АЭУ АЭС с ВВЭР. Влияние эксплуатационных факторов на работу конденсатора

3. ТЕПЛОЕНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЯЭУ

 

3.1 Выбор параметров теплоносителя и рабочего тела

 

3.1.1 Тип принятой в расчете АЭУ АЭС

 

В расчет принята двухконтурная  АЭУ АЭС с мощностью генератора электроэнергии в 900 МВт. В качестве источника тепловой энергии используется корпусной ЯР водо–водяного типа с водой под давлением (типа ВВЭР). Турбоагрегат, приводящий в действие генератор электроэнергии, – быстроходная 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 первого отбора. Отработавший в главной турбине пар направляется в главный конденсатор поверхностного типа. В качестве охлаждающей воды используется техническая вода, охлаждаемая  в пруду – охладителе.

 

3.1.2 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 компоновки активной зоны ЯР принято давление теплоносителя Рт = 16 МПа.

 

3.1.3. Температура теплоносителя  на выходе из ЯР t_т1.

Температура t_т1 принимается равной температуре кипения:

 

t_т1 = t_s – Dt_s ^оC

При Р=16,0 МПа   t_s =347,32 °C. Значение t_s =24 °C принято по прототипу ЯР ВВЭР–1000. Тогда

 

t_т1 = 347,32 –24 = 323,32 °C.

В расчет принято t_т1 = 323 °C.

3.1.4. Температура теплоносителя  на входе в ЯР t_т2.

Температура t_т2 принимается равной температуре на выходе из ЯР за вычетом степени нагрева теплоносителя в ЯР Dt_яр:

 

t_т2 = t _т1 – Dt_яр ^оС

где Dt_яр =32 °C – принято по прототипу ЯР ВВЭР–1000, Следовательно

 

t_т2 = 323–32 = 291 °C.

3.1.5 Параметры пара на выходе из парогенератора и на входе в главную турбину

 

В разрабатываемой АЭУ  принят парогенератор насыщенного  пара с многократной естественной циркуляцией  рабочего тела и с неявно выраженной экономайзерной зоной. Температура генерируемого пара равна температуре теплоносителя на выходе из ПГ (она же температура теплоносителя на входе в ЯР) за вычетом минимального температурного

 

 напора в ПГ dt _min

 

t _пг = t _т2 – dt _min ^оС

dt _min =11^оС – принято в рекомендуемых пределах

 

t_т2 = 291 – 11 = 280 ^оС

Диаграмма t–q с учетом принятых значений параметров теплоносителя и рабочего тела, а также типа ПГ,  принимает вид, показанный на рисунке 1.

 

 

             t                                             t_т1 = 323 °C

              

 

 

 

 

Давление генерируемого  пара р_пг равно давлению насыщения, соответствующего принятой температуре пара

 

р_пг = р_s (t _пг = 280 ^оС) = 6,4191 МПа.

В расчет принято Рпг = 6,4МПа.

Потеря давления в  паровом тракте от парогенератора до  соплового аппарата турбины

 

Dр = 0,06 ×р_пг = 0,06 × 6,4 = 0,384 МПа

В расчет принято  Dр = 0,4 МПа.

Давление пара на входе  в сопловый аппарат турбины

 

р_гт = р_пг – Dр = 6,4 – 0,4 = 6,0 МПа

Так как в главном  паропроводе происходит адиабатическое дросселирование пара, то  значения энтальпии пара на выходе из ПГ и на входе в сопловый аппарат турбины равны i_пг = i_цвд = i²( р_пг = 6,4 МПа) = 2778,8 кДж/кг. Точки состояния рабочего тела A_пг и A_гт показаны  на  диаграмме i-s (Рис.2)

 

3.1.6 Давление в главном конденсаторе Ргк. Параметры системы технического

         водоснабжения

 

В расчет принята АЭС, расположенная в умеренной климатческой 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

M = Gохл.в/Gп = 55.

Среднее давление в главном  конденсаторе принято Pгк = 5 кПа.

Температура конденсации  в главном кондесаторе Tгк = Тs при давлении в главном конденсаторе; Тгк = 32,9 °C.

 

Температура охлаждающей  воды на выходе из ГК

где t_{охл. вх} = 20 °C – температура ОВ на входе в ГК (принято в расчет);

      r = r (Р = 5 кПа) = i″ - i′ =2423,43 кДж/кг – скрытая теплота парообразования (конденсации) при давлении в ГК;

      х = 0,92 – сухость пара на входе в ГК (принято по прототипной установке);

      m = 55 – принятая в расчет кратность циркуляции;

      = 4,18 кДж/(кг∙К) – теплоемкость ОВ.

 

В расчет принято t_{охл. вых} = 29,7 °C

                        Температурный напор на “горячем” конце ГК (рис.3)

 

 

 

 

 

 

 

Рис.3.2. Диаграмма t-q главного конденсатора.

 

∆Т = Тгк – Тохл.вых = 32,9 – 29.7 = 3.2 °C.

3.1.7 Парамаетры 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: n_i^цвд=0,82; n_i^цвд=0,83.

