Термодинамические особенности работы циклов и ТЭС

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Параметры пара существенно влияют на КПД цикла паротурбинной установки. Так, термический КПД цикла при изменении начальных давления (от 10 МПа до 23,5 мПа) и температуры (от 500 до 565°С), а также давления в конденсаторе (от 4 до 0 кПа) может изменяться от 0,43 до 0,48.

Настоящие лекционные материалы представляют термодинамические особенности работы циклов и ТЭС. Лекции содержат шесть разделов, введение и заключение.

Первый раздел посвящен термодинамическому циклу простейшей теплосиловой установки. Здесь представлены идеальный цикл, процесс расширения пара в турбине и действительный цикл Ренкина, реализуемый в ТЭУ (теплоэнергтеиечкой установке). Даны понятия и определения. Во втором разделе показано влияние параметров пара на КПД идеального цикла. В третьем разделе показано влияние конечного давления в конденсаторе на КПД идеального цикла. Четвертый раздел посвящен комбинированной выработке теплоты и электроэнергии. Здесь показана термодинамическая, а следовательно и энергетическая, выгода комбинированной выработки по сравнению с раздельным обеспечением потребителя теплотой и электроэнергией. В пятом разделе представлена термодинамическая эффективность промежуточного перегрева пара, в шестом - термодинамическая эффективность регенеративного подогрева питательной воды. термодинамический турбина конденсатор давление

В заключении показан один из путей дальнейшего совершенствования термодинамических циклов.

При подготовке лекций использованы материалы следующих авторов:

1) Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции: Учебник для вузов/ Под ред В. Я. Гиршфельда. - 3-е изд., перераб. и доп. - М., Энергоатомиздат, 1987. - 328 с.: ил.

2) Стерман Л. С. и др. Тепловые и атомные электростанции: Учебник для вузов / Л. С. Стерман, С. А. Тевлин, А. Т. Шарков; Под ред. Л. С. Стермана. - 2-е изд., испр. И доп. - М.: Энергоиздат, 1982. - 456 с., ил.

3) Занин А. И., Соколов В. С. Паровые турбины: Учеб. Пособие для СПТУ. - М.: Высш. Шк., 1988. - 208 с.: ил.

РАЗДЕЛ 1. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ ЦИКЛ ТЕПЛОСИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

Простейшая теплосиловая установка (рис. 1) состоит из питательного насоса 1, котла 2, пароперегревателя 3, паровой турбины 4, конденсатора 5 и электрического генератора б. Рабочим телом ее является водяной пар.

Если эту установку выполнить без пароперегревателя, в турбину будет поступать насыщенный пар. В этом случае технически возможно осуществить цикл Карно. Действительно, для влажного пара изобарные процессы подвода теплоты в котле и отвода ее путем конденсации части отработавшего пара являются также и изотермическими.

Цикл Карно для влажного пара изображен в Т, 5-диаграмме (рис. 2). На этой диаграмме линия 3--4 означает адиабатное сжатие в специальном компрессоре сильно увлажненного пара до его полной конденсации, 4--1 -- испарение воды в котле, 1--2 -- адиабатное расширение пара в турбине, 2--3 -- частичную конденсацию пара в специальном конденсаторе.

Учитывая, что подвод теплоты q₁ и отвод ее q₂ в этом цикле производятся при постоянном давлении,

Рис. 1. Принципиальная схема теплосиловой установки

Учитывая, что подвод теплоты q₁ и отвод ее q₂ в этом цикле производятся при постоянном давлении, находим теоретические значения q_1тсор и q_2тсор'-



Следовательно, полезная теоретическая внешняя работа

где h₁ -- h₂ = L_расш -- полезная теоретическая работа, производимая 1 кг пара при его адиабатном расширении в турбине; h₄ - h₃ = L_сж -- теоретически затрачиваемая работа на сжатие 1 кг влажного пара в компрессоре.

Работа сжатия влажного пара до его конденсации во много раз превышает работу сжатия воды. Так, например, при адиабатном сжатии влажного водяного пара от давления 0,1 МПа до давления 3 МПа, при котором он полностью конденсируется, требуется затратить работу, эквивалентную 455 кДж/кг. При адиабатном же сжатии воды от состояния насыщения при 0,1 МПа до давления 3 МПа необходимо затратить работу, эквивалентную всего лишь 2,75 кДж/кг, т.е. меньшую в 165 раз.

Вследствие преимуществ полной конденсации влажного пара цикл Карно в чистом виде в паросиловых установках не применяется. Вместо него применяется цикл с полной конденсацией отработавшего пара в конденсаторе, называемый циклом Ренкина. Принципиальная схема установки, работающей по циклу Ренкина, приведена на рис. 1.

Идеальный цикл Ренкина для теплосиловой установки, работающей на перегретом паре, изображен в Т, s-диаграмме на рис. 3. На этой диаграмме показаны: а'а -- процесс адиабатного сжатия воды в питательном насосе; аЬ -- процесс нагрева воды в котле до температуры кипения; dс -- испарение воды в котле; cd -- перегрев пара в перегревателе; dе -- изоэнтропийное расширение пара в турбине; еа' -- конденсация отработавшего пара в конденсаторе.

Рис. 2. Идеальный цикл теплосиловой установки (цикл Ренкина) в Т, s-диаграмме

Процессы нагрева, испарения и перегрева воды в котле происходят при постоянном давлении. Следовательно, все количество теплоты q₁, переданное 1 кг воды и пара, целиком идет на повышение энтальпии рабочего тела от энтальпии питательной воды h_{п в} до энтальпии свежего пара h₀ и равно их разности:

Это количество теплоты в T,s-диаграмме изображается площадью фигуры 1abcd21.

