содержание .. 8 9 10 11 ..

Тепловые и атомные электрические станции - часть 10

Рис. 4.7. Рабочий процесс пара в
турбине с промежуточным пере-
гревом и без него

Для цикла без промежуточного перегрева:

−

, (4.2)

для цикла с промежуточным перегревом:

(

) (

)

. 1

. 2

iп п

п п

−

или

(

)

iп п

п п

−

+ Δ

. (4.3)

Из сопоставления (4.2) и (4.3) нельзя еще установить, как

роцессется используемый теплоперепад при переходе от цикла без

промежуточного перегрева к циклу с промежуточным перегревом; так,

iп п

возрастает на

п п

, но уменьшается из-за увеличения энтальпии

на выходе из проточной части турбины. Однако из рассмотрения рабо-
чего роцессса в турбине при различных значениях

п п

P (рис. 4.8, б)

видно, что

0 .

п п

при уменьшении

п п

сначала увеличивается, а затем

падает, приближаясь к значениям, которые существуют при отсутствии
промежуточного перегрева. Соответственно изменяется также

,. Ко-

личество теплоты, подводимое для производства 1 кг пара, определяет-
ся выражением

п п

′

−

+ Δ

где

′

– энтальпия конденсата.

Рис. 4.8.

T s

- диаграмма (а) и

h s

-диаграмма (б) для идеального цикла с

промежуточным перегревом пара при различных значениях

п п

Как видно из этого выражения, при уменьшении давления проме-

жуточного перегрева

q возрастает. Из всего этого следует, что увели-

чение

, может происходить 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 теплоты к дополни-
тельному циклу (рис. 4.8, а) сначала, при высоких значениях

п п

P , выше,

чем в исходном цикле (без промежуточного перегрева).

Связь между термическими КПД циклов с промежуточным пере-

гревом и без него можно установить из следующих соотношений.

В соответствии с рис. 4.8, а термический КПД цикла с промежу-

точным перегревом:

t п п

+ Δ

(4.4)

или

t п п

L L

q q

+ Δ

⋅

+ Δ

. (4.4 а)

Здесь

L L

- отношение работы дополнительного цикла к работе

исходного цикла, а

q q

может быть представлено в виде:

q q

η η

⋅

где

L L

= Δ

;

L q

= Δ Δ

Воспользовавшись этими зависимостями, окончательно получим:

(

)

t п п

η η

= ⋅

. (4.5)

Из (4.5) видно, что при давлениях

п п

P , для которых

> , тер-

мический КПД цикла с промежуточным перегревом выше КПД обычно-
го цикла. Однако условия наибольшей тепловой экономичности зависят
не только от соотношения значений этих коэффициентов, но и от значе-
ния энергетического коэффициента

. Для того чтобы выбрать опти-

мальное значение

п п

P , необходимо построить кривую изменения отно-

шения

i п п

в зависимости от

п п

. Такая кривая будет иметь вид,

приведенный на рис. 4.9. Давление, при котором значение

i п п

макси-

мально, зависит от начальных и конечных параметров цикла, схемы ре-
генеративного подогрева питательной воды и температуры питательной
воды, а также от абсолютного значения

Зависимость (4.5) используется, конечно, не только для анализа

эффективности применения промежуточного перегрева при различных
значениях

п п

. Она может применяться во всех случаях, когда измене-

ния, вносимые в рабочий процесс, можно рассматривать как присоеди-
нение к исходному циклу дополнительного (например, при повышении
температуры подводимого к турбине пара или увеличении его давле-
ния).

Рис. 4.9. Зависимость относительного
изменения КПД от давления промежу-
точного перегрева

п п

Обычно оптимальные значения

i п п

устанавливаются, когда

(0,15 0,25)

п п

≈

при одноступенчатом промежуточном перегреве.

Для схемы с двухступенчатым промежуточным перегревом в условиях
оптимальной тепловой экономичности давление в первой ступени со-
ставляет обычно

(0,25 0,30)

, а во второй

(0,06 0,09)

. С возраста-

нием температуры пара, до которой проводится его промежуточный пе-
регрев, при тех же начальных параметрах оптимальные значения

п п

увеличиваются.

