Контрольная работа: Расчет рабочего контура ядерной энергетической установки

Расчет рабочего контура ядерной энергетической установки

Контрольная работа

Расчет рабочего контура ЯЭУ

Содержание

1. Уравнения материальных балансов для теплообменных аппаратов

. Уравнения тепловых балансов для теплообменных аппаратов и точек смешения сред

. Определение расхода пара на главную турбину, паропроизводительности парогенератора и мощности ядерного реактора. КПД ЯЭУ брутто

. Определение расхода пара на турбопривод питательного насоса

. Расчет параметров системы теплофикации

. Расчет параметров системы пара собственных нужд. Учет расхода пара на протечки

Список литературы

рабочий контур ядерный энергетический

1. Уравнения материальных балансов для теплообменных аппаратов

Уравнения материальных балансов позволяют выявить составляющие расходов сред для уравнений тепловых балансов, которые в последующем необходимо составить и решить относительно неизвестных величин. В результате решения уравнений тепловых балансов определяются расходы сред в различных ветвях рабочего контура.

В общем случае для смешивающих и поверхностных водоподогревателей входов среды в теплообменный аппарат может быть несколько, выход же, как правило, один. Схемы таких теплообменных аппаратов (для простоты показан вариант, когда входов два) можно представить, как показано на рисунке 1.

Рисунок 1 - Расчетная схема теплообменного аппарата:

а) - поверхностного типа; б) - смешивающего типа

Очевидно, что в общем случае уравнения материальных балансов для таких теплообменных аппаратов будут иметь вид:

для поверхностного подогревателя

SGвх.jг = Gвыхг (1)

SGвх.kн = Gвыхн; (2)

для смешивающего подогревателя

SGвх.j = Gвых. (3)

Если для каждого теплообменного аппарата записать все входящие в уравнения материальных балансов значения расходов сред (в соответствующее уравнение тепловых балансов входят эти же значения расходов сред), то это позволит выявить рациональную последовательность рассмотрения уравнений тепловых балансов. Правда, это актуально только при ручном (с помощью калькулятора) решении системы уравнений тепловых балансов. Если же предполагается использовать вычислительную технику, которая имеет стандартные программы решения системы алгебраических уравнений практически любого порядка, то отпадает необходимость выявления последовательности решения уравнений тепловых балансов.

. Уравнения тепловых балансов для теплообменных аппаратов и точек смешения сред

Уравнения тепловых балансов составляют на основе материальных балансов. Уравнение теплового баланса теплообменного аппарата реализует принцип: уменьшение тепловой энергии греющей среды равно увеличению тепловой энергии нагшреваемой среды. При этом следует иметь в виду, что часть тепловой энергии сред теряется в окружающую среду. Интенсивность рассеяния тепла зависит от качества теплоизоляции, величины наружной поверхности теплообменника и температуры его стенки. Очевидно, что по ходу нагреваемой среды от одного подогревателя воды к другому растет ее температура и рассеяние тепла нарастает. В справочной литературе рекомендуется достаточно простая оценочная эмпирическая формула для определения коэффициента удержания тепла h для каждого водоподогревателя

h = 1 - r×10-3 (4)

где r - номер подогревателя по ходу нагреваемой воды.

Тогда уравнения теплового баланса можно записать так:

для смешивающего подогревателя

h ×(SG вх.j ×iвх.j) = G вых ×iвых (5)

для поверхностного подогревателя

h ×(SG вх.jг ×iвх.jг - G выхг ×iвыхг) = G выхн ×iвыхн - SG вх.kн ×iвх.kн (6)

Как следует из рассмотрения уравнений тепловых балансов (5) и (6), каждый расход потока теплобменивающихся сред должен умножаться на соответствующее значение энтальпии этой среды. По физической сути работы водоподогревателей теплообменивающиеся среды могут выступать в виде воды (переохлажденной или насыщенной) или в виде пара (насыщенного, влажного или перегретого), однако на всей протяженности теплообменного аппарата температура греющей среды должна оставаться выше температуры нагреваемой среда.