Из турбины пар поступает в конденсатор, где при постоянном давлении конденсируется и отдает теплоту q₂ охлаждающей воде. Эту теплоту можно определить как разность энтальпии отработавшего пара при изоэнтропийном расширении его в турбине h_к1 и конденсата h'_к (в идеальном цикле Ренкина):

Полезная теоретическая работа, осуществляемая 1 кг пара, равна разности между подведенной и отведенной теплотой:

Разность энтальпий h₀ ^_ h_kt представляет собой работу, производимую 1 кг пара в идеальной турбине. Разность энтальпии h_пв - h'_к есть работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг воды в питательном насосе.

Полезная теоретическая работа, совершаемая 1 кг пара, эквивалентна площади заштрихованной фигуры в Т, s-диаграмме. Отношение этой работы к подведенной теплоте называется абсолютным, или термическим, КПД идеальной установки:

Вычитая и прибавляя в знаменателе этого выражения величину h'_к, получаем



Если экономичность турбинной установки рассматривать без учета работы питательного насоса, то абсолютный КПД идеального цикла

где величину H₀ = h₀ - h_к1 принято называть располагаемым теплоперепадом турбины.

Значения располагаемого теплоперепада Но удобно определять при помощи h, s-диаграммы. Для этого на ней находят начальную энтальпию h₀, соответствующую точке пересечения d заданных начальных параметров пара перед турбиной p₀ и t₀. Из этой точки проводят вертикальную линию изоэнтропийного расширения пара в турбине до заданного конечного давления р_к. Длина полученного отрезка Н₀ = h₀ - h_{к г} определяет теоретическую работу, совершаемую 1 кг пара в турбине, и является располагаемым теплоперепадом турбины.

Значение Н₀ можно определить также расчетным путем. При этом, если расширение заканчивается в области перегретого пара, используется уравнение идеального газа:

где к=1,3 -- показатель изоэнтропы для перегретого пара; р₀, р_К -- начальное и конечное давления

пара; v₀ -- начальный удельный объем пара.

В действительности процесс расширения пара в турбине имеет значительную степень необратимости, так как течение его в проточной части сопровождается заметными потерями работы. Поэтому линия процесса расширения отклоняется от изоэнтропы на диаграммах h, s и Т, s в сторону увеличения энтропии.

В результате увеличения энтропии отработавшего пара при неизменном давлении энтальпия его повышается, разность начальной и конечной энтальпий, представляющая собой действительную работу, производимую 1 кг пара в турбине, соответственно уменьшается и становится равной

Действительную работу, которую совершает 1 кг пара внутри турбины, принято называть использованным теплоперепадом Н_i турбины.

Отношение использованного теплоперепада Н_t к располагаемому Н₀ называется относительным внутренним КПД з_oi турбины:

Отношение использованного теплоперепада Н_t к теплоте, подведенной к 1 кг рабочего тела в котле q_i, называется абсолютным внутренним КПД турбоустановки з_i -:

Абсолютный внутренний КПД можно представить и как отношение внутренней мощности турбины ?_i- к секундному расходу теплоты q, подведенной к рабочему телу в котле:



Внутренняя мощность турбины, Дж/с, определяется по формуле

Эффективная мощность И_е, которая может быть передана валу приводимой машины, меньше внутренней мощности И_i - на величину механических потерь ?N_М турбины (потери в подшипниках и на привод маслонасоса):

Отношение эффективной мощности к внутренней называется механическим КПД турбины:

Теоретическая мощность идеальной турбины, в которой использованный теплоперепад равен располагаемому, определяется по формуле

Отношение эффективной мощности к теоретической называется относительным эффективным КПД турбины:



Отношение эффективной мощности турбины к расходуемому количеству теплоты, подведенной в котле, называется абсолютным эффективным КПД турбоустановки:

Отношение мощности на зажимах электрического генератора N_э к эффективной мощности И_е называется КПД электрического генератора з_эг:

Отношение электрической мощности генератора к теоретической мощности идеальной турбины называется относительным электрическим КПД турбоагрегата:

Произведение абсолютного (термического) КПД на относительный электрический называется абсолютным электрическим КПД турбоустановки:

Из следует, что существуют два пути повышения экономичности турбоустановки. Первый путь направлен на увеличение термического КПД цикла за счет повышения разности средней температуры подвода теплоты в котле и температуры, при которой отводится теплота в конденсаторе. Второй путь заключается в совершенствовании конструкций турбины и генератора, главным образом в уменьшении потерь в проточной части турбины, механических потерь и потерь в генераторе.

Классификация КПД и мощностей турбин и турбинных установок приведена в табл. 1.При оценке эффективности электрической станции в целом необходимо дополнительно учитывать потери теплоты в котле, расход энергии на привод питательных насосов, потери давления и теплоты в паропроводах и др. Удельный расход пара на выработку 1 кВт * ч электроэнергии

Экономичность конденсационных турбин, кДж/(кВт * ч), как правило, оценивается по удельному расходу теплоты на один выработанный киловатт-час и подсчитывается по формуле

где h₀ -- энтальпия свежего пара, кДж/кг; h'_к -- энтальпия конденсата отработавшего пара, кДж/кг.

Поскольку 1 кВт = 1 кДж/с, отношение расхода теплоты, выраженного в килоджоулях в секунду, к 1 кВт является безразмерной величиной представляющей собой обратную величину абсолютного электрического КПД.



РАЗДЕЛ 2. ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПАРА НА КПД ИДЕАЛЬНОГО ЦИКЛА

Характер зависимости термического КПД от параметров пара в различных точках цикла проще всего установить из рассмотрения цикла в Т, s-диаграмме. При этом для большей наглядности целесообразно заменить цикл Ренкина эквивалентным циклом Карно. В цикле Ренкина подвод теплоты при нагреве питательной воды до температуры насыщения (линия аb на рис. 1. б), при ее испарении (линия bс) и перегреве пара (линия сd) осуществляется при разных температурах. Отвод же теплоты в конденсаторе в зоне влажного пара в этом цикле, как и в цикле Карно, происходит при постоянной температуре Т_к (линия еd). Следовательно, чтобы заменить цикл Ренкина эквивалентным циклом Карно, достаточно переменную температуру Т на участке подвода теплоты заменить эквивалентной постоянной температурой Т_э (см. рис. 1.6), при которой площадь фигуры, ограниченной контуром эквивалентного цикла, будет равна площади фигуры, ограниченной контуром цикла Ренкина, т.е. КПД цикла Ренкина з_t будет равен КПД эквивалентного цикла Карно з_к

откуда

Влияние давления свежего пара.

Если при неизменных температурах отработавшего Т_к и свежего T₀ пара повысить начальное давление пара р₀, то вследствие повышения температуры насыщения возрастет эквивалентная температура подвода теплоты от Т_э до T_э1 (рис. 6). Согласно формуле это приведет к увеличению абсолютного КПД цикла.

Однако по мере увеличения начального давления эквивалентная температура цикла Т_э вначале

возрастает, затем вследствие увеличения доли подводимой теплоты, затрачиваемой на нагрев воды до температуры насыщения, этот рост замедляется, и дальнейшее повышение давления приводит уже к снижению Т_э и экономичности цикла.

Располагаемый теплоперепад турбины Н₀, т.е. числитель в формуле, с ростом р₀ увеличивается до тех пор, пока в Н, s-диаграмме касательная аЬ к изотерме t₀ ⁼ соnst не станет параллельной участку изобары р_к = соnstПри дальнейшем повышении р₀ теплоперепад начинает уменьшаться .

Как видно из h, s-диаграммы энтальпия свежего пара h₀ при t₀ = соnst с ростом давления р₀ понижается. Этим и объясняется тот факт, что максимум КПД n_t достигается при более высоком давлении пара р₀, чем максимум теплоперепада Н₀.

Повышение начального давления пара р₀ при заданной температуре t₀ и неизменном конечном давлении р_к, как видно из Т, s-диаграммы и h, s-диаграммы вызывает увеличе ние его конечной влажности, которая, как будет показано в гл. 3, приводит к снижению относительного внутреннего КПД турбины n_0i и эрозии рабочих лопаток. Поэтому при повышении начального давления следует увеличивать также и начальную температуру либо применять промежуточный (вторичный) перегрев пара. Например, для конденсационных турбин без промежуточного перегрева при давлении свежего пара р₀ = 3,5 ... 4 МПа начальная температура должна быть не ниже t₀ = 400 ... 435 °С, а при давлении р₀ = 9 МПа -- не ниже 500 °С.

Влияние температуры пара.

Влияние начальной температуры пара на термический КПД цикла легко выясняется при помощи Т, s-диаграммы. Повышение начальной температуры от T₀ до T₀₁ приводит к возрастанию средней температуры подвода теплоты от Т_э до Т_э1 при неизменной температуре отвода ее Т_к и к соответствующему увеличению КПД цикла. В этом особенно легко убедиться, если рассматривать повышение температуры как присоединение дополнительного цикла 2dd₁2₁2 к исходному циклу 1abcd21. Поскольку в исходном цикле средняя температура подвода теплоты Т_э ниже, чем в присоединенном, а температура отвода теплоты в обоих циклах одинакова, термический КПД присоединенного цикла выше, чем первоначального. Следовательно, эквивалентная температура T_э1 и термический КПД нового цикла, состоящего из исходного и присоединенного циклов, будут выше, чем исходного.

Если процесс расширения заканчивается в зоне влажного пара, то по мере повышения начальной температуры пара уменьшается степень влажности его в последних ступенях турбины. Благодаря этому одновременно с повышением термического КПД возрастает также и относительный внутренний КПД турбины.

При дальнейшем повышении начальной температуры процесс расширения может закончиться выше пограничной кривой, т.е. в области перегретого пара. В этом случае несколько увеличится средняя температура отвода теплоты. Однако, поскольку изобары в области перегретого пара веерообразно расходятся вправо и вверх, средняя температура подвода теплоты увеличится сильнее, чем средняя температура отвода ее, и поэтому термический КПД цикла возрастет.

Таким образом, повышение начальной температуры пара всегда приводит к увеличению абсолютного КПД цикла. Нетрудно убедиться с помощью h, s-диаграммы в том, что повышение начальной температуры перегретого пара всегда сопровождается также возрастанием располагаемого теплоперепада.

Перегрев пара до 545 °С широко используется в современной теплоэнергетике для повышения КПД. Дальнейшее повышение температуры перегрева в основном сдерживалось возможностями металлургии и было связано с заметным удорожанием электростанции, поскольку оно требует применения дорогостоящих жаропрочных сталей для пароперегревателей, паропроводов и деталей головной части турбины. Однако в настоящее время осуществляется переход к перегреву пара до 600 °С.



РАЗДЕЛ 3. ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОГО ДАВЛЕНИЯ В КОНДЕНСАТОРЕ НА КПД ИДЕАЛЬНОГО ЦИКЛА

Уменьшение давления отработавшего пара р_к при неизменных начальных параметрах р₀ и T₀ вызывает понижение температуры конденсации пара, а значит, и температуры отвода теплоты Т_к. Понижение же средней температуры подвода теплоты Т_э при этом настолько мало, что им можно пренебречь. Поэтому уменьшение конечного давления всегда приводит к увеличению средней температурной разности подвода и отвода теплоты, располагаемого теплоперепада и термического КПД цикла.

В этом легко убедиться, если рассмотреть на Т, s-диаграмме два идеальных тепловых цикла, различающихся между собой только конечным давлением пара. Площадь фигуры аbcdеа относящейся к первому циклу, больше площади, заключенной в контуре а₁bcde₁a₁ относящейся ко второму циклу, отличающемуся более высоким конечным давлением пара, на площадь заштрихованной фигуры аа₁е₁еа. Следовательно, располагаемый теплоперепад в первом цикле больше, чем во втором, на величину

Увеличение располагаемого теплоперепада при понижении конечного давления ясно можно видеть также из h, s-диаграммы.

Теоретический предел понижения давления в цикле определяется температурой насыщения при конечном давлении р_К, которая должна быть не ниже температуры окружающей среды. В противном случае будет невозможна передача теплоты, выделяющейся при конденсации пара, окружающей среде. Практически же для более или менее интенсивного теплообмена между конденсирующимся паром, отдающим теплоту, и охлаждающей водой, воспринимающей эту теплоту, должна существовать конечная разность температур.

Температура насыщения отработавшего пара обычно находится из равенства

где t _в -- температура охлаждающей воды при входе в конденсатор; ?t -- нагрев охлаждающей воды в конденсаторе; дt -- разность температур насыщения пара t_К и охлаждающей воды на выходе из конденсатора t_2в, или так называемый температурный напор. Температура охлаждающей воды t_1в зависит от типа водоснабжения и климатических условий. При прямоточном водоснабжении t_1в принимается равной 10--12 °С, при оборотном водоснабжении t_1в =20...25 °С.

Нагрев охлаждающей воды ?t определяется из уравнения теплового баланса конденсатора:

где т -- кратность охлаждения, равная отношению расхода охлаждающей воды к расходу конденсирующегося пара; h_к-- h'_к -- разность энтальпий отработавшего пара и его конденсата, т.е. скрытая теплота парообразования; для конденсационных турбин

h_к-h'_к= 2200 ... 2300 кДж/кг.

Как видно из, чем больше кратность охлаждения т, тем меньше нагрев охлаждающей воды ?t, а согласно тем ниже температура конденсации h_к, а следовательно, и давление в конденсаторе. Однако увеличение кратности охлаждения повышает расход энергии на циркуляционные насосы, подающие охлаждающую воду в конденсатор, а достигаемое при этом понижение давления в конденсаторе требует увеличения проходных сечений и размеров последних ступеней турбины, что связано с ее удорожанием. Поэтому кратность охлаждения обычно выбирается в пределах от 50 до 90, чему соответствует нагрев охлаждающей воды в конденсаторе ?t от 11 до 6 °С.

Температурный напор дt зависит от нагрузки поверхности конденсатора, равной количеству пара, конденсирующегося на 1 м² поверхности в единицу времени, от чистоты этой поверхности, воздушной плотности и температуры охлаждающей воды. Обычно дt = 5 ... 10 °С .

После подстановки значений t_1в, ?t, дt в находят температуру насыщения t_к, по которой затем с помощью таблиц водяного пара определяют давление в конденсаторе.

В современных крупных паровых турбинах давление в конденсаторе составляет р_к = 3,5 ... 4 кПа, что соответствует температуре насыщения 26--29 °С.

Влияние процесса конденсации пара и нагрева охлаждающей воды в конденсаторе. Замкнутость пароводяного цикла тепловых электростанций предопределяет необходимость конденсации всего расхода пара, проработавшего в турбине. Этот процесс, осуществляется в конденсационной установке при постоянном давлении за счет подогрева охлаждающей воды, температура которой ниже температуры насыщения пара.

Процесс конденсации может идти при любом давлении. Однако чем меньше температура отвода теплоты цикла (что соответствует более низкому давлению конденсации), тем выше тепловая экономичность паротурбинной установки при неизменных начальных параметрах, если при этом не возникают потери из-за необратимости протекающих процессов. Характеристики водяного пара таковы, что, добиваясь расширения пара в турбине до давлений, меньших атмосферного, можно увеличить теплоперепад в ней на 25--30 и даже 40 % в зависимости от начальных параметров пара. Поэтому основная задача конденсационной установки -- установление и поддержание разрежения в выхлопном патрубке турбины, а тем самым и внутри конденсатора. Схема конденсационной установки с учетом сказанног. Из выходного патрубка турбины в паровой объем поверхностного конденсатора поступает пар, отработавший в турбине. Через трубки конденсатора циркуляционным насосом прокачивается охлаждающаяся вода. Образовавшийся конденсат стекает в нижнюю часть конденсатора и конденсатным насосом возвращается в цикл. Для создания разрежения в выхлопном патрубке турбины и конденсаторе в состав конденсационной установки входит пароструйный эжектор, к которому подводят пар одного из отборов турбины (а иногда и острый пар). В связи с разрежением в конденсаторе в его паровой объем постоянно поступает воздух из окружающей среды, поэтому паровой эжектор работает непрерывно, отсасывая этот воздух из конденсатора вместе с некоторым количеством пара.

Конечное давление в конденсаторе (величина вакуума). Величина вакуума в конденсаторе существенно влияет на тепловую экономичность станции. Приближенная численная зависимость термического к. п. д. паротурбинной установки от конечного давления пара представлена на, из которого следует, что, снизив давление в конденсаторе с 0,004 до 0,003 МПа, можно увеличить к. п. д. установки примерно на 2%, и, наоборот, увеличение давления с 0,004 до 0,005 МПа приведет к снижению экономичности более чем на 1%.

Конденсация пара в конденсаторе происходит за счет нагрева циркуляционной охлаждающей воды от начальной температуры t_ox1 до конечной t_ox2 , поэтому температура конденсации не должна превышать t_ox2 и может лишь приближаться к ней. Между тем температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор t_ox1, в зависимости от выбранной системы технического водоснабжения и месторасположения станции, меняются в пределах от 0 до 15 град С в зимнее время и от 15 до 33 град С в летнее. Если принять нагрев воды в конденсаторе около 10 град С, то выходные температуры воды летом составят от 25 до 43 град С. Воспользовавшись зависимостью температуры насыщения от давления пара , можно установить, что давление в конденсаторе может при этом составить 0,0033 - 0,006 МПа.

Теплообмен через поверхность нагрева не позволяет вести конденсацию пара при температуре конденсата, равной выходной температуре охлаждающей воды, и требует дополнительного перепада температур dt (рисунок 12), принимаемого на уровне 3 - 5 град С, реже до10 град С. С учетом этих обстоятельств тепловой баланс конденсационной установки:

где D_к -- расход в конденсатор, кг/ч; i_к и i_к' -- соответственно энтальпии пара после турбины и конденсата после конденсатора, кДж/кг; W -- расход охлаждающей циркуляционной воды, кг/ч; i_ox1и i_ox1 -- энтальпии этой воды до и после конденсатора, кДж/кг. В уравнении не учтена внешняя потеря теплоты в окружающую среду, так как она пренебрежимо мала по сравнению с основными членами. Уравнение можно переписать в виде:

или условно, если принять что температура пропорциональна энтальпии:



Величина m называется кратностью охлаждения. Из равенства можно определить выходную температуру охлаждающей воды в зависимости от кратности охлаждения:

Так как температура конденсации

то с учетом уравнения можно написать:

Из следует, что температура (давление) конденсации в наибольшей степени зависит от начальной температуры охлаждающей воды и, следовательно, от источника и системы водоснабжения, а также от времени года (зимой поддерживать вакуум легче). Но при одной и той же начальной температуре охлаждающей воды вакуум в конденсаторе существенно зависит от кратности охлаждения, поэтому выбор вакуума в конденсаторе может быть сделан только на основе технико-экономических расчетов. При этом следует учитывать, что чем глубже вакуум, тем выше экономичность турбинной установки, меньше расход пара и расход на конденсатные насосы, но тем больше должна быть поверхность теплообмена в конденсаторе и кратность охлаждения. Следовательно, возрастают капиталовложения в циркуляционную установку и увеличивается расход электроэнергии на привод циркуляционных насосов. На рисунке приведена зависимость давления в конденсаторе от кратности охлаждения при dt = 3 град С для трех значений входной температуры охлаждающей воды: 10, 15 и 20 град С. Расчетные кривые построены, исходя из следующих соображений. На входе в конденсатор пар обычно бывает влажным. Полная теплота парообразования для давлений от 0,003 до 0,005МПа может быть в среднем оценена как 2430 кДж/кг. Если принять влажность пара на входе в конденсатор в среднем равной 9,0%, то для конденсации 1 кг пара необходимо отвести от него 2195 кДж/кг. Тогда вместо с учетом теплоемкости воды можно написать:

Увеличение кратности охлаждения сверх значений порядка 80 нецелесообразно, так при этом теоретически возможный вакуум в конденсаторе изменяется в малой степени. Обычно кратность охлаждения m = 50--60 для любых тепловых электростанций, в том числе и атомных. Следует, что технико-экономическому выбору подлежит также и величина dt. В самом деле, чем больше dt, тем меньше потребная поверхность нагрева конденсатора и соответствующие капиталовложения. Но для сохранения того же вакуума и, следовательно, той же экономичности паротурбинной установки придется увеличить кратность охлаждения, в связи с чем, возрастут капиталовложения на циркуляционное водоснабжение и соответствующие расходы на собственные нужды. Поэтому вариантные расчеты для выбора кратности охлаждения и оптимальной величины вакуума должны производиться для различных значений dt и связанных с этим величин поверхности нагрева конденсатора. Однако все эти достаточно сложные расчеты не могут дать окончательного ответа, так как давление в конденсаторе - величина, непосредственно сопряженная с давлением за последней ступенью турбины. С углублением вакуума объем пара резко возрастает. Изменение давления в конденсаторе от 0,004 до 0,003 МПа приводит к увеличению удельного объема пара более чем на 30%, поэтому при глубоком вакууме пропуск пара, даже при предельных высотах лопаток последней ступени, может встретить затруднения. Если же повышать скорости пропуска пара, то выходные потери турбины могут резко возрасти и выигрыша в экономичности турбинной установки не будет. Окончательный выбор вакуума в конденсаторе требует совместного рассмотрения и технико-экономического решения этого вопроса применительно и к паротурбинной установке. Сопоставление расходов пара для турбин различных параметров приводит к несомненному заключению о целесообразности вакуума не глубже 0,004 МПа для мощных турбин насыщенного пара, применяемых в атомной энергетике, в сравнении с турбинами тех же мощностей в обычной теплоэнергетике, для которых давление в конденсаторе выбирают обычно 0,0035 МПа. К числу конечных параметров следует отнести также влажность пара. Однако ограничения по влажности пара ставит не конденсационная установка, а турбина, поэтому этот вопрос рассмотрен в теме посвященной турбинной установке.



РАЗДЕЛ 4. КОМБИНИРОВАННАЯ ВЫРАБОТКА ТЕПЛОТЫ И ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ

В конденсационной паровой турбине отработавший пар поступает в конденсатор, где он конденсируется и отдает скрытую теплоту парообразования охлаждающей воде. Эта теплота, составляющая 55--65% подведенной в котле теплоты, бесполезно теряется, так как температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора лишь незначительно (на 10--15 °С) превышает атмосферную.

В то же время для бытовых и технологических нужд (например, для отопления зданий, подогрева и сушки материалов) требуется сравнительно невысокая температура теплоносителя (100--150 °С), которым может служить пар, отработавший в турбине до давления, необходимого тепловому потребителю. В этом случае может быть полностью использована теплота конденсации отработавшего пара в технологических аппаратах для нагрева воды или сушки материалов, а конденсат возвращен в цикл турбинной установки.

Таким образом, одновременная выработка электрической энергии и теплоты в одной и той же теплосиловой установке выгоднее раздельной. В этом легко убедиться, если сравнить идеальные тепловые циклы в T, s-диаграмме для конденсационной турбины и турбины с противодавлением. В конденсационной турбине теплота отработавшего пара, эквивалентная площади фигуры 1ае21 (рис. 12), полностью теряется, поскольку она отводится с охлаждающей водой. В турбине же с повышенным давлением отработавшего пара (с противодавлением), которая одновременно с выработкой электроэнергии обслуживает и тепловых потребителей, почти вся теплота отработавшего пара, эквивалентная площади фигуры 1₁a₁е₁21₁, может быть использована для удовлетворения нужд тепловых потребителей.

Комбинированная выработка на тепловых электрических станциях электроэнергии и теплоты для бытовых и технологических нужд за счет отбора и использования отработавшего пара на базе централизованного теплоснабжения называется теплофикацией.

Теплофикация является одним из важнейших методов снижения удельного расхода топлива на тепловых электростанциях. Поэтому в настоящее время в России около 50 % электроэнергии производится на ТЭЦ, т.е. на станциях, где осуществляется комбинированная выработка теплоты и электроэнергии.

Для покрытия же всей потребности в электроэнергии необходимо кроме теплофикационных турбин иметь конденсационные турбины.

Будем считать, что процессы расширения пара в конденсационной турбине и турбине с противодавлением изображаются общей кривой в h, s-диаграмме а энтальпия питательной воды в обеих установках одинакова и равна h'_к.

Использованный теплоперепад для турбины с противодавлением обозначим через

H^l_i = h₀ - h_п

А для конденсационной турбины -- через

Н^II_i = h₀ -hК (рис 19).

Для упрощения будем вести расчеты по внутренней мощности N_i-:

Расход пара на выработку электроэнергии конденсационной турбины



Следовательно, расход теплоты при раздельной выработке электрической энергии и теплоты

Расход пара через турбину с противодавлением для обеспечения теплотой Q_п теплового потребителя при комбинированной выработке энергии а мощность этой турбины соответственно. Для этого потребуется дополнительный расход пара

Недостающая доля мощности должна быть выработана конденсационной турбиной:

Таким образом, суммарный расход пара при комбинированной выработке энергии составит

G_комб ⁼ G^I + G^II

расход теплоты соответственно будет равен



Обозначим отношение теплоты h₀ -- h_п, превращенной в работу в турбине с противодавлением, к теплоте h_п -- h'_К, отданной тепловому потребителю 1 кг пара, отработавшего в этой турбине, через x:

Полная затрата теплоты при комбинированной выработке энергии с учетом этого обозначения согласно составит

Экономия теплоты, достигаемая при комбинированной выработке энергии по сравнению с раздельной, будет равна



Относительная величина этой экономии, выраженная в долях от количества теплоты, отдаваемой тепловому потребителю, составит

Таким образом, чем больше выработка электроэнергии на тепловом потреблении x и чем ниже абсолютный КПД конденсационной установки з, тем большая экономия теплоты будет получена от комбинированной выработки.

Приведенная схема установки для комбинированной выработки теплоты и электрической энергии, включающая в себя конденсационную турбину и турбину с противодавлением, встречается очень редко. Вместо нее обычно применяют конденсационные турбины с регулируемыми отборами пара для теплофикации и технологических нужд.



РАЗДЕЛ 5. ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ПЕРЕГРЕВ ПАРА

В теплоэнергетической установке с промежуточным перегревом (рис. 20) пар после расширения в ЦВД турбины направляется в котел для вторичного перегрева, где температура его повышается от t₁ до t_пп. После промежуточного перегрева пар попадается в ЦНД, где расширяется до давления в конденсаторе р_к. Цикл с промежуточным перегревом пара и сверхкритическим начальным давлением в Т, s-диаграмме можно рассматривать как сочетание двух циклов, первый из которых 1а'аbdе21 является основным, а второй 2ее₁tg32 -- дополнительным.

Если эквивалентная температура дополнительного цикла (Т_Э)_ПП выше эквивалентной температуры основного цикла Т_э, то экономичность дополнительного цикла будет выше экономичности основного цикла и КПД общего цикла возрастет. При этом благодаря уменьшению влажности пара в последних ступенях турбины возрастут относительные внутренние КПД этих ступеней, а следовательно, увеличится и КПД всей турбины. Кроме того, применение промежуточного перегрева позволяет существенно повысить начальное давление пара при неизменной начальной температуре и обеспечить умеренную конечную влажность.

Располагаемая (теоретическая) работа, производимая 1 кг пара в цикле с промежуточным перегревом, равна сумме располагаемых теплоперепадов:

где h₀, h_пп -- энтальпии свежего пара и пара после промежуточного перегрева; h_1г h_К1 -- энтальпии пара после изоэнтропийного расширения в цилиндрах высокого и низкого давления.

Количество теплоты, затрачиваемой в котле и промежуточном пароперегревателе на 1 кг пара, составит



Если изоэнтропийный процесс расширения заканчивается в области влажного пара, то КПД выразится как

Внутренний абсолютный КПД можно представить в виде

где n^I_ы, n^II_о1. -- относительные внутренние КПД частей высокого и низкого давления турбины.

Потеря давления ?p_пп в тракте промежуточного перегрева (в паропроводе от турбины к котлу, перегревателе и паропроводе от котла к турбине) приводит к снижению КПД, и поэтому допускается потеря не более 10 % абсолютного давления в промежуточном перегревателе.

Температура пара после промежуточного перегрева обычно принимается равной или близкой температуре свежего пара: t_ли = t₀ ± (10 ... 20) °С.

Промежуточный перегрев приводит, естественно, к усложнению конструкции турбины, увеличению расхода высоколегированных сталей и соответствующему удорожанию турбины на 10--12 %.

Экономичность идеального теплового цикла с промежуточным перегревом зависит от параметров пара, отводимого на промежуточный перегрев.

Если принять температуру пара после промежуточного перегрева равной температуре свежего пара Т₀ и изменять температуру пара, отводимого на промежуточный перегрев, Т₁, то КПД присоединяемого цикла будет тем выше, чем выше температура Т₁, однако доля его в общем цикле при этом будет уменьшаться. В частности, когда T₁ -- Т₀, промежуточного перегрева уже не будет. При понижении же температуры Т₁ будет уменьшаться эквивалентная температура (Т_э)_пп, а следовательно, и КПД дополнительного цикла, что в конечном счете может вызвать не повышение, а снижение КПД общего цикла.

Оптимальную температуру пара Т^опт₁, при которой он должен отводиться на промежуточный перегрев, можно ориентировочно оценить во втором приближении следующим образом. Вначале определяют эквивалентную температуру

Т_э = Т_к/(1 -- n_t),

затем по формулам подсчитывают КПД з^пп_t сложного цикла при T₁ = Т_э, после чего находят

Обычно Т₁^опт = (1,02 ... 1,04)T_Э.

Давление пара перед промежуточным перегревом обычно выбирают равным 0,2--0,3 давления свежего пара.



РАЗДЕЛ 6. РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ

Потери теплоты с охлаждающей водой в конденсаторе турбины прямо пропорциональны количеству отработавшего пара, поступающего в конденсатор. Расход пара в конденсаторе можно значительно уменьшить (на 30--40%) путем отбора его для подогрева питательной воды из нескольких ступеней турбины после того, как он произвел работу в предшествующих ступенях.

При большой разнице между температурой испарения воды в котле и температурой конденсату откачиваемого из конденсатора, можно подогревать питательную воду паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины, использовав его теплоту парообразования. Такой подогрев питательной воды называется регенеративным.

Регенеративный цикл по сравнению с обычным циклом имеет более высокую среднюю температуру подвода теплоты при той же самой средней температуре ее отвода и поэтому обладает более высоким термическим КПД.

Повышение экономичности в цикле с регенерацией так же, как и в комбинированном цикле, пропорционально мощности, вырабатываемой на тепловом потреблении, т.е. на базе теплоты, переданной питательной воде в системе регенерации. Это количество теплоты зависит от разности температур питательной воды и конденсата и практически не зависит от числа регенеративных отборов пара. Однако электрическая мощность турбины, вырабатываемая при одном и том же потреблении теплоты на подогрев питательной воды и при одном и том же расходе свежего пара, весьма существенно зависит от числа отборов и распределения нагрева питательной воды в регенеративных подогревателях. При одной и той же температуре питательной воды максимальной мощности соответствует бесконечно большое число отборов, а минимальной -- один отбор.

В случае одноступенчатого регенеративного подогрева питательной воды наименьший экономический эффект от регенерации будет при очень высоком или очень низком давлении отбираемого пара, близком к давлению свежего или отработавшего пара, а наибольший -- при некотором промежуточном давлении.

Убедиться в этом можно путем следующих рассуждений. Рассмотрим схему турбинной установки с одной ступенью регенеративного подогрева питательной воды (рис. 23). Питательная вода прокачивается насосом через трубную систему подогревателя, обогреваемую снаружи паром, отбираемым из турбины. При этом температура питательной воды на выходе из подогревателя будет несколько ниже температуры насыщения греющего пара. Разность этих температур, называемая недогрееом воды, составляет от 1,5 до 6 °С.

Наряду с поверхностными подогревателями при низком давлении отбираемого пара применяются также смешивающие подогреватели, в которых греющий пар смешивается с питательной водой и недогрев отсутствует.

Здесь питательная вода при прокачке через подогреватель нагревается и энтальпия ее повышается от h'_к до h_пв. Энтальпия же отбираемого из турбины пара, греющего питательную воду, при этом понижается от h_п до

h'_п. Конденсат греющего пара с энтальпией h'_п возвращается в

конденсатор. Допустим, что недогрев питательной воды в подогревателе составляет откуда находим долю отбираемого пара:



Относительная мощность, развиваемая этим паром, будет соответственно иметь вид:

Обозначив количество отбираемого пара, выраженное в долях расхода свежего пара, поступающего в турбину, через а, составим уравнение теплового баланса подогревателя:

Эта мощность создается без потерь теплоты в конденсаторе.

Если по оси ординат отложить энтальпии отбираемого пара h_п, а по оси абсцисс -- энтальпии его конденсата, то можно получить графическую зависимость 1 между этими величинами. Учитывая недогрев питательной воды и смещая на дh = h'_п -- h_пв линию 1 эквидистантно влево, получаем зависимость 2 энтальпии обогревающего пара от энтальпии питательной воды.

Поскольку разность энтальпий отбираемого пара и его конденсата, стоящая в знаменателе формулы, мало зависит от давления отбираемого пара, можно считать, что мощность L_а, развиваемая отборным паром, пропорциональна площади заштрихованного прямоугольника, имеющего стороны h'_п - h'_к - дh и h₀ - h_п .Площадь этого прямоугольника F, а следовательно, и мощность L_а при энтальпии отбираемого пара h_п, равной энтальпии свежего (hр ) или отработавшего (h_к) пара, будет равна нулю. Максимальная же мощность L_а в рассматриваемом случае одноступенчатого подогрева питательной воды будет достигнута при некотором промежуточном значении энтальпии отбираемого пара, близком к среднему значению энтальпии свежего и отработавшего пара, когда нагрев питательной воды в подогревателе составит примерно половину нагрева ее от температуры конденсата до температуры насыщения, соответствующей давлению в котле.

Если вместо одноступенчатого применить, например, трехступенчатый регенеративный подогрев питательной воды, то выработка мощности ?L_а возрастет до значения, пропорционального площади, ограниченной контуром АаbcdefgА.

При бесконечном же числе регенеративных отборов пара выработка мощности ?L_а достигла бы максимально возможного значения, эквивалентного площади фигуры АСВА.

