рпн = рпг- рд + Dрпг + Dрп.тр + Dрпк + SDрпвд + Dррку д + Dргеод = 6,4 - 0,7 + 0,3 + 0,3 + 1,0 + 2×0,5 + 0,4 + 0,0 = 8,7 МПа.
В расчет принято рпн = 8,7 МПа.
Для большей наглядности распределения температур и давлений нагреваемой среды по тракту конденсатно-питательной системы (того ее участка, который охватывает подогреватели поверхностного типа) целесообразно показать ее схему и совместить схему с графиком изменения давления и температуры нагреваемой среды.
Применительно к рассматриваемому варианту энергоустановки схема и график изменения параметров показаны на рисунке 1.
Рисунок 1 - График изменения давления и температуры нагреваемой среды в поверхностных водоподогревателях системы регенерации
Численные значения давления и температуры нагреваемой среды представлены также в таблице 3.
Таблица 3 - Параметры нагреваемой среды поверхностных теплообменных аппаратов
| Вход и выход нагреваемой среды | Давление среды, МПа | Температура среды, оС | Энтальпия среды, кДж/кг | Примечание |
| ПВД-7 -вх -вых | 8,62 8,12 | 191 209,5 | 815,4 897,7 | |
| ПВД-6 -вх -вых | 9,18 8,68 | 164,96 191 | 702,0 815,5 | |
| ПНД-5 -вх -вых | 1,18 1,08 | 123 153 | 517,16 645,51 | |
| ПНД-4 -вх1 -вх 2 -вых | 1,32 1,22 | 98 123 | 411,54 427,71*) 517,18 | *) закачивается дренажным насосом из системы теплофикации (см. таблицу 1) |
| ПНД-3 -вх -вых | 1,46 1,36 | 76,45 98 | 321,2 411,57 | |
| ПП -вх -вых | 0,58 0,58 | 157,52* 255 | 2755,0*) 2968,29**) | *) температура и энтальпия насыщенного пара при р=0,58 МПа (на выходе из сепаратора) **) энтальпия пара на входе в ЦНД (см. таблицу 13.3) |
Энтальпию среды на входе и выходе подогревателей системы определяем по сочетанию значений давления и температуры в соответствующих точках.
Греющая среда поверхностных теплообменных аппаратов рабочего контура - конденсирующийся пар (как правило, влажный пар). Если в теплообменном аппарате предусмотрен охладитель дренажа конденсирующегося пара, то на части поверхности теплопередачи в качестве греющей среды выступает вода.
Параметры основного потока греющей среды на входе в теплообменный аппарат определены ранее (см. таблицы 13.3 и 13.4). Для подогревателей системы регенерации - это параметры пара, отбираемого из проточной части турбины, для пароперегревателя - параметры свежего пара.
На входе в теплообменный аппарат давление греющей среды несколько снижается, однако процесс дросселирования среды можно считать адиабатическим и, следовательно, изоэнтальпийным. Таким образом, энтальпия основного потока греющей среды на входе в каждый теплообменный аппарат к этому этапу расчета известна (см. таблицы 13.3 и 13.4).
Параметры греющей среды на выходе из теплообменных аппаратов являются параметрами воды на линии насыщения, если теплообменный аппарат не имеет зоны охлаждения дренажа, или это параметры переохлажденной воды, если предусмотрен охладитель дренажа. В последнем случае для оценки температуры воды на выходе из такого ВП можно принять температуру дренажа на величину от 3 до 10 оС выше температуры нагреваемой среды на входе в ВП - см. диаграмму t-q водоподогревателя с охладителем дренажа, показанную на рисунке 2.
Рисунок 2 - Диаграмма t-q водоподогревателя с охладителем дренажа (а - зона ОД)
Особо следует отметить порядок определения значений параметров греющей среды дополнительных входов в ВП. Обычно это каскадные сливы от соответствующих вышерасположенных ВП.
Здесь также следует руководствоваться одним из фундаментальных положений термодинамики, в соответствии с которым адиабатическое дросселирование среды (снижение давления без теплообмена с окружающей средой) можно считать изоэнтальпийным.
Таким образом, энтальпия греющей среды в дополнительном входе может быть принята равной энтальпии греющей среды на выходе из того аппарата, из которого осуществляется каскадный слив.
Численные значения энтальпии греющей среды применительно к рассматриваемому варианту энергоустановки представлены в таблице 4.
Таблица 4 - Параметры греющей среды поверхностных теплообменных аппаратов
| Вход и выход греющей среды | Характеристика среды. | Энтальпия среды, кДж/кг. | Примечание |
| ПВД-7 -вх -вых | Влажный пар 1 отбора Переохлажденный дренаж | 2629,24 843,68 | см. таблицу 13.3 р = ргпвд7 = 2,037 МПа; t = tнвх.пвд7 + 7 =191+7=198оС |
| ПВД-6 -вх-1 -вх-2 -вых | Влажный пар 2 отбора Выход греющей среды ПВД-7 Переохлажденный дренаж | 2576,64 843,68 728,22 | см. таблицу 13.3 р = ргпвд6 = 1,392 МПа; t = tнвх.пвд6 + 7 =165+7=172оС |
| ПНД-5 -вх -вых | Влажный пар 4 отбора Насыщенный дренаж | 2456,02 659,98 | см. таблицу 13.3 р = ргпнд5 = 0,564 МПа |
| ПНД-4 -вх -вых | Перегретый пар 5 отбора Переохлажденный дренаж | 2834,82 440,27 | см. таблицу 13.3 р = ргпнд4 = 0,242 МПа; t = tнвх.пнд4 + 7 = 98+7=105 оС |
| Вход и выход греющей среды | Характеристика среды. | Энтальпия среды, кДж/кг. | Примечание |
| ПНД-3 -вх-1 -вх-2 -вых | Перегретый пар 6 отбора Выход греющей среды ПНД-4 Переохлажденный дренаж | 2710,88 440,27 349,49 | см. таблицу 13.3 р = ргпнд3 = 0,109 МПа; t = tнвх.пнд3+7=76,45+7 = = 83,45оС |
| ПП -вх -вых | Свежий пар Насыщенный дренаж | 2778,8 1207,16 | см. таблицу 13.3 р = ргпп = 0,98 × ргт = = 0,98 × 0,6 = 5,88 МПа |
Параметры теплообменивающихся сред на входах в теплообменные аппараты смешивающего типа определяются как параметры сред, подвергающихся изоэнтальпийному дросселированию. Вследствие этого значения энтальпии этих сред принимаются равными энтальпии в точках истечения сред. На выходе из аппарата смешивающего типа среда обычно находится на линии насыщения при давлении в теплообменном аппарате.
Применительно к рассматриваемому варианту энергоустановки значения параметров сред представлены в таблице 5.
Таблица 5 - Параметры теплообменивающихся сред теплообменных аппаратов смешивающего типа
| Вход и выход среды | Энтальпия среды, кДж/кг | Примечание: |
| Деаэратор -вх-1 -вх-2 -вх-3 -вх-4 -вх-5 -вх-6 -вых | 2520,99 546,73 728,22 659,98 664,7 645,51 697,1 | Греющий пар отбора 3 (см таблицу 13.3) Возврат сливов СН1(t=130оС; р=0,882 МПа) Дренаж ПВД-6 Дренаж ПНД-5 Слив сепарата из СПП (насыщенная вода при р=0,58 МПа) Выход нагреваемой среды ПНД-5 Насыщенная вода деаэратора при р=0,7 МПа |
| ПНД-1 -вх-1 -вх-2 -вых | 2473,33 150,757 232,67 | Греющий пар отбора 8 (см таблицу 13.3) Вода температуры конденсата ГК, ополнительно нагретая на 3…4оС в охладителе пара (t=36оC; р = рпнд1 = 0,0162 МПа) Насыщенная вода при р=0,0162 МПа |
| ПНД-2 -вх-1 -вх-2 -вх-3 -вых | 2586,11 349,49 232,67 320,0 | Греющий пар отбора 7 (см таблицу 13.3) Дренаж ПНД-3 Выход ПНД-1 Насыщенная вода при р=0,04095 МПа |
Заметим, что значения энтальпий теплообменивающихся сред для таблиц 3, 4 и 5 определялись с помощью комплексных программ пособия [43]. Методические рекомендации по работе с программами интерполяции свойств воды и водяного пара приведены в приложении Е.
6. Уравнения тепловых балансов рабочего контура
Уравнения тепловых балансов составляют на базе уравнений материальных балансов. При этом значения расходов сред умножают на соответствующие значения энтальпии этих сред. Целесообразная последовательность рассмотрения уравнений теплового баланса также определена в результате анализа системы уравнений материального баланса (см. п.4.12). Уравнения тепловых балансов теплообменных аппаратов, содержащих в своем составе охладители дренажа греющего пара, следует составлять как единое уравнение, охватывающее и основной теплообменный аппарат и его охладитель дренажа. В уравнениях тепловых балансов необходимо учесть рассеяние тепла в окружающую среду. Как уже отмечалось, коэффициент удержания тепла в теплообменных аппаратах можно оценить по эмпирической зависимости h = 1 - r × 10-3, где r - номер подогревателя. Применительно к варианту принятой в расчет энергоустановки уравнения тепловых балансов можно составить и разрешить в рассмотренной выше последовательности.
Коэффициенты удержания тепла теплообменных аппаратов можно определить по зависимости h = 1-r × 10 -3. Значения h составляют:
| для ПНД-1 | h = 0,999; | для деаэратора | h = 0,994; |
| для ПНД-2 | h = 0,998; | для ПВД-6 | h = 0,993; |
| для ПНД-3 | h = 0,997; | для ПВД-7 | h = 0,992; |
| для ПНД-4 | h = 0,996; | для ПП | h = 0,99. |
| для ПНД-5 | h = 0,995; |
Заметим, что используемая эмпирическая зависимость дает приемлемые значения величины h и хорошо отражает физическую сущность вопроса: по мере увеличения номера теплообменного аппарата растет температура его корпуса и вследствие этого уменьшается коэффициент удержания тепла.
Уравнение теплового баланса ПВД-7
hпвд-7 Gот1(iвхг - iвыхг) = (Gт + Gпр) (iвыхн - iвхн);
,992 Gот1(2629,24 - 843,68) = 1,004Gт (897,7 - 815,4);от1 = 0,04665 Gт.
Уравнение теплового баланса ПВД-6
hпвд-6 [Gот2(iвх1г- iвыхг) + Gот1(iвх2г - iвыхг)] = (Gт + Gпр) (iвыхн - iвхн);
,993[Gот2 (2576,64 - 728,22) + 0,04665 Gт (843,68 - 728,22)] =
= 1,004Gт (815,5 - 702,0);от2 = 0,05915 Gт.
Уравнение теплового баланса деаэратора
hд∙{(Gот3 - Gсн) iвх1 + Gсн1∙ iвх2 + (Gот1 + Gот2) iвх3 + (Gот4 - Gпсвп) iвх4 +
+ (Gт - 
Gот i)(1 - хцвд) iвх5 + [(Gт - Gот i) хцвд + Gсн2 + Gпр +
+ Gпсвп] iвх6} = (Gт + Gпр) iвых;
,994 {(Gот3 - 41) 2520,99 + 14 ∙ 546,73 + 0,1058 Gт ∙ 728,22 +
+ (Gот4 - 22,53) ∙ 659,98 + (0,8942Gт - Gот3 - Gот4) ∙ (1 - 0,856) 664,7 +
+ [(0,8942Gт - Gот3 -Gот4) ∙ 0,856 + 27 + 0,004Gт + 22,53] 645,51} =
= 1,004Gт ∙ 697,1;
Gот3 = 0,2392 Gт - 0,006251Gот4 + 41,973.
Уравнение теплового баланса ПНД-5
hпнд-5(Gот4 - Gпсвп)∙(iвхг - iвыхг) =
= [(Gт - 
Gот i) хцвд + Gсн2 + Gпр + Gпсвп] ∙ (iвыхн - iвхн);
,995 (Gот4 - 22,53) ∙ (2456,02 - 659,98) =
= [(0,8942Gт - Gот3 - Gот4)∙0,856 + 27 + 0,004Gт + 22,53] (645,51 - 517,16);
Gот4 = 0,05206Gт - 0,05792 Gот3 + 24,576.
Совместное решение выражений для Gот3 и Gот4:
от3 = 0,02392 Gт - 0,006251 (0,05206Gт - 0,05792Gот3 + 24,576) + 41,973;от3 = 0,0236Gт + 41,8345.
Gот4 = 0,05206Gт - 0,05792 (0,0236Gт + 41,8345) + 24,576;
Gот4 = 0,05069 Gт + 22,153.
Уравнение теплового баланса ПНД-4
hпнд-4(Gот5 - Gпсво2ст)×(iвхг - iвыхг) = [(Gт - 
Gот i) хцвд + Gсн2 + Gпр-Gпсво1ст -
Gпсво2ст] (iвыхн - iвх1н) + Gпсв (iвыхн - iвх2н);
,996(Gот5 - 16,07)(2834,82 - 440,27) = [(0,8199Gт - 63,9875)×0,856 + 27 + 0,004Gт - 16,07 - 9,83] (517,18- 411,54) + 48,43×(517,18 - 427,71);
Gот5 = 0,03126Gт + 15,5094.
Уравнение теплового баланса ПНД-3
hпнд-3[(Gот6 - Gпсво1ст)×(iвх1г - iвыхг) + (Gот5 - Gпсво2ст)×(iвх2г - iвыхг)] = [(Gт - Gот i) хцвд + Gсн2 + Gпр - Gпсво1 - Gпсво2](iвыхн - iвхн);
,997[ (Gот6 - 9,83) (2710,88 - 349,49) + (0,03126Gт + 15,5094-
16,07)×(440,27 - 349,49)] = [(0,8199Gт - 63,9875)×0,856 + 27 +
+ 0,004Gт - 9,83 - 16,07]×(411,57 - 321,2);
Gот6 = 0,02589Gт +7,7913.
Уравнение теплового баланса ПНД-2
hпнд-2{Gот7 iвх1 +(Gот5 + Gот6 - Gпсво2ст -Gпсво1ст) iвх2 +[(Gт - Gот i) хцвд +Gсн2 + Gпр - 
Gот i] iвх3} = [(Gт - Gот i) хцвд +Gсн2 + Gпр - Gпсво2 - Gпсво1] iвых;
,998 {Gот7 2586,11 + (0,05715 Gт + 23,3007 - 16,07- 9,83)×349,49 +
+ [(0,8199 Gт - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004Gт - 0,05715 Gт - 23,3007 -
Gот7]×232,67} = [(0,8199 Gт - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004Gт - 16,07 -
9,83]×320,0;
Gот7 = 0,02355Gт - 1,8773.
Уравнение теплового баланса ПНД-1
hпнд1{Gот8×iвх1 + [(Gт - Gот i) хцвд + Gсн2 + Gпр - 
Gот i]iвх2} =
= [(Gт - Gот i) хцвд + Gсн2 + Gпр - Gот i] iвых;
,999{Gот8 2473,33 + [(0,8199 Gт - 63,9875)0,856 + 27 + 0,004Gт -
,0807Gт -21,4234 - Gот8] 150,757} =[(0,8199 Gт - 63,9875) 0,856 +
+ 27 + 0,004Gт - 0,0807Gт - 21,4234] 232,67;
Gот8 = 0,02211 Gт - 1,74.
Уравнение теплового баланса пароперегревателя
hппGпп(iвхг- iвыхг) = (Gт - Gот i) хцвд (iвыхн- iвхн);
0,99Gпп(2778,8-1207,16) = (0,8199 Gт - 63,9875) 0,856 (2968,29 - 2755,0);пп = 0,096209Gт - 7,50846.
. Расход пара на турбину турбопитательного насоса
Применительно к варианту принятой в расчет энергоустановки определение расхода пара на турбину ТПН выполнено следующим образом.
Параметры конденсатного насоса пароперегревателя.
Насос принят с гидротурбинным приводом (ГП), питающимся водой отбора от напорного патрубка ТПН. Тип насоса конденсатный гидротурбонасос КГТН.
Мощность КГТН
кгтн = pкгтн×Gкгтн×vкгтн / (hкгтн×1000), кВт,
где ркгтн - давление насоса; pкгтн = рвых пвд-7 - рвых пп + Dртр;
рвых пвд-7 = 8,12 МПа - давление нагреваемой среды на выходе из
ПВД-7 (таблица 3);
рвых пп = 5,88 МПа - давление греющей среды на выходе из ПП
(таблица 4);
Dртр = 0,05×(рвых пвд-7 - рвых пп) - сопротивление трубопровода
(принято в расчет);кгтн = (8,12 - 5,88)×1,05 = 2,352 МПа;кгтн = Gпп = 0,096208 Gт - 7,508335 кг/с - массовая подача насоса;кгтн = v¢(р=5,88 МПа) = 0,0013148 м3/кг - удельный объем
перекачиваемой жидкости
hкгтн = 0,8 - КПД насоса (принято в расчет).кгтн = 2,352×106×(0,096209 Gт - 7,50846)×0,0013148 / (0,8×1000) =
= 0,3719 Gт - 29,024 кВт.
Расход силовой воды на гидропривод (см. п. 8.4.2)гп = 1000×Nкгтн/(vгп×Dргп×hгп), кг/с.
Здесь Nкгтн - мощность гидропривода равная мощности насоса, кВт;гп - удельный объем силовой воды, м3/кг;гп = v(р=9,7 МПа, t=164,96 оС) = 0,0011015 м3/кг;
р=9,7 МПа - давление воды на выходе из питательного
насоса (рисунок 1);=164,96 оС - температура воды на выходе из деаэратора
(таблица 13.4);
Dргп - перепад давлений срабатываемый на гидроприводе, Па;
Dргп = рпн - Dртр;
рпн = 8,7 МПа - давление питательного насоса (п.5.1);
Dртр = 0,3 МПа - гидравлические сопротивления трубопровода
силовой воды (принято в расчет);
hгп = 0,8 - КПД гидропривода (принято в расчет).гп = 1000×(0,3719 Gт - 29,024)/[0,0011015×(8,7 - 0,3)×106×0,8] =
= 0,0502426 Gт - 3,921, кг/с/
Параметры турбопитательного насоса
Массовая подача ТПН
тпн = Gвых.д + Gгп = Gт + 0,004Gт + 0,0502426 Gт - 3,921 =
= 1,0542426 Gт - 3,921 кг/с.
Давление ТПН ртпн = 8,70 МПа (п.5.1).
Удельный объем перекачиваемой водытпн = 0,0011015 м3/кг (равен удельному объему силовой воды гидропривода).
hтпн = 0,8- КПД турбопривода (принято по прототипу).
Мощность ТПН
Nтпн = pтпн×Gтпн×vтпн / (hтпн×1000) =
= 8,7×106×(1,0542426 Gт - 3,921) × 0,0011015 / (0,8 × 1000) =
= 12,62858 Gт - 46,9689, кВт.
Расход пара на ТПН
птпн = Nтпн / (hмех.тпн×Н i тпн),
где hмех.тпн = 0,98 - механический КПД турбопривода (принято по прототипу);
Н i тпн = 573,39 кДж/кг - внутренний теплоперепад, срабатываемый на турбине ТПН (п.12.8).птпн =(12,62858 Gт -46,9689)/(0,98×573,39)=0,022474 Gт - 0,083586 кг/с.
. Расход пара на главную турбину
Как уже отмечалось, в результате разрешения системы уравнений тепловых балансов получены значения расходов среды во всех ветвях рабочего контура, но все они выражены через расход пара на главную турбину Gт. Для определения численного значения величины Gт составляют уравнение баланса механической энергии комплекса "главная турбина - генератор электроэнергии".
Применительно к варианту принятой в расчет энергоустановки определение расхода пара на главную турбину выполнено следующим образом.
Внутренняя мощность турбины
i т = Рг/(hген×h мех.т) = 1000×103/(0,98×0,98) = 1041,2327×103 кВт.
Значения КПД генератора электроэнергии и механического КПД турбоагрегата в расчет приняты по 0,98. Величины этих КПД могут быть и существенно большие - до 0,985…0,99 (например, для ЮУАЭС hген = = 98,92 %).
стЦВД = iвх1ст - iвых1ст = 75,58 кДж/кг;стЦВД = iвх2ст - iвых2ст = 73,98 кДж/кг;стЦВД = iвх3ст - iвых3ст = 52,6 кДж/кг;стЦВД = iвх4ст - iвых4ст = 55,65кДж/кг;стЦВД = iвх5ст - iвых5ст = 64,97 кДж/кг;стЦНД = iвх1ст - iвых1ст = 133,47 кДж/кг;стЦНД = iвх2ст - iвых2ст = 123,94 кДж/кг;стЦНД = iвх3ст - iвых3ст = 124,77 кДж/кг;стЦНД = iвх4ст - iвых4ст = 112,78 кДж/кг;стЦНД = iвх5ст - iвых5ст = 139,93 кДж/кг;
Расходы пара через ступени турбины
стЦВД = Gт кг/с;стЦВД = G1стЦВД = Gт кг/с;стЦВД = G2стЦВД - Gот1 = 0,95335 Gт кг/с;стЦВД = G3стЦВД - Gот2 = 0,8942 Gт кг/с;стЦВД = G4стЦВД - Gот3 = 0,8706 Gт - 41,8345 кг/с;с = (G5стЦВД - Gот4) (1 - хЦВД) = 0,118067 Gт - 9,2142 кг/с;стЦНД = (G5стЦВД - Gот4) хЦВД - G птпн = 0,67937 Gт - 54,6897 кг/с;стЦНД = G1стЦНД - Gот5 = 0,64811 Gт - 70,1991 кг/с;стЦНД = G2стЦНД - Gот6 = 0,62222 Gт - 77,9904 кг/с;стЦНД = G3стЦНД - Gот7 = 0,59867 Gт - 76,1131 кг/с;стЦНД = G4стЦНД - Gот8 = 0,57656 Gт - 74,3731 кг/с.
Внутренние мощности ступеней турбины:
i1стЦВД = h1стЦВД×G1стЦВД = 75,58 Gт кВт;i2стЦВД = h2стЦВД×G2стЦВД = 73,98 Gт кВт;i3стЦВД = h3стЦВД ×G3стЦВД = 50,14621 Gт кВт;i4стЦВД = h4стЦВД ×G4стЦВД = 49,76223 Gт кВт;i5стЦВД = h5стЦВД ×G5стЦВД =56,56288 Gт - 2717,9875 кВт;i1стЦНД = h1стЦНД×G1стЦНД = 90,6755 Gт - 7299,4342 кВт;i2стЦНД = h2стЦНД ×G2стЦНД = 80,3268 Gт - 8700,4764 кВт;
N i3стЦНД = h3стЦНД ×G3стЦНД = 77,6344 Gт - 9730,8622 кВт;
N i4стЦНД = h4стЦНД ×G4стЦНД = 67,518 Gт - 8584,0354 кВт;i5стЦНД = h5стЦНД ×G5стЦНД = 80,67804 Gт - 10407,028 кВт.
Суммарная внутренняя мощность турбины
N i = 
N i ст j = 702,86406 Gт - 47439,823 кВт.
Расход пара на турбину
,2327×103 = 702,86406 Gт - 47439,823;т = 1548,909 кг/с = 5576,0724 т/ч
Определив значение Gт, можно получить в численном виде значения расходов рабочего тела во всех ветвях рабочего контура.
Для этого в выражения, полученное в результате решения системы уравнений тепловых балансов, подставляют полученное численное значение расхода пара на турбину Gт.
Расходы пара на потребители:
т = 1548,909 кг/с;пр = 0,004 Gт = 6,19564 кг/с;пп = 0,096209Gт - 7,50846= 141,5105 кг/с;от1 = 0,04665 Gт = 72,2566 кг/с;от2 = 0,05915 Gт = 91,618 кг/с;от3 = 0,0236Gт + 41,8345= 78,3889 кг/с;от4 = 0,05069 Gт + 22,153 = 100,67 кг/с;от5 = 0,03126Gт + 15,5094 = 63,9283 кг/с;от6 = 0,02589Gт +7,7913 = 47,8926 кг/с;от7 = 0,02355Gт - 1,8773 = 34,5995 кг/с;от8 = 0,02211 Gт - 1,74= 32,5064 кг/с;птпн = 0,022474 Gт - 0,083586 = 34,7266 кг/с;стЦВД = Gт = 1548,909 кг/с;стЦВД = G1стЦВД = 1548,909 кг/с;стЦВД = 0,95335 Gт = 1476,6524 кг/с;стЦВД = 0,8942 Gт = 1385,0344 кг/с;стЦВД = 0,8706 Gт - 41,8345 = 1306,6457 кг/с;с = 0,118067 Gт - 9,2142 = 173,6608 кг/с;стЦНД = 0,67937 Gт - 54,6897 = 997,5926 кг/с;стЦНД = 0,64811 Gт - 70,1991 = 933,6643 кг/с;стЦНД = 0,62222 Gт - 77,9904 = 885,7718 кг/с;стЦНД = 0,59867 Gт - 76,1131 = 851,1723 кг/с;стЦНД = 0,57656 Gт - 74,3731 = 818,666 кг/с;гкп = G5стЦНД = 818,666 кг/с;пг = Gт + Gпр + Gпп = 1696,6151 кг/с;сн= 41 кг/с;сн1= 14 кг/с;сн2 = 27 кг/с;псвп = 22,53 кг/с;псво2ст = 16,07 кг/с;псво1ст = 9,83 кг/с;псв = 48,43 кг/с.
Проверка правильности вычислений расходов пара в проточной части турбины может быть выполнена путем вычисления расхода пара в конце проточной части турбины как разности между расходом пара на входе в турбину и всеми отборами пара
G5стЦНД = Gт - 
Gот i - Gс - Gптпн =1548,909 - 72,2566 - 91,618 -
78,3889 - 100,667 - 63,9283 - 47,8926 - 34,5995 - 32,5064 -
173,6608 - 34,7266 = 818,6643
Погрешность расчета составляет
½818,666- 818,6643½ × 100 / 818,666= 0,0002 %.
Сравнивая полученный результат с результатом вычислений в п.8.8 можно сделать вывод, что погрешность вычислений находится в приемлемых пределах. Различие в результатах можно объяснить тем, что для простоты расчетов численные значения в процессе вычислений снимались с калькулятора с ограниченным количеством значащих цифр.
Зная расходы пара через ступени турбины и теплоперепады, срабатываемые на них, можно графически представить внутреннюю мощность турбоагрегата. Она равна площади фигуры, представляющей собою сумму площадей 
Gст j×h i ст j
Применительно к рассматриваемому варианту установки величина внутренней мощности турбоагрегата показана на рисунке 3.
Рисунок 3 - Графическое представление суммарной внутренней мощности турбоагрегата
Заметим, что в ЦНД заметно больше срабатываемый теплоперепад. Поэтому Анализ данных, представленных на рисунке 3, позволяет количественно определить доли внутренней мощности турбоагрегата, выработанных в ЦВД и ЦНД, от общей мощности ТА:
для ЦВД:
(117,067+114,588+77,672+77,077+84,893)×100/1041,2327=45,26 %;
для ЦНД: (133,148+115,718+110,518+95,995+114,556)×100/1041,2327=54,74 %;
даже при существенно меньшем расходе пара мощность, вырабатываемая в ЦНД соизмерима с мощностью, вырабатываемой в ЦВД. Однако, мощность вырабатываемая в одном цилиндре низкого давления значительно меньше мощности цилиндра высокого давления. Если в составе ТА четыре ЦНД (как в прототипном ТА), то внутренняя мощность, выработанная в одном ЦНД, составляет 54,74 / 4 = 13,69 % от общей мощности ТА. Это значительно меньше мощности ЦВД.
