Буров В.Д. и др. Тепловые электрические станции

Подождите немного. Документ загружается.

2.2.

Влияние

начальных

параметров

на

тепловую

экономичность цикла

Рис. 2.3.

Зависимость

термического

КПД

теоретических

циклов

от

начальной

температуры

пара:

а —

сухой насыщенный

пар; б —

перегретый

пар; в —

линия

условного

фазового

перехода

сверх-

критической

области;

х —

степень

сухости пара

влага вызывает эрозионный износ лопаток. Для предотвращения заметного износа

и обеспечения нормального срока службы проточной части турбины (не менее

10 лет) влажность пара должна быть не выше 14 %.

Покидающий проточную часть турбины пар не должен быть перегретым; когда

в конденсатор поступает перегретый пар, потери теплоты в нем увеличиваются,

а полезная работа цикла уменьшается (по сравнению с циклом Ренкина, при кото-

ром для тех же значений начальных и конечных параметров в конденсатор посту-

пает сухой насыщенный или влажный пар).

Из изложенного следует, что при работе на перегретом паре желательно повы-

шать начальную температуру /

. Однако максимальное допустимое значение t

зависит от свойств металлов теплопередающих поверхностей оборудования. Для

сталей перлитного класса наивысшая температура t

, которая может быть достиг-

нута без появления разрушений в условиях длительной эксплуатации, равна при-

мерно 540 °С, для сталей аустенитного класса — 600—650 °С.

Глава

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

Как

уже

отмечалось ранее, влияние начального давления

на

Г|

неоднозначно.

При одном

и том же

значении

первоначально

ростом

адиабатический пере-

пад

увеличивается,

затем после определенного значения #

амакс

начинает

уменьшаться

(рис. 2.4).

Так

как

/(H

+ q

то очевидно,

что, до тех пор

пока

ростом

увеличивается,

п,

растет,

так как

теплота

K а

теряемая

конденсаторе, непрерывно уменьшается. Однако

дальней-

шим увеличением

когда

начинает уменьшаться, изменение

зависит

от того,

как

меняется отношение

Как

видно

из

выражения

ti,=

l/(l+?„/tf

максимальное значение термического

КПД

устанавливается, когда отношение

/Н

достигает наименьшего значения.

этих условиях

ЦН

Чы

) д

(йН

/4л)

или

, (2.20)

т.е.

изменением начального давления

при

постоянной температуре

наиболь-

шее значение

г|

(

устанавливается

условиях, когда относительное уменьшение

рас-

^а.макс

^0н ''к.а^макс

•

макс

^0 ^ка^макс

4кПа

Рис.

2.4.

Процесс работы

турбине пара различных начальных параметров

в й,

s-диаграмме

2.2.

Влияние

начальных

параметров

на

тепловую

экономичность цикла

Рис. 2.5.

Зависимости

термического

КПД

идеального

цикла

Ренкина

от

начального

давления

при

различных

начальных

температурах

полагаемого теплоперепада становится равным относительному уменьшению по-

терь в конденсаторе.

Из изложенного следует, что практически важно выяснить зависимость КПД

от начального давления пара р

при заданном значении его начальной температуры t

На рис. 2.5 приведены зависимости термического КПД идеального цикла Ренкина

от начального давления пара р

при различных постоянных значениях начальной

температуры t

. Подобно кривой, описывающей изменение r\

при использовании

сухого насыщенного пара (см. рис. 2.3), кривые л, =/(р

) и в данном случае имеют

максимумы, последовательно сдвигающиеся в сторону более высоких давлений

с повышением начальной температуры пара г

Тепловая экономичность установки зависит не только от r\

, но и от коэффици-

ентов, оценивающих потери в турбине, генераторе, трубопроводах и др. В свою

очередь, внутренний относительный КПД г)

зависит от параметров установки

и конечной влажности пара. С возрастанием начальной температуры ц

увеличи-

вается, а с ростом давления, наоборот, уменьшается. Это приводит к тому, что дав-

ление р

, при котором устанавливается наибольшее значение внутреннего абсолют-

ного КПД л,, ниже определяемого по рис. 2.5 (по максимуму r\

). Влияние t

ир

на

г|

- проявляется сильнее при меньших расходах пара через турбину, вследствие че-

го при прочих равных условиях предельные значения р

для турбин большей мощ-

ности выше.

С увеличением давления при одном и том же значении t

конечная влажность

пара возрастает (см. рис. 2.4). Поэтому другим фактором, ограничивающим увели-

чение начального давления пара при выбранной начальной температуре t

(для

циклов без промежуточного перегрева), является допустимая влажность пара

на выходе из турбины, которая, как уже отмечалось, не должна превышать 14 %.

Так как увеличение температуры t

приводит к уменьшению влажности пара оэ

а повышение давления — к ее увеличению, то очевидно, что возможно такое

Глава 2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

совместное изменение этих величин, при кото-

ром конечная влажность пара будет оставаться

одной и той же (рис. 2.6).

Начальные давление и температура, обеспе-

чивающие одно и то же значение конечной

влажности пара, называют сопряженными

начальными параметрами. Обычно рассматри-

вают сопряженные начальные параметры,

обеспечивающие одну и ту же конечную влаж-

ность для принятых значений конечного давле-

ния и

г)

характерных для турбин рассматри-

ваемых типа и мощности. При применении пе-

регретого пара с начальной температурой

не выше 540 °С в циклах без промежуточного

перегрева пара предельно допустимая конеч-

ная влажность его достигается при давлениях

« 13н-14 МПа. Таким образом, ограничение

по предельно допустимому значению конеч-

ной влажности пара на выходе из проточной

части турбины не позволяет реализовать опти-

мальные значения начальных давлений, кото-

рые значительно выше 14 МПа (см. рис. 2.5).

2.3.

Промежуточный перегрев пара на КЭС

Первоначально промежуточный перегрев пара был предложен как средство

борьбы с высокими значениями конечной влажности пара при постоянном значе-

нии начальной температуры t

и увеличении начального давления р

. В настоящее

время основное назначение промежуточного перегрева — повышение тепловой

и общей экономичности установки. Однако следует иметь в виду, что для значений

, допустимых для сталей перлитного класса (540—560 °С), когда р

> 14 МПа,

в схемах без промежуточного перегрева конечная влажность пара со

будет превы-

шать предельно допустимые значения.

В процессе расширения пара в турбине его параметры понижаются. Рассматри-

вая цикл простейшей паротурбинной конденсационной установки, легко заметить,

что термический КПД установки возрастет, если в начале процесса адиабатического

расширения температуру пара периодически повышать. Действительно, когда тем-

пература пара восстанавливается до первоначального значения после того, как

в турбине использован небольшой перепад 5//

, к первоначальному циклу Ренкина

добавляется цикл, КПД которого близок КПД цикла Карно для температуры под-

вода теплоты Г

' (близкой к Т

) и температуры в конденсаторе Г

(рис. 2.7). Терми-

ческий КПД дополнительного цикла в этих условиях выше КПД исходного цикла,

и тепловая экономичность установки должна возрасти.

2.3.

Промежуточный перегрев

пара

на КЭС

Рис. 2.7. Г,

s-диаграмма

для иде-

ального

цикла

периодическим

(ступенчатым)

перегревом

пара

начале

процесса расширения

Для осуществления процесса, изображенного

на рис. 2.7, необходимо паровой поток неодно-

кратно выводить из турбины и после повышения

его температуры вновь вводить в турбину. Осуще-

ствить такой процесс в чистом виде практически

невозможно. В промышленных установках пар пе-

регревается после расширения в нескольких сту-

пенях. Такой промежуточный перегрев осуществ-

ляется обычно один раз. Промежуточный пере-

грев усложняет установку и требует дополнитель-

ных капитальных затрат, которые при двукратном

перегреве, конечно, выше, чем при однократном.

Поэтому двойной промежуточный перегрев пара в

настоящее время на отечественных электростан-

циях не применяется.

Промежуточный перегрев может осуществ-

ляться различными методами. Однако на электро-

станциях, работающих на органическом топливе,

применяется исключительно газовый промежуточный перегрев, при котором пар

после части высокого давления (ЧВД) турбины получает перегрев в пароперегре-

вателе, расположенном в газоходе котла.

Если поверхность промежуточного пароперегревателя расположена в отдель-

ном теплообменнике, перегреватель может быть размещен вблизи турбины, вслед-

ствие чего потери давления в паровом потоке Ар

существенно уменьшатся.