На практике, исходя из технико-экономических расчетов, применяется ограниченное число отборов, обычно не более девяти. При этом точки отбора выбираются с таким расчетом, чтобы в каждом из подогревателей энтальпия питательной воды повышалась приблизительно на одно и то же значение, т.е. чтобы теплопадения между соседними отборами пара были приблизительно одинаковыми. Как видно на рис. 19, при таком выборе точек отбора мощность, вырабатываемая паром регенеративных отборов, а следовательно, и экономическая эффективность регенерации будут максимальными.

Путем регенеративного подогрева температура питательной воды, вообще говоря, могла бы быть повышена до температуры, близкой к температуре насыщения, соответствующей давлению свежего пара. Однако при этом сильно возросли бы потери теплоты с уходящими газами котла. Поэтому в международных нормах типоразмеров паровых турбин рекомендуется выбирать температуру питательной воды на входе в котел равной 0,65-- 0,75 температуры насыщения, соответствующей давлению в котле. В России при сверхкритических параметрах пара и начальном давлении его р₀ =

= 23,5 МПа температура питательной воды принимается равной 265--275 °С.

Коэффициент полезного действия идеального регенеративного цикла (при бесконечном числе отборов) может быть оценен с помощью Т, s-диаграммы (рис. 25), на которой подведенная в котле теплота, равная q^?_1p = h₀ - h_пв, эквивалентна площади фигуры 1аbcd21, а теплота, отведенная в конденсаторе, равная q^?_2p = Т_К(s₀ -s_пв), эквивалентна площади фигуры 1ае21. Следовательно, термический КПД идеального регенеративного цикла без промежуточного перегрева пара с бесконечным числом отборов пара будет равен

Аналогично для идеального регенеративного цикла с промежуточным перегревом пара КПД

Термический КПД цикла без промежуточного перегрева пара и без регенерации

Аналогично для цикла с промежуточным перегревом

Следовательно, повышение экономичности, которое может быть достигнуто в идеальном регенеративном цикле с бесконечным числом отборов, по сравнению с циклом без отборов составит:

а) для случая без промежуточного перегрева

б) для случая с промежуточным перегревом

При ограниченном числе подогревателей г в регенеративной системе и заданной энтальпии питательной воды h_{п в} выигрыш в экономичности при правильном выборе давлений отборов пара можно приближенно оценить с помощью формуле

где h_z -- энтальпия пара верхнего регенеративного отбора; г-- коэффициент, учитывающий степень совершенства регенеративной схемы (у = 0,98...0,99).

Более точный расчет экономичности турбинной установки с конкретной регенеративной системой производится следующим образом.

Задавшись относительными внутренними КПД отсеков турбины, изображают процесс расширения пара в h, s-диаграмме и отмечают точки регенеративных отборов. Далее составляют тепловые балансы подогревателей, из которых находят относительные количества отбираемого пара, и подсчитывают работу, производимую 1 кг пара, подводимого к турбине.

В общем случае уравнение теплового баланса составляется так:

Здесь коэффициент в указывает количество питательной воды, протекающей через рассматриваемый подогреватель; h_т, h'_т -- энтальпии отбираемого пара и его конденсата; а_j -- доли конденсата дренажей.

Работа, совершаемая 1 кг пара, поступающего в турбину, подсчитывается как сумма произведений использованных теплоперепадов на расход пара через каждый отсек турбины

Здесь h_I, h_II, h_!II--энтальпии пара в первом, втором и третьем отборах; a_I, а_II,..., а_г -- относительные количества отбираемого пара в I, П,..., z-м отборах; Н_i^z =h_г - h_к.

Расход свежего пара находится по формуле

где N_i -- внутренняя мощность турбины, кВт; Н₁ -- приведенный использованный теплоперепад, кДж/кг

КПД установки без промежуточного перегрева пара определяется по формуле

Термический КПД конденсационной турбоустановки с z регенеративными отборами пара можно также вычислить по формуле



где Н₀ -- общий изоэнтропийный теплоперепад турбины, кДж/кг; a_j -- относительный расход пара, поступающего на регенеративный отбор; Н_0j -- изоэнтропийный тепло-перепад между начальными параметрами пара и давлением в соответствующем отборе, кДж/кг; h₀, h_пв -- энтальпии пара перед турбиной и подогретой питательной воды, кДж/кг; j -- номер отбора.

Для установок с промежуточным перегревом пара аналогичные формулы приведены в примере расчета.

Регенерация положительно влияет на относительный внутренний КПД первых ступеней благодаря повышенному расходу пара через ЦВД и соответствующему увеличению высоты лопаток.

Объемный расход пара через последние ступени турбины при регенерации уменьшается, что снижает потери с выходной скоростью в последних ступенях турбины.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В заключении следует отметить тот факт, что дальнейшее совершенствование термодинамических циклов является одним из основных путей повышения эффективности энергетических установок, а одним из вариантов совершенствования цикла является повышение начальных параметров пара. Это направление сегодня считается одним из самых перспективных в мировой энергетике

Теплоэнергетика России последовательно прошла низкие, высокие и сверхкритические параметры пара вплоть до 240 атм. и 545/545°С, которые были освоены в 60-х гг. (На Каширской ГРЭС был создан уникальный предвключенный энергоблок СКР-100 мощностью 100 мВт с параметрами пара 315 атм. и 650°С.) Тогда отечественная теплоэнергетика была на мировом уровне в области новых разработок.

Сегодня в развитых странах освоены газовые и угольные энергоблоки на давление 300 атм. и температуре 600/620°С, с КПД 44-45%. В ближайшие 10-12 лет в Европейском союзе будет создан пылеугольный энергоблок с параметрами пара 350 атм. и 700-800°С и КПД 54-55%. Отставание России в этой области в ближайшие годы может болезненно отразиться не только на энергетике, но и на ее экономике в целом.

Размещено на Allbest.ru

...