На отечественных электростанциях серийные конденсационные

блоки мощностью 150÷200 МВт работают по циклу с одним промежу-
точным перегревом при начальном давлении 12,7 МПа, а блоки мощно-
стью 300, 500, 800 и 1200 МВт – при начальном давлении 23,5 МПа.
Температура вторичного и первичного перегревов 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 давления
12,7 МПа к давлению 23,5 МПа (при тех же начальных температурах) –
к экономии еще 4÷5 %.

Цикл с промежуточным перегревом пара на ТЭЦ имеет опреде-

ленные особенности.

В отборе, из которого пар подается тепловому потребителю, дав-

ление

т п

P всегда выше давления в конденсаторе турбины

P . Поэтому

для потоков, поступающих в теплофикационный или промышленный
отбор, оптимальные значения

п п

окажутся также более высокими, чем

для конденсационного потока при нормальном вакууме. Из этого следу-
ет, что на паротурбинной установке с регулируемыми отборами при од-
них и тех же начальных параметрах

п п опт

будет выше, чем на уста-

новках КЭС. При этом чем выше давление в отборах и больше расход
пара, направляемого тепловому потребителю (по отношению к расходу
потока, поступающего в конденсатор), тем больше разница в значениях

п п опт

для установок ТЭЦ и КЭС. В то же время эффективность про-

межуточного перегрева на установках ТЭЦ ниже. Объясняется это тем,
что  используемый  в  турбине  перепад  энтальпий  для  потоков,  направ-
ляемых  тепловому  потребителю,  значительно  ниже,  чем  для  конденса-
ционного  потока,  а  энтальпия  пара,  идущего  в  отбор  при  применении
промежуточного  перегрева,  возрастает.  Последнее  приводит  к  умень-
шению  расхода  пара  в  отборе

D и, следовательно, к увеличению по-

терь теплоты в конденсаторе. Кроме того, эффект от уменьшения влаж-
ности в части низкого давления (ЧНД) турбины в циклах с промежуточ-
ным перегревом при этом также ниже, так как расход пара по конденса-
ционному потоку

резко понижается, а пар потока, направляемого

тепловому потребителю, в промышленных отборах является перегре-

тым; в теплофикационных отборах влажность всегда заметно ниже, чем
в ЧНД установок конденсационного типа. По этим причинам промежу-
точный перегрев на отечественных ТЭЦ применяется только на уста-
новках, работающих при сверхкритических начальных параметрах, и на
одном типе установок при

12,7

МПа (с теплофикационными тур-

бинами мощностью 180 МВт). Сверхкритические начальные параметры
паротурбинных установок ТЭЦ принимаются такими же, как на конден-
сационных электростанциях. Проектная мощность теплофикационных
блоков составляет 250 МВт.

Для того чтобы определить целесообразность применения проме-

жуточного перегрева на вновь проектируемых установках с турбинами с
противодавлением или регулируемыми отборами, необходимо (после
того как

п п опт

выбрано) установить, насколько возрастает электриче-

ская мощность агрегата при одних и тех же исходных данных (одинако-
вых давлениях пара на входе в турбину, выходе из нее, одних и тех же
расходах теплоты

т п

и пр.) По этому значению

. .

э п п

необходимо

рассчитать годовую выработку электроэнергии

Δ и удельные приве-

денные затраты

. .

э п п

, а также сравнить значение

. .

э п п

с удельными

приведенными затратами

э зам

для типичной в данном районе конден-

сационной электростанции, т.е. для КЭС, на основе которой ведется в
данное время и будет вестись в ближайшем будущем развитие энерго-
системы, в которую войдет проектируемая электростанция (такую КЭС
принято называть замещающей электростанцией). Если

. .

э п п

э зам

применение промежуточного перегрева на рассматриваемых установках
ТЭЦ экономически оправдано.

4.3. ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОГО ДАВЛЕНИЯ НА ТЕПЛОВУЮ ЭКО-
НОМИЧНОСТЬ УСТАНОВКИ

Как известно, термический КПД цикла может быть определен из

выