,6 МПа; · начальная температура T0
=723 K; · давление пара в конденсаторе (конечное давление) pк
=4 кПа; · температура питательной воды перед парогенератором Tпв
=418 К Схема слива конденсата пара: Из П4 П3 П1 Э В П3 Д Д П1 1. Принципиальная тепловая схема Принципиальная тепловая схема К-11-3,6 состоит из парогенератора (ПГ), однокорпусной паровой турбины (ПТ), электрического генератора (ЭГ), конденсатора (К) и системы регенеративного подогрева питательной воды. Система регенерации включает в себя: конденсатный насос (КН), пароструйный эжектор (Э), поверхностный ПНД (П1) и смешивающий ПНД -деаэратор атмосферного типа (П2 или Д), питательный насос (ПН), поверх-ностный ПВД (П3), поверхностный ПВД (П4), перекачивающий конденсатный (сливной) насос (ПКН, СН), конденсатоотводчики (КО) для регулирования слива конденсата греющего пара каскадом из подогревателя более высокого давления в подогреватель с меньшим давлением. В паровую турбину из парогенератора поступает свежий пар в количестве G0
с начальными параметрами: давлением p0
, температурой T0
и энтальпией i0
. Значительная часть его расширяется до конечных параметров пара в конденсаторе (до давления pk
). Из четырех камер между ступенями турбины осуществляются нерегулируемые отборы пара в количестве G1
, G2
, G3
, G4
на регенеративный подогрев питательной воды в подогревателях П1, П2(Д), П3, П4. В пароструйный эжектор (Э) подводится рабочий пар в количестве GЭ
с параметрами свежего пара. Конденсат греющего пара через конденсатоотводчики (КО) из П4 сливается в П3 , из П3 — в П2 (Д), а из П1 перекачивающим конденсатным насосом (ПКН) подаётся в П2 (Д), из Э в П1, и питательным насосом (ПН) из П2(Д) — в П3. Схему составляем согласно заданию:
рис. 1 Принципиальная тепловая схема ПТУ ПТ — однокорпусная паровая турбина; ПГ — парогенератор; ЭГ — электрический генератор; К — конденсатор. Система РППВ: КН — конденсатный насос; Э — пароструйный эжектор; П1 — поверхностный ПНД; П2 (Д) — смешивающий ПНД – деаэратор атмосферного типа; 2. Расчёт тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды.
Расчет тепловой схемы ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды имеет целью определить расходы пара, подводимого в турбину и отбираемого из нее в подогреватели, и вычислить экономию от применения регенерации. Расчет тепловой схемы, выполненный до расчета проточной части турбины, называется предварительным, так как при этом рядом величин приходится задаваться (например, КПД турбины, давлением отбираемого пара и т.д.). После выполнения расчета турбины становятся известными КПД турбины, места отборов пара и т.д. и производится уточненный расчет схемы регенерации. Метод расчета при расчетном и переменных режимах работы установки одинаков. Определение расходов пара осуществляется решением уравнений теплового, материального и мощностного балансов. Расчет тепловой схемы ПТУ с РППВ проведём по следующим данным: · номинальная мощность Nном
=11 МВт, · давление пара перед стопорным клапаном (начальное давление) · p0
=3,6 МПа; · температура пара перед стопорным клапаном (начальная температура) Т0
=723К; · давление пара в конденсаторе (конечное давление) Рк
=4 кПа; · температура питательной воды перед парогенератором Схема слива конденсата: Из П4 П3 П1 Э В П3 Д Д П1 2.1. Тепловой процесс паровой турбины.