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

 

Р_разд.^опт= 0,12∙Р_нач + 0,13 = 0,12∙6 + 0,13 = 0,85 Мпа;

• потери давления от выхода из ЦВД до входа в ЦНД приняты в расчет 4% разделительного давления;
• давление пара на входе в ЦНД

 

Рцнд = 0,96∙Р_разд. = 0,96∙0,85 = 0,816 Мпа;

• температура перегретого пара на выходе из праоперегревателя

 

Тпп = Тпг – ΔТпп.min = 280 – 25 = 255 °C

Диаграмма t-q пароперегревателя  имеет вид, показанный на рисунке 3.4

 

 

.Рисунок 3.4. Диаграмма t-q двухступенчатого пароперегревателя

 

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 А _цвд

                           i _цвд = i²(р_пг = 6,4 МПа) = 2778,8 кДж/кг;

                        - энтальпия пара на выходе из ЦВД – в точке А _{z цвд}

                           i _{z цвд} = i(p _{z цвд} = 0,6 МПа; х _цвд = 0,856) =

                           = i¢( p _{z цвд})× (1 – х _цвд) + i²( p _{z цвд}) х _цвд =

                           = 670,4(1 – 0,856)+2756,4 × 0,8567= 2456,0,2 кДж/кг;

                           - энтальпия пара на входе в ЦНД – в точке А _цнд

                           i _цнд = i(р_цнд = 05,8 МПа; t_цнд = 255 ^оС) = 2968,29 кДж/кг;

                        - энтальпия пара на выходе из ЦНД – в точке А _{z цнд}

                           i _{z цнд} = i(p _{z цнд} = 5 кПа; х _цнд = 0,906) =

                           = i¢( p _{z цнд}) × (1 – х _цнд) + i²( p _{z цнд}) х _цнд =

                           = 137,77(1–0,906)+2561,2 × 0,906 = 2333,4кДж/кг.

 

 

3.1.8 Параметры турбопривода  питательного насоса

 

Турбопривод питатаельного  насоса получает пар от паропровода  после пароперегревателя. Гидравлические сопротивления тракта паропровода  ПТН приняты в расчет ∆Р = 10 %. Параметры  пара в точке Атпн

Р_тпн = 0,9∙Р_цнд = 0,9∙0,58= 0,522 МПа.

В расчет принято  Р_тпн = 0,5 МПа ; Т_тпн = 254 °C;

i_тпн = i_цнд = 2968,3кДж/кг.

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:  n_i^ТПН= 0.79. В результате построений процессов расширения пара в турбине ПТН получены парметры пара за последней ступенью турбины : Р_zтпн = 6 кПа; χ = 0,926;

i_zтпн= i’( 1 – χ ) + i” ∙ χ =

=151,5 ∙ 0,071 + 2567,1∙0,926 = 2395,59 кДж/кг;

H_iтпн = i_тпн – i_zтпн = 2968.3 –2395.59 =573.4 кДж/кг.

ДИАГРАМА 3.4рис

                       3.2 Компоновка схемы рабочего контура

 

3.2.1 Предварительное распределение  теплоперепада по ступеням турбины

 

Принято, что проточные  части ЦВД и ЦНД состоят  из пяти активных ступеней в одном  потоке каждого цилиндра.

В первом приближении  можно принять равномерную  разбивку теплоперепада - отдельно на ЦВД и  отдельно на ЦНД. Обычно средний теплоперепад ступени ЦНД заметно больше среднего  теплоперепада ЦВД. Применительно к принятому в примере расчета варианту:

- энтальпия пара на  входе в ЦВД

i_вх^цвд = 2778,8 кДж/кг;

- энтальпия пара на  выходе из ЦВД

i_вых ^цвд = 2456,02 кДж/кг;

- внутренний теплоперепад  ЦВД

H _i^цвд = i_вх^цвд – i_вых^цвд = 2778,8 – 2456,02  = 322,78кДж/кг

- средний теплоперепад  одной ступени ЦВД

h _i^цвд = H _i^цвд / z_ст^цвд =322,78/5 = 66,226 кДж/кг

- энтальпия пара на  входе в ЦНД

i_вх^цнд = 2968,29 кДж/кг;

- энтальпия пара на  выходе из ЦНД

i_вых^цнд = 2333,4 кДж/кг;

- внутренний теплоперепад  ЦНД

H _i^цнд = i_вх^цнд –i_вых^цнд = 2968,29– 2333,4 = 634,89 кДж/кг;

- средний теплоперепад  одной ступени ЦНД

h _i^цнд = H _i^цнд /z_ст^цнд = 634,89/5 = 126,978 кДж/кг.

 

Предварительная равномерная  разбивка теплоперепадов цилиндров показана на рисунке 3.4 в диаграмме i-s, а результаты равномерной разбивки теплоперепадов сведены в таблицу 3.1.

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 3.1.

Значения давления пара и его сухости (или температуры, если пар перегретый) для таблицы 3.1 определили графически. Для этого линии А^гт-5 (ЦВД) и А^цнд-5 (ЦНД) на рисунке 3.4 графически разделили на пять одинаковых отрезков. В каждой полученной точке сняли значения давления и сухости пара (или его температуры).

По полученным значениям  давления и сухости пара (или его  температуры) определили расчетные  значения энтальпии пара по выражениям i = i^¢× (1 – x) + i^²×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 3.1

 

 

Таблица 3.1 – Параметры пара в ступенях ЦВД и ЦНД при равномерной разбивке теплоперепадов

 

Место проточной части  турбины	Энтальпия пара, кДж/кг	Давление пара, МПа
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	2778,8        2714,2    2649,6 2585,1 2520,5 2456	6,0 3,8 2,44 1,56 0,96 0,6
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	2968,2 2841,3 2714,3 2587,3 2460 2333,4	0,58 0,262 0,115 0,044 0,01605 0,005

 

 

 

 

3.2.2 Компоновка системы  регенерации. Окончательное распределение  теплоперепада по ступеням турбины.