Однократный промежуточный перегрев повышает показатели тепловой эконо-

мичности цикла на 6—8 %. Однако в реальных условиях из-за потерь давления

в контуре промежуточного перегревателя экономичность снижается на 1—1,5 %.

При проектировании установок с промежуточным перегревом пара необходимо

предотвратить возможность разгона турбины паром контура промежуточного паро-

перегревателя при полном отключении нагрузки. В этих условиях прекращается

подача к турбине свежего пара (стопорный клапан перед турбиной закрывается),

но пар из промежуточного перегревателя продолжает поступать и турбина может

разгоняться. Чтобы устранить опасность возникновения такого режима, на линии

от промежуточного пароперегревателя до турбины устанавливают отсечное паро-

перепускное устройство, которое перепускает поток пара в конденсатор, когда час-

тота вращения ротора становится выше допустимой. Для того чтобы предотвра-

тить чрезмерный разогрев корпуса конденсатора при сбросе в него пара из линий

промежуточного перегрева, в поток пара впрыскивается конденсат.

Температуру пара после промежуточного перегревателя t

обычно выбирают

близкой к начальной температуре пара или равной ей. Давление р

п п

, при котором

пар отводится в промежуточный перегреватель, выбирают на основе анализа цикла

и схемы установки.

Рассмотрим, как влияет р

п п

на тепловую экономичность установки при выбран-

ных начальных и конечных условиях.

Глава

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ

ПОКАЗАТЕЛИ

КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

Рис. 2.8.

Рабочий процесс

пара

турбине

промежуточным

перегре-

вом и без

него

На рис. 2.8 представлен рабочий процесс пара в турби-

не для простейшей паротурбинной установки (когда нет

отборов пара на регенеративный подогрев питательной

воды или для теплового потребителя), работающей по

циклу с промежуточным перегревом пара и без него.

Внутренний абсолютный КПД в обоих случаях определя-

ется по формуле

П/

Н,/д

где Я

— общий (используемый) теплоперепад, рассчитанный на 1 кг пара, подве-

денного к турбине; q

— общее количество теплоты, затраченное на образование это-

го пара.

Для цикла без промежуточного перегрева

Я,

к.

'О "к1>

для цикла с промежуточным перегревом

га.п

= (К ~ К.п\)

(К.п2

ИЛИ

Я,.

= К

(2.21)

<0-'<K2

<W (2-22)

Из сопоставления (2.21) и (2.22) нельзя еще установить, как изменяется исполь-

зуемый теплоперепад при переходе от цикла без промежуточного перегрева к циклу с

промежуточным перегревом. Так, H

ia п

возрастает на q

n п

,но затем уменьшается из-

за увеличения энтальпии на выходе из проточной части турбины. Однако

из анализа рабочего процесса в турбине при различных значениях р

а п

(рис. 2.9, б)

видно, что Я

п п а

при уменьшении р

п п

сначала увеличивается, а затем падает, при-

ближаясь к значениям, которые существуют при отсутствии промежуточного пере-

грева. Соответственно изменяется также и Я,. Количество теплоты, подводимое

для производства 1 кг пара, определяется по выражению

о = К~К

.п>

где h'

— энтальпия конденсата.

Как видно из этого выражения, при уменьшении давления промежуточного

перегрева q

возрастает. Из всего этого следует, что увеличение г|. может происхо-

дить только до тех пор, пока с уменьшением давления теплоперепад возрастает

и притом относительно быстрее, чем q

. В определенном диапазоне давлений это

действительно происходит, так как средний температурный уровень подвода теп-

лоты к дополнительному циклу (рис. 2.9, а) сначала, при высоких значениях р

пп

выше, чем в исходном цикле (без промежуточного перегрева).

2.3. Промежуточный

перегрев

пара

на КЭС

Связь между термическими КПД циклов с промежуточным перегревом и без не-

го можно установить из следующих соотношений.

В соответствии с рис. 2.9, а термический КПД цикла с промежуточным пере-

гревом

+ AL

или

1 +

AL/L

^.--iT^TV

24)

Здесь

AL/Lq

— отношение работы дополнительного цикла к работе исходного цикла,

a Aq/q

может быть представлено в виде

где А

= AL/L

; r\

;

= ALIAq. Воспользовавшись этими зависимостями,

окончательно получим

wrW-

25)

Из (2.25) видно, что при давлениях р

для которых r\

> r\

, термический КПД

цикла с промежуточным перегревом выше термического КПД обычного цикла.