Построим одним из способов приближённый процесс расширения пара в турбине в i-s – диаграмме (рис.2). рис. 2 Приближённый тепловой процесс в i,S - диаграмме Точка О определяет начальное состояние пара перед стопорным клапаном и находится по заданным Р0
и Т0
. Энтальпия в точке О будет Р′0
= 0,95×Р0
= 0,95×3,6 МПа = 3,42 МПа. (1) Предполагая, что падение давления происходит при постоянной энтальпии, находим по изобаре Р′0
= const точку O’ (см. рис.2). Давление пара за последней ступенью турбины определяется с учётом потерь давления в выходном патрубке, которые можно найти по эмпириче-ской формуле:
где λ – опытный коэффициент; С – средняя скорость пара в выходном патрубке; Рк
– давление в конденсаторе. Коэффициент λ зависит от аэродинамического совершенства конструкции выходного патрубка турбины и находится в пределах от 0,05 до 0,1. Средняя скорость С обычно принимается для конденсационных турбин равной 80-120 м/с. Тогда, приняв рекомендуемые значения величин, найдём потерю давле-ния в выходном патрубке турбины по формуле (2):
Давление пара за рабочим колесом последней ступени турбины будет: Р′к
=Рк
+ ΔРк
= 4+0,26=4,26 кПа. (3) Проведём в тепловой диаграмме по изоэнтропе прямую линию из точки О до пересечения с изобарой Рк = const в точке Кt
(iкt
= 2107 кДж/кг). Отрезок прямой ОК равен изоэнтропийному располагаемому перепаду энтальпий в турбине: Н′0
= i0
– iкt
= 3337 – 2107=1230 кДж/кг. (4) Величину использованного в турбине перепада энтальпий можно определить по выражению:
Предварительно оценим относительный внутренний КПД. На основании испытаний ηoi
можно принимать в пределах 0,78…0,88 с последующим уточнением принятого значения. В первом приближении КПД следует брать тем выше, чем больше мощность турбины. Для рассматриваемой турбины средней мощности принимаем ηoi
= 0,85. Тогда использованный перепад энтальпий в турбине находим по выражению (5): Нi
= 120×0,85 = 1045,5 кДж/кг. Энтальпия пара в конце процесса расширения в точке К (см. рис.2) на изобаре Рк
будет: iк
= i0
– Нi
= 3337–1045,5 = 2291,5 кДж/кг. (6) Найдём расчётную мощность турбины, принимаемую равной: Nэ
= (0,8…0,9)×Nном
. (7) Nэ
= 0,88×Nном
= 0,88 11000=9680 кВт Внутренняя мощность турбины связана с мощностью на клеммах элек-трического генератора соотношением: Ni
= Nэ
/ηм
ηэг
(8) где ηм
– механический КПД агрегата; ηэг
– КПД электрического генератора. Его выбираем по рис. 5 «КПД электрических генераторов» [2]. Принимаем ηм
= 0,993, ηэг
= 0,968. Для рассчитываемой турбины, по формуле (8), имеем: Ni = Nэ
/ηм
ηэг
=9350/0,993 0,968 = 9727,18 кВт. Определим расход пара турбиной при отсутствии регенеративных отборов, т.е. при чисто конденсационном режиме работы турбины: Gок
= Ni
/Hi
= 9727,18/1045,5 = 9,3 кг/с. (9) Расход пара с учётом отборов на РППВ можно ориентировочно вычислить по соотношению: G0
=К×G0
K
, (10) где К – коэффициент, учитывающий увеличение расхода пара через часть высокого давления турбины вследствие неполного использования в турбине энергии потоков пара, идущих в отбор. В предварительных расчетах К может быть принят равным 1,1…1,3 . Принимаем К = 1,1, используя выражение (10), получим: G0
= К×G0
K
= 1,1 9,3 = 10,23 кг/с. Уточним теперь принятое значение относительного внутреннего КПД турбины, считая, что он в основном зависит от объёмного пропуска пара. В свою очередь объёмный расход пара определяет проходные сечения сопел, так что последняя величина является критерием для оценки КПД турбины. Площадь проходного сечения эквивалентного критического сопла можно рассчитать по формуле:
где G0
– расход пара, кг/с; μ – коэффициент расхода (μ = 0,97); Р0
– начальное давление пара, Па; V0
– начальный удельный объём пара, м3
/кг. Зависимость ηoi
от F показана на рис. 6 [2]. Уточняем принятое ранее значение КПД — η′oi
= 0,81. Новая величина η′oi
далее умножается на поправочный коэффициент К1
, который выбираем по рис.7 [2] . К1
зависит от начального давления и разности температур перегрева и насыщения:
Тогда использованный перепад энтальпий в турбине: Hi
= H0
η′oi
К1
=1230 0,81 1,012 =1008,26 кДж/кг. (12) Энтальпия пара в конце расширения: iк
= i0
– Hi
=3337 – 1008,26 =2328,74 кДж/кг. (13) По этому значению энтальпии iк
на изобаре pк
’ = const уточняем положение точки K (рис.2). Для построения приближенного теплового процесса в турбине соединим точки O’ и K прямой линией и отрезок O’K разделим на четыре приблизительно равные части O’a ab bc cК. Через точки a и с проведем изобары и на них найдем точки a’ и с’, от точки a отложив вверх В соответствии с принятым вариантом тепловой схемы суммарное повышение энтальпии питательной воды от qк
в конденсаторе до qпв
перед парогенератором распределяется по подогревателям, исходя из принципа равномерного подогрева по ступеням, и выбираются параметры греющего пара в подогревателя и отборах турбины. По табл. VI «Вода и перегретый водяной пар» [1] найдём энтальпию питательной воды qпв
= 613,2 кДж/кг по заданной температуре Тпв
= 418 К и принятому давлению перед парогенератором Ро
n
= К2
×Ро = 1,35×3,6 = Энтальпия конденсата в выходном патрубке конденсатора находится по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]: qк
= 121,42 кДж/кг по давлению Рк
= 4 кПа. Энтальпия питательной воды на выходе из бака деаэратора qд
определяется как энтальпия кипящей жидкости при соответствующем давлении в принятом типе деаэратора также по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)». В рассматриваемой тепловой схеме используется деаэратор атмосферного типа, поэтому при Р2
= 0,1 МПа энтальпия qд
= 419,7 кДж/кг. Определим подогрев питательной воды в каждом подогревателе высокого давления: Δqвд
= Δq3
= Δq4
= (qпв
-qд
)/2 = (613,2 – 419,7)/2 = 96,75 кДж/кг. (14) Подогрев конденсата в каждом подогревателе низкого давления определим по выражению: Δqнд
= Δq1
= Δq2
= (qд
-qк
-Δqэ
)/2 = (419,7 -121,42 -17,2)/2 =140,54 кДж/кг, (15) где Δqэ
= 20 кДж/кг принято в первом приближении. Энтальпия нагреваемого основного конденсата за подогревателями низкого давления и питательной воды за подогревателями высокого давления будут соответственно равны: qэ
= qк
+ Δqэ
= 121,42 + 17,2= 138,62 кДж/кг; q1
= qэ
+ Δq1
= 138,62 + 140,54 = 279,16 кДж/кг; q2
= q1
+ Δq2
= 279,16 + 140,54 = 419,7 кДж/кг; q3
= q2
+ Δq3
= 419,7 + 96,75 = 516,45 кДж/кг; qпв
= q4
= q3
+ Δq4
= 516,45 + 96,75 = 613,2 кДж/кг. Определим энтальпии конденсата греющего пара с учётом термического сопротивления поверхностей нагрева подогревателей Δqтс
, которое примем Δqтс
= 23,3 кДж/кг: в подогревателе П1: q1
' = q1
+ Δqтс
= 279,16 + 23,3 = 302,46 кДж/кг; в деаэраторе П2: qд
' = qд
= 419,7 кДж/кг; в подогревателе П3: q3
'= q3
+ Δqтс
= 516,45 + 23,3 = 539,75 кДж/кг; в подогревателе П4: q4
' = q4
+ Δqтс
= 613,2 + 23,3 = 636,5 кДж/кг. Этим энтальпиям соответствуют давления пара в подогревателях, значение которого определяется по табл. V «Состояние насыщения (по давлениям)» [1]: в подогревателе П1: Р1
' = 0,034 МПа; в деаэраторе Д (П2): Р2
' = 0,1 МПа; в подогревателе П3: Р3
' = 0,26 МПа; в подогревателе П4: Р4
' = 0,49 МПа. При транспортировке греющего пара из камеры отбора турбины до соответствующего подогревателя на преодоление путевых и местных сопротивлений затрачивается от 5 до 8% давления в отборе. Поэтому в отборах турбины должны быть соответственно давления: в первой камере отбора: Р1