Для переохлажденной воды или перегретого пара энтальпия определяется как функция давления и температуры среды:

= i(p, t) (7)

Для насыщенной воды и пара энтальпия определяется как функция либо давления, либо температуры:

= i(p) или i = i(t) (8)

Для влажного пара энтальпию можно определить по зависимости i =

'×(1 - x) + i" ×x  (9)

где i' и i" - энтальпии воды и пара на линии насыщения;

х - сухость пара; (1-х) - влажность пара.

При определении значений энтальпии греющей среды на входе в теплообменный аппарат можно руководствоваться следующим соображением. Обычно достаточно просто определить энтальпию в точке начала движения среды в ветви (отбор пара из проточной части турбины, точка выхода среды из предыдущего теплообменного аппарата). Так как трубопроводы подвода греющей среды имеют качественную теплоизоляцию, то дросселирование среды от точки отбора до ее входа в теплообменный аппарат можно считать адиабатическим. Термодинамика показывает, что в этом случае процесс дросселирования является изоэнтальпийным:

вхг = iот. (10)

Заметим, что в действительности энтальпия отбираемого пара может быть несколько меньше энтальпии пара за соответствующей ступенью турбины. Это вызвано тем, что в проточной части турбины предусматривают внутрикорпусную сепарацию пара. Она способствует некоторому (обычно незначительному) уменьшению влажности основного потока пара. Удаляемая влага может отводиться в поток отбираемого пара и таким образом несколько уменьшать его энтальпию. При детальном расчете турбины этот фактор учитывают. Однако в нашем расчете энергоустановки в целом, который выполняется на стадии, когда турбина еще детально не проработана, этим фактором можно пренебречь.

Энтальпия греющей среды на выходе из поверхностного водоподогревателя принимается в зависимости от того, на каком принципе работает этот водоподогреватель.

Если это поверхностный водоподогреватель, работающий только за счет конденсации греющего пара без переохлаждения конденсата, то энтальпия среды на выходе определяется как энтальпия воды на линии насыщения, т.е.

выхг = i¢(рвп). (11)

Здесь давление среды в водоподогревателе рвп равно давлению отбора за вычетом гидравлических сопротивлений подводящего тракта Dр. При этом для первых по тракту нагрева воды водоподогревателей, работающих при меньших давлениях греющего пара, объемные расходы пара большие, поперечное сечение трубопроводов большое (поэтому размер сечения стремятся ограничить), в результате значения Dр принимаются больше. С ростом давления греющего пара (для последующих водоподогревателей) величина Dр может быть принята меньшей. Значение Dр можно принять по прототипным данным. Можно воспользоваться также оценочной эмпирической зависимостью

Dрr » 11 - r, %, (12)

где r - номер регенеративного водоподогревателя по ходу подогреваемой воды, включая и деаэратор.

Тогда давление в полости греющей среды водоподогревателя будет

рвп = рот ×(1 - Dрr /100). (13)

Если же речь идет о поверхностном водоподогревателе с зоной охлаждения дренажа, т.е. с переохлажденной водой на выходе, то ее энтальпия определяется как функция давления и температуры переохлажденной воды. Давление среды определяется по той же методике. Температура греющей среды на выходе принимается на 3...10oС выше температуры нагреваемой среды на входе в аппарат (значение температуры нагреваемой среды рассматривается ниже). Распределение температур теплообменивающихся сред в таком водоподогревателе показано на рисунке 2.

Рисунок 2 - Диаграмма t-q поверхностного водоподогревателя с охладителем дренажа

Энтальпия нагреваемой воды в поверхностном водоподогревателе всегда определяется как энтальпия недогретой до кипения воды, поэтому она определяется как функция давления и температуры.

Температура нагреваемой воды на выходе из водоподогревателя определяется как температура греющей среды за вычетом температурного напора на "горячей" стороне водоподогревателя dt (см. рисунок 2). Тогда

выхн = tвхг - dt (14)

Эта зависимость одинаково справедлива для водоподогревателей как с зоной охлаждения дренажа, так и без такой зоны.

Как уже отмечалось, величина dt зависит от того, насколько ограничена поверхность теплопередачи поверхностного водоподогревателя и каковы теплопроводящие свойства материала трубной системы. Для ПВД, в которых используется простая углеродистая сталь (сравнительно дешевая и с достаточно хорошими теплопроводящими свойствами) значение dt может быть принято достаточно низким - около 1,5oС. Для ПНД с латунной поверхностью теплопередачи dt также может быть принято порядка 1,5oС. Если в ПНД применена аустенитная нержавеющая сталь, то dt = 3,5...5oС. В реальных ЯЭУ АЭС значение dt обычно составляет заметно большие значения - от 3...4 до 5...6oС, что способствует уменьшению поверхности теплопередачи водоподогревателей.

Заметим, что для поверхностных водоподогревателей, у которых греющая среда - перегретый пар, в выражении (14) под tвх cледует понимать температуру насыщения при давлении греющей среды (рисунок 3). Это объясняется тем, что количество тепловой энергии, полученной от охлаждения пара, обычно очень небольшое (так как теплоемкость пара - небольшая величина, она в несколько сот раз меньше скрытой теплоты парообразования), поэтому эффективность теплопередачи в таком водоподогревателе в основном определяется температурным напором в точке начала конденсации греющего пара. Температура нагреваемой среды на выходе из водоподогревателя практически мало отличается от ее температуры в точке начала конденсации греющей среды.

Рисунок 3 - Диаграмма t-q поверхностного водоподогревателя с пароохладителем

Температура нагреваемой среды на входе в поверхностный водоподогреватель принимается равной температуре среды на выходе из предыдущего водоподогревателя. При одновременном рассмотрении всех поверхностных водоподогревателей можно таким образом оценить значения принимаемых в расчет температур нагреваемой среды для всех водоподогревателей и на входе, и на выходе из них.

На вход первого водоподогревателя направляется среда, имеющая энтальпию несколько выше энтальпии конденсата главного конденсатора. Это обусловлено тем, что в конденсатном трубопроводе, на напорном трубопроводе конденсатного насоса первого подъема обычно устанавливают охладитель пара концевых уплотнений турбины (ОПУ). Нагрев конденсата в таких пароохладителях небольшой. В тепловых расчетах рабочего контура его можно оценить приближенно, приняв температуру конденсата на входе в первый водоподогреватель на 3...5оС выше температуры конденсата в главном конденсаторе.

Кроме значений температур нагреваемой среды на входе и выходе каждого водоподогревателя необходимо также определить значения давления среды в этих точках. Тогда значения энтальпий нагреваемой среды в каждой точке конденсатно-питательной системы можно определить по сочетанию давления и температуры.

Для определения давления в каждой точке конденсатно-питательной системы необходимо оценить напоры (давления) соответствующих насосов (конденсатных и питательного), с учетом гидравлических сопротивлений элементов системы.

Напор (давление) каждого насоса определяется разностью давления в точке, куда подается перекачивается жидкость, и давления в точке забора жидкости, гидравлическими сопротивлениями тракта а также геодезической составляющей - разностью давлений на концевых участках тракта, вызванной разностью высот их расположения. Гидравлические сопротивления конденсатной системы от главного конденсатора до деаэратора преодолеваются конденсатными насосами, после деаэратора - питательным насосом.

Конденсатных насосов может быть два: первого подъема (преодолевает гидравлические сопротивления от главного конденсатора до выхода из блочной обессоливающей установки) и второго подъема (преодолевает гидравлические сопротивления участка конденсатного трубопровода, охватывающего все подогреватели низкого давления поверхностного типа). Питательная система для АЭС обычно компонуется по одноподъемной схеме включения питательных насосов в отличие от ТЭС, где давление пара может быть значительно больше и поэтому возможна двухподъемная схема включения насосов. Питательный насос АЭС преодолевает гидравлические сопротивления всех подогревателей высокого давления, питательного трубопровода, питательного регулирующего клапана, парогенератора.

