Работа энергоблока пгу кэс на базе гту ansaldo Energia V64. 3A при изменении температуры наружного воздуха (стр. 2 из 8)

,
правая

невязка баланса (217 003 − 216 025)/217 003 = 0,0045 = 0,45% – в пределах погрешности расчёта.

2. Расчёт одноконтурной утилизационной ПСУ

2.1. Основные расчётные зависимости и допущения

Схема установки – дубль-блока мощностью 220 МВт – изображена на рис. 3.

<Трещёв: нагрев воды в деаэраторе на номинальном режиме порядка где-то 5 град.>

Конденсатный насос подаёт конденсат в газовый подогреватель конденсата, с выхода которого для предотвращения конденсации часть воды специальным насосом подаётся на вход. Далее вода поступает в деаэратор с постоянным давлением p_д = 0,12 МПа (t_д = 105°C, h′_д = 439,3 кДж/кг, h‍″_д = 2683,06 кДж/кг). Выпар из деаэратора осуществляется в количестве

от расхода конденсата G_к<Трещёв: 10 кг/т!>. Деаэрированная вода питательным насосом с КПД η_пн = 75% подаётся в экономайзер, сопротивление которого

. Далее питательная вода следует на всас циркуляционного насоса КПД η_цн = 60%, который преодолевает сопротивление испарительной поверхности

(от давления в барабане p_б). Часть воды из барабана, равная

от общего количества генерируемого пара, отбирается на непрерывную продувку; насыщенный пар частично направляется на обогрев деаэратора, остальной поток следует в пароперегреватель (

) и далее, преодолев сопротивление трубопровода

, подаётся с начальными параметрами p₀, t₀ на стопорный клапан турбины,

. Относительный внутренний КПД сухих отсеков турбины считаем равным η_{оi сух} = 0,87; потери от влажности учитываем по приближённой формуле Соколова<В расчёте номинального режима обязательно, а то максимум сползает>

y_к = (h″|p_к – h_{к сух})(r|p_к+K_влη_{оi сух}(h″ – h_кt)),

где K_вл – поправка на среднюю влажность (на сколько процентов падает КПД влажного отсека при её росте на 1%), примем K_вл = 0,5<от 0,5 до 0,9>; h_{к сух} – условная энтальпия влажного пара в конденсаторе, которая была бы там, если бы КПД процесса после достижения паром параметров насыщения (энтальпии h″) сохранялся на уровне η_{оi сух.} Восполнение потерь рабочего тела в контуре осуществляется в приямок конденсатора насыщенной водой.

Для упрощения расчётов пренебрегаем потерями с наружным охлаждением элементов, протечками, тепловыделением в конденсатных и рециркуляционных насосах, наличием охладителей пара уплотнений и холодильников эжекторов. Считаем, что принятые относительные перепады давления сохраняются на режиме, т. е. на концах любого элемента

; аналогичным образом считаем постоянными КПД насосов и (сухой) турбины. Кроме того, считаем, что циркуляционные и рециркуляционные насосы перемещают те же самые расходы воды G_ц = 119,49 кг/с, G_рец = 55,15 кг/с (для упрощения вычислений все расходы приведены по отношению на один КУ). Температурный напор в конденсаторе линейно зависит от его тепловой нагрузки Q_к = G₀r_кx_к:

(индексом 0 отмечены величины при номинальном режиме, чертой – отношения к ним величин на переменном режиме). Турбина между клапанами и конденсатором может быть рассчитана по уравнению Стодолы, которое в данном случае используется в виде

(начальные температуры – в кельвинах).

Для поверхностей теплообмена в котле-утилизаторе можно написать уравнения теплообмена вида

,
где Q_i – теплота, полученная от газов i‑й поверхностью; k_i – коэффициент теплопередачи; F_i – площадь поверхности теплообмена; <Δt>_i – средний температурный напор, для поверхностей с противотоком

(T, I обозначаем температуры и энтальпии газов, t, h – воды и пара). В действительности средний температурный напор отличается от среднелогарифмического в некоторое примерно постоянное число раз ψ, но, поскольку нас в данном расчёте интересуют относительные изменения величин, этим можно пренебречь. В испарительную поверхность сначала поступает недогретая вода, затем под напором циркуляционного насоса пароводяная смесь кипит при температуре, большей температуры в барабане (рис. 4). Без значительного роста погрешности можем считать, что

Коэффициенты теплопередачи на поверхностях нагрева зависят прежде всего от расхода газов. Из опыта практических наблюдений можем оценить их изменение по формуле k_i = k_i₀G_ух. Параметры для элементов КУ отражены в таблице 3.

Помимо теплоты от газов, рабочее тело получает энтальпию от работы насосов:

;

Таблица 2. Параметры поверхностей теплообмена КУ

Элемент	Q_i₀, кВт	k_i₀,	<Δt>_i₀, град.	F_i, тыс. м²	k_i,
ГПК	5221	80	115,7	0,56	81,99
Экономайзер	24 012	80	47,6	6,31	81,99
Испаритель	45 445	80	62,3	9,11	81,99
Пароперегреватель	20 920	50	91,6	4,57	51,24

Составив также уравнения теплового баланса для каждого элемента котла-утилизатора

и для деаэратора

можем, в сочетании с материальными балансами элементов, уравнением турбинного процесса и таблицами свойств воды, пара и газов, получить систему уравнений, описывающую ПГУ. Такая система представлена в приложении 1.

2.2. Алгоритм расчёта параметров на режиме

Сложность и нелинейность полученной модели котла-утилизатора не позволяют решать систему уравнений для ПГУ аналитически. Решение с необходимой точностью может быть получено методом последовательных приближений. Задавшись некоторыми начальными значениями ряда параметров, производят расчёт системы по имеющимся формулам и получают уточнённые значения тех же параметров, которые, если они расходятся с принятыми ранее более чем на заданную величину, подставляются в следующую итерацию. Для проведения численного расчёта на сходимость используется алгоритм со вложенными циклами, реализованный на базе электронных таблиц OpenOffice.org Calc с программированием циклов и подстановок на встроенном BASIC.

Форма представления расчётных зависимостей оказывает существенное влияние на скорость и устойчивость сходимости. Например, уравнение Стодолы можно применить для определения начального давления процесса расширения, но следует избегать его применения для расчёта конечного давления, поскольку полученная величина имеет сравнительно большой разброс и процесс вычисления может завершиться ошибкой извлечения корня из отрицательного числа. Также уравнение теплоотдачи

при решении совместно с уравнениями теплового баланса

сходится по конечным температурам сред и тепловому потоку достаточно плохо, а может и расходиться (система неустойчива по отклонению температур). Значительно лучше сходится система, где уравнение теплопередачи заменено на эквивалентную подсистему