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‑йповерхностью; 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	Qi0, кВт	ki0,	<Δt>i0, град.	Fi, тыс. м²	ki,
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.