= (1,05…1,08)×Р1' = 1,065×0,034=0,036 МПа; в третьей камере отбора: Р3
= (1,05…1,08)×Р3' = 1,065×0,26=0,28 МПа; в четвёртой камере отбора: Р4
= (1,05..1,08)×Р4' = 1,065×0,49=0,52 МПа. Для обеспечения надёжной работы деаэратора при небольшом пониже-нии нагрузки турбины в камере отбора пара в деаэратор атмосферного давления принимается расчётное значение Р2
= 0,117 МПа. В i-s – диаграмме находим изобары, соответствующие давлениям в камерах отбора турбины Р1
, Р2
, Р3
и Р4
. В точках пересечения этих изобар с линией процесса турбины О'а'b'с'К (рис. 2) определим параметры пара, отбираемого из проточной части турбины для РППВ. Энтальпии греющего пара в отборах 1, 2, 3 и 4 будут соответственно: i1
= 2561 кДж/кг; i2
= 2722 кДж/кг; i3
= 2870 кДж/кг; i4
= 2980 кДж/кг. Использованные в турбине перепады энтальпий потоков пара, отводимых в подогреватели, будут: Hi1
= i0
- i1
= 3337 – 2561 = 776 кДж/кг; Hi2
= i0
- i2
= 3337 – 2722 = 615 кДж/кг; Hi3
= i0
- i3
= 3337 – 2870 = 467 кДж/кг; Hi4
= i0
- i4
= 3337 – 2980 = 357 кДж/кг. Пароструйный эжектор, как правило, работает свежим паром, который дросселируется до расчётного давления, так что его энтальпия Конденсация греющего пара в эжекторе происходит при давлении, близком к атмосферному, поэтому его энтальпия может быть принята Расход пара в эжектор зависит от мощности ПТУ. Gэ
= 0,02…0,4 кг/с. 2.3. Уравнения теплового баланса подогревателей, уравнения баланса мощностей и расходов пара и воды.
В регенеративных подогревателях паротурбинной установки, как и в других теплообменниках, тепло Q, отдаваемое потоками греющего теплоносителя, расходуется на нагрев подогреваемого теплоносителя Q' и на потерю тепла в окружающую среду ΔQ. Уравнение теплового баланса подогревателя устанавливает равенство между количествами подведённого и отведённого тепла: Q=Q'+ΔQ или Q=Q'/η , где η – КПД подогревателя. Значения ΔQ и η определяются по опытным данным для соответствующего типа подогревателя. Их величина зависит от температуры теплоносителей в подогревателе, от качества изоляции корпуса подогревателя. Для предварительных расчетов тепловых схем ПТУ рекомендуются следующие значения КПД: ПНД — η = 0,99…0,995; ПВД — η = 0,97…0,98; деаэраторы — η = 0,94…0,95. В соответствии с тепловой схемой (рис.1) уравнения балансов будут иметь следующий вид. Уравнения теплового баланса: 1. для эжектора Э: 2. для ПНД П1:
3. для ПНД Д (П2):
4. для ПВД П3:
5. для ПВД П4:
Уравнение баланса расходов:
Уравнение мощностей:
где Gк
– расход пара в конденсатор; Gэ
– в эжектор; G1
, G2
, G3
и G4
в подогреватели П1, П2, П3 и П4. Семь уравнений балансов составляют замкнутую систему, так как определяют связь между семью неизвестными: Gк
, Gэ
, G1
, G2
, G3
и G4
, а также внутренней мощностью турбины Ni
. Остальные величины в этой системе уравнений можно выбрать на основании вышеуказанных рекомендаций и записать в уравнения в численном виде. Вначале в первом приближении задаем расход по выражению: Gк
= Кк
G0к
= (1/K)×G0к
=9,3/1,1 = 8,45 кг/с. Решаем данную систему уравнений методом последовательных приближений. Результаты расчётов заносим в таблицу 1. Итак, Gэ
=0,05 кг/с, G1
=0,53 кг/с, G2
=0,53 кг/с, G3
=0,42 кг/с, Nik
= Gk
×Hi
= 8,45×990,53 = 12005,22 кВт; Ni1
= G1
×Hi1
= 0,53×776 = 411,26 кВт; Ni2
= G2
×Hi2
= 0,53×615 = 325,95 кВт; Ni3
= G3
×Hi3
= 0,42×467 = 196,14 кВт; Ni4
= G4
×Hi4
= 0,43×357 = 153,51 кВт; Ni
'=Nik
+Ni
1
+Ni
2
+Ni
3
+Ni
4
= 8519,8+411,28+325,95+196,14+153,51 = Расчётная внутренняя мощность равна Ni
'= 9606,68 кВт. Сравним её с принятой в начале расчёта по выражению (4).
Для предварительного расчёта расхождение не более ±3% допустимо. Окончательные результаты расчета приведены в табл. 1. Таблица 1 1 Наименование величины Размер-ности К Э П1
П2
(Д) П3
П4
2 Давление пара в камере отбора турбины Мпа 0,006 — 0,036 0,117 0,28 0,52 3 Давление пара в теплообменнике Мпа 0,00426 0,1 0,034 0,1 0,26 0,49 4 Подогреваемый теплоноситель Энтальпия при выходе из теплообменника кДж/кг 121,42 138,62 279,16 419,7 516,45 613,2 5 Энтальпия при входе в теплообменник кДж/кг — 121,42 279,16 302,46 419,7 516,45 6 Повышение энтальпии в теплообменнике кДж/кг — 17,2 140,54 96,75 96,75 7 Расход подогреваемого теплоносителя кг/с — 8,45 8,45 10,04 10,04 8 Сообщенное тепло кДж/кг — 145,34 1187,56 1255,56 994,59 994,59 9 Поправка на потерю тепла кДж/кг — 1,005 1,005 1,053 1,02 1,02 10 Сообщенное тепло с учетом поправки кДж/кг — 146,07 1193,5 1322,11 1014,48 1014,48 11 Греющий теплоноситель Энтальпия при входе в теплообменник кДж/кг –– 3337 2561 2722 539,75 2870 636,5 2980 12 Энтальпия при выходе из теплообменника кДж/кг — 419,7 302,46 419,7 539,75 636,5 13 Понижение энтальпии в теплообменнике кДж/кг — 2917,3 2258,54 2302,3 120,05 2330,25 96,75 2343,25 14 Отдаваемое тепло кДж/кг — 146,07 1193,5 1322,11 1014,48 1014,48 15 Расход греющего теплоносителя кг/с 8,45 0,05 0,53 0,53 0,42 0,43 16 Использованный перепад энтальпий в турбине кДж/кг 1008,26 — 776 357 17 Внутренняя мощность кВт 8519,8 — 411,28 325,95 196,14 153,51 3.1. Работа ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды
а) удельный расход пара: d = G0
/N′i
×
ηм
×ηэг
= 10,35/9606,68×0,993×0,97 =0,0011 кг/кДж (23) или 3600 0,0011 = 3,96 кг/кВт×ч. б) удельный расход тепла: q = d×(i0
- qпв
) = 0,0011×(3337 – 613,2) = 2,996 кДж/кДж (24) или 3600×2,97/4,19 =2574,13 ккал / кВт×ч. в) удельный расход условного топлива: b = q /Qр
н
= 2,996/29330 = 1,02×10-4
кг/кДж, (25) или 2551,79/7000=0,368 кг/кВт×ч, где Qр
н
= 29330 кДж/кг или 7000 ккал/кг – теплотворная способность условного топлива. 3.2. Работа ПТУ без РППВ, т.е. чисто конденсационный а) удельный расход пара: dкр
= G0к
/Ni
×ηм
×ηэг
= 9,3/9727,18×0,993×0,968 = 0,001 кг/кДж (26) или 3600 0,001 =3,6 кг /кВт×ч. б) удельный расход тепла: qкр
= dкр
×(i0
- qк
) = 0,001×(3337 – 121,42) = 3,216 кДж/кДж (27) или 3600×3,18/4,19=2763,15 ккал /кВт×ч. в) удельный расход условного топлива: bкр
= qкр
/Qр
н
= 3,216/29330 = 1,1×10-4
кг/кДж (21) или 2732,22/7000=0,395 кг/кВт×ч. Таким образом, экономический эффект от внедрения регенеративного подогрева питательной воды в ПТУ выражается в снижении расхода условного топлива на:
Список использованной литературы:
1. Вукалович, М.П. Теплофизические свойства воды и водяного па-ра/М.П. Вукалович - М.: Машиностроение, 1967. - 160 с. 2. Гоголев, И.Г. Расчет тепловой схемы паротурбинных установок с регенеративным подогревом питательной воды. Методические указания к выполнению курсовой работы/ И.Г. Гоголев - Брянск: БГТУ, 2001. – 27 с.
|