Однако условия наибольшей тепловой экономичности зависят не только от соотно-

шения значений этих коэффициентов, но и от значения энергетического коэффици-

Глава 2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

Рис. 2.10. Зависимость отно-

сительного изменения КПД

от давления промежуточного

перегрева

п п

ента

Для того чтобы выбрать оптимальное значе-

ние

, необходимо построить кривую изменения от-

ношения Пшп^Лг

зависимости от

пп

Такая кривая

будет иметь вид, приведенный на рис. 2.10. Давление,

при котором значение п

гпп

максимально, зависит

от

начальных

конечных параметров цикла, схемы реге-

неративного подогрева питательной воды

темпера-

туры питательной воды,

также от абсолютного зна-

чения л

Зависимость (2.25) используется, конечно, не только

для анализа эффективности применения промежуточ-

ного перегрева при различных значениях

пп

Она

может применяться во всех случаях, когда изменения,

вносимые в рабочий процесс, можно рассматривать как

присоединение

исходному циклу дополнительного (например, при повышении

температуры подводимого к турбине пара или увеличении его давления).

Обычно оптимальные значения

г)

гпп

устанавливаются, когда

пп

« (0,15-И),25)/?

при одноступенчатом промежуточном перегреве. Для схемы

двухступенчатым

промежуточным перегревом

условиях оптимальной тепловой экономичности

давление составляет обычно

первой ступени (0,25-ь0,3)р

а во

второй

(0,06-И),09)/>

. С повышением температуры пара, до которой проводится его проме-

жуточный перегрев, при тех же начальных параметрах оптимальные значения

увеличиваются.

На отечественных электростанциях серийные конденсационные блоки мощно-

стью 150—200 МВт работают по циклу

одним промежуточным перегревом при

начальном давлении 12,7 МПа,

блоки мощностью 300, 500, 800

1200 МВт —

при начальном давлении 23,5 МПа. Температура вторичного и первичного перегре-

вов во всех случаях равна 540—560 °С. Переход от параметров 8,8 МПа, 535 °С на

параметры 12,7 МПа, 540/540 °С приводит к экономии 12—14 % теплоты, а от дав-

ления 12,7 МПа к давлению 23,5 МПа (при тех же начальных температурах) —

экономии еще на 4—5 %.

2.4. ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОГО ДАВЛЕНИЯ

НА ТЕПЛОВУЮ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ЦИКЛА

Влияние конечной температуры (а следовательно,

давления) на термический

КПД можно проследить путем «карнотизации» цикла Ренкина.

Заменим исходный цикл Ренкина равноэкономичным циклом Карно. Конечные

температуры

в этих циклах одинаковы, а температура Г

0экв

в цикле Карно долж-

на иметь такое значение, чтобы термические КПД этих циклов были равны между

собой. Тогда термический КПД исходного цикла может быть определен по выраже-

нию

П,= 1-

V^KB-

(2-26)

2.4.

Влияние

конечного

давления

на

тепловую

экономичность цикла

Взяв частные производные функции г|

=/(Г

0экв

)

и заменив дифференциалы

конечными приращениями, получим:

(АЧХ

-0/Т

ОЖВ

)АТ

(

;

)„

03KB)

A7,

03KB'J

где индексами «к» и «н» обозначены приращения r\

при соответствующем измене-

нии конечной и начальной температур цикла.

Из полученных соотношений видно, что при одинаковых приращениях АТ

и АГ

0экв

абсолютное значение

(Ar\

)

превышает значение

(Ar\

)

0экв

/Т

раз.

Таким образом, даже относительно небольшое снижение Г

должно оказывать

существенное влияние на тепловую экономичность установки. Однако при изме-

нении конечного давления р

изменяются также потери с выходной скоростью,

внутренний относительный КПД последней ступени турбины, расход пара в кон-

денсатор (при одном и том же расходе на турбину) и конечная влажность пара. Все

это приводит к изменениям r\

и общей мощности установки.

На рис. 2.11 приведена типичная кривая изменения мощности турбины в зави-

симости от р

. Сначала с понижением р

(несмотря на возрастание потерь с выход-

ной скоростью и увеличение конечной влажности) мощность растет, но затем, дос-

тигнув максимума, снижается. Такое изменение AN связано с тем, что при некото-

ром давлении в минимальном сечении каналов лопаточной решетки скорость пара

принимает критическое значение.