Рассмотрим структуру этих выражений применительно к варианту ПТУ с турбиной К-1000-60/3000. В этом случае выражение для определения давления КН1 может быть записано в виде

ркн1 = рпнд-1 - ргк + Dрбоу + Dропу + Dрк.тр + Dррку гк + Dргеод, (15)

где рпнд-1 - давление в смешивающем ПНД1 (определяется давлением отбора пара на ПНД1 за вычетом гидравлических сопротивлений трубопровода греющего пара);

ргк - давление в главном конденсаторе;

Dрбоу - гидравлическое сопротивление блочной обессоливающей установки. В расчет можно принять Dрбоу = 0,3...0,5 МПа;

Dропу - гидравлическое сопротивление охладителя пара уплотнений, Dропу = 0,05...0,07 МПа;

Dрк.тр - гидравлическое сопротивление участков конденсатного трубопровода, Dрк.тр = 0,1...0,2 МПа;

Dррку гк - гидравлическое сопротивление регулирующего клапана уровня ГК, Dррку гк = 0,2...0,4 МПа;

Dргеод - противодавление подъема воды на ПНД1 от уровня воды в конденсатосборнике главного конденсатора. Уровень расположения ПНД1 должен быть достаточным для обеспечения каскадного слива воды из ПНД1 в ПНД2. Обычно разность высот расположения конденсатосборника и ПНД1 составляет 12...17 м.

В рекомендованных пределах величин верхние значения относятся к установкам с турбинами большой мощности - более 200 МВт.

Выражение для определения давления конденсатного насоса второго подъема может быть записано в виде

ркн2 = рд - рпнд-2 + Dрк.тр + SDрпнд + Dррку пнд2 + Dргеод, (16)

где рд - давление в деаэраторе;

рпнд2 - давление в смешивающем подогревателе ПНД2 (определяется давлением отбора пара на ПНД2 за вычетом гидравлических сопротивлений трубопровода греющего пара);

Dрк.тр - гидравлическое сопротивление участков конденсатного трубопровода, Dрк.тр = 0,1...0,2 МПа;

SDрпнд - суммарные гидравлические сопротивления ПНД поверхностного типа. В расчет можно принять сопротивление одного ПНД порядка 0,07...0,10 МПа;

Dррку пнд2 - гидравлическое сопротивление регулирующего клапана уровня ПНД2, Dррку пнд2 = 0,2...0,4 МПа;

Dргеод - противодавление подъема воды в деаэратор от уровня воды в ПНД2. Уровень расположения деаэратора должен быть достаточным для обеспечения подпора на всасывании питательного насоса. Обычно разность высот деаэратора и ПНД2 составляет 25...30 м.

Если конденсатная система, охватывающая элементы системы регенерации, скомпонована иначе, то рассмотренные зависимости могут принять несколько иной вид, но принцип их составления остается тем же. Например, если в составе конденсатной системы предусмотрено два конденсатных насоса (первого и второго подъема), между которыми нет развязывающего участка со смешивающими подогревателями, то в расчет принимают условную развязывающую точку - точку на входе в КН2. Давление в этой точке можно принять в диапазоне от 0,2...0,3 МПа до 1...1,5 МПа. При этом для КН1 Dргеод составляет 2...3 м, а для КН2 Dргеод = = 20...30 м.

Аналогично можно составить расчетную зависимость для определения давления питательного насоса:

рпн = рпг - рд + Dрпг + Dрп.тр + Dрпк + SDрпвд + Dррку д + Dргеод, (17)

где рпг - давление генерируемого пара;

рд - давление в деаэраторе;

Dрпг - гидравлическое сопротивление парогенератора. В расчет можно принять Dрпг ~ 0,3 МПа;