. Паропроизводительность ПГ и тепловая мощность ЯР. КПД ЯЭУ брутто
На заключительном этапе расчета рабочего контура определяют паропроизводительность парогенератора и тепловую мощность ядерного реактора. При этом следует иметь в виду, что если на выход из последнего ПВД подается по какой-либо ветви рабочего контура дополнительный поток рабочего тела (например, в ПТУ с турбиной К-1000-60/3000 из пароперегревателя насосом КГТН на выход из ПВД-7 подается конденсат греющего пара), то для такой точки смешения необходимо дополнительно составить уравнение теплового баланса, из которого можно определить энтальпию питательной воды на выходе из точки смешения (она же на входе в парогенератор).
По заданной мощности генератора Рг и полученной тепловой мощности ядерного реактора Qяр определяют КПД энергоустановки брутто hЯЭУбрутто.
Применительно к принятой в расчет энергоустановки заключительный этап расчета рабочего контура представлен следующим образом.
Паропроизводительность парогенераторов Gпг = 1696,6151 кг/с.
Энтальпия пара на выходе из ПГ iпг = 2778,8 кДж/кг (п.12.5).
Уравнение теплового баланса в точке смешения воды на выходе из ПВД-7
нвых.пвд-7 ×i нвых.пвд-7 +G гпп ×i гвых. пп = G пг ×i пв.
Отсюда i пв = (G нвых.пвд-7 ×i нвых.пвд-7 +G гпп ×i гвых. пп)/ G пг;нвых.пвд-7 = G пг - G гпп = 1696,6151 - 141,5105 = 1555,1046 кг/с;нвых.пвд-7 = 897,7 кДж/кг (таблица 3);гпп = 141,5105 кг/с;гвых. пп = 1207,16 кДж/кг (таблица 4);
i пв = (1555,1046 ×897,7+141,5105 × 1207,16)/ 1696,6151= 923,5113 кДж/кг.
Параметры питательной воды
пв= t(рпв = 8,12 МПа, iпв = 923,5113 кДж/кг)= 215,19 оС.
Тепловая мощность ядерного реактора
яр = G пг (i пг - i пв)/h тпк = 1696,6151 (2778,8 - 923,5113)/0,985 =
=3195,645×103 кВт.
В расчет в соответствии с рядом предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84) принят ЯР номинальной тепловой мощностью
яр = 3200 МВт.
КПД ЯЭУ брутто
hЯЭУбрутто = Рг / Qяр = 1000/3195,645 = 0,3129.
турбина насос баланс парогенератор
Список литературы
1. Стерман Л.С., Лавыгин В.М., Тишин С.Г. Тепловые и атомные электрические станции.- М.: Энергоиздат, 2005.
. Стерман Л.С., Шарков А.Т., Тевлин С.А. Тепловые и атомные электростанции. -М.: Атомиздат, 2005.
. Сычев Е.Н. Комплекс программ для интерполяции табличных данных термодинамических свойств воды и водяного пара. - Севастополь, СИЯЭиП, 2000.
. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник/ Под общ.ред. В.А. Григорьева и В.М. Зорина.- М.: Энергоатомиздат, 2002.
. Трояновский Б.М. Турбины для атомных электростанций. 2-е изд.- М.: Энергия, 2008.
. Трояновский Б.М., Филиппов Г.А., Булкин А.Е. Паровые и газовые турбины атомных электростанций. -М.: Энергоатомиздат, 2005.
. Чеповский М.А. Учебное пособие для курсового и дипломного проектирования по курсу "Атомные электрические станции" /Обнинский филиал МИФИ.- Обнинск, 2010.
. Шальман М.П., Плютинский В.И. Контроль и управление на атомных станциях. -М.: "Энергия", 2009.
. Шляхин П.H., Бершадский М.Л. Краткий справочник ПТУ.-М.: Энергия, 2010.
. Эксплуатация реакторных установок Hово-Воронежской АЭС. -М.: Атомиздат, 2022.
. Ядерные энергетические установки/ Под общ. ред. H.А. Доллежаля. 2-е изд.- М.: Энергоатомиздат, 2010.