Дальнейшее снижение р

приводит к расширению пара в косом срезе, а, когда

расширительная способность его оказывается исчерпанной, пар расширяется

за пределами ступени и используемый перепад энтальпии уже не изменяется. В то

же время температура воды на выходе из конденсатора турбины понижается

и, следовательно, в первый регенеративный подогреватель отводится большее

количество пара. Это приводит к тому, что расход пара через последние ступени

части низкого давления (ЧНД) падает, а вырабатываемая мощность снижается.

С уменьшением удельной нагрузки выхлопа приращение мощности для одних

и тех же изменений давления Ар

увеличивается, а давление в конденсаторе р

к д

до которого при снижении р

мощность возрастает, уменьшается. Таким образом,

в реальных условиях уменьшать р

целесообразно только до определенных значе-

ний. При этом следует иметь в виду, что технико-

экономически оправданные значения р

могут

быть заметно выше тех, при которых вырабатыва-

ется максимальная мощность.

Действительно, температура, при которой

происходит конденсация пара (рис. 2.12), опреде-

ляется по выражению

'к =

'в1

+ ^Г + Э = г

в2 +

Э,

где /

в1

, t

2 — начальная и конечная температуры

охлаждающей воды, °С; 9 — недогрев воды

\N/N,%

0^002

0,003

0,004

л,,МПа

Рис. 2.11.

Типичная

зависимость

мощности турбины

от

изменения

конечного

давления

Глава 2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

'К

Рис. 2.12.

^-диаграмма

для конденсатора турбины

до температуры насыщения, соответствующей давле-

нию в конденсаторе, °С; т — кратность охлаждения (ко-

личество охлаждающей воды, приходящееся

на

1 кг

пара, поступающего в конденсатор, кг/кг);

— удельная

теплоемкость воды, кДж/(кг

•

К).

Температура охлаждающей воды

изменяется

широких пределах,

только при низких значениях ее,

высоких кратностях охлаждения

небольших & может

быть достигнуто давление

конденсаторе, близкое

Рк пред- Од

нако

в этих условиях такое значение

окажет-

ся неоправданным, если при этом расходы на перекачи-

вание охлаждающей воды совместно

отчислениями

от возросших капитальных затрат превысят стоимость электроэнергии, выработан-

ной вследствие повышения мощности установки (определенную по приведенным

затратам).

Таким образом, значения t

), кратности охлаждения т

недогрева Э долж-

ны определяться технико-экономическими расчетами. Обычно оптимальные зна-

чения кратности охлаждения т находятся в пределах 50—80 кг/кг, а

— в преде-

лах 3—6 °С.

Для дорогостоящих топлив (при прочих равных условиях) экономически оправ-

дан более глубокий вакуум. Когда средняя температура охлаждающей воды

на станции ниже, более глубокий вакуум достигается при меньших дополнитель-

ных капитальных затратах. Поэтому чем ниже температура охлаждающей воды

и выше стоимость топлива, тем экономически оправданнее более глубокий вакуум.

В нашей стране в районах использования дорогостоящего топлива обычно сред-

негодовая температура охлаждающей воды выше, чем в районах использования бо-

лее дешевого топлива. Поэтому оптимальные значения

рассчитанные для этих

районов, различаются ненамного. Обычно для КЭС на органическом топливе опти-

мальные значения давления

конденсаторе находятся

пределах 0,003—

0,0045 МПа. Для теплофикационных установок, работающих в летнее время в чисто

конденсационном режиме или

конденсационном режиме

небольшим отбором

пара на теплофикацию, оптимальные значения

выше.

таком режиме эти

турбины работают лишь часть общего времени эксплуатации. Поэтому затраты,

необходимые для достижения тех же значений р

, что и в конденсационной турбо-

установке, в этом случае не оправдаются.

2.5.

РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ НА КЭС

Регенеративный подогрев конденсата и питательной воды осуществляется пото-

ками пара, отбираемыми из проточной части турбины. Греющий пар, совершив ра-

боту в турбине, конденсируется затем в подогревателях. Теплота, отведенная с эти-

ми потоками пара из проточной части турбины, возвращается в котел, как бы реге-

нерируется.

Регенеративный подогрев может повысить КПД установки

на

10—12%

и поэтому применяется

на

всех современных паротурбинных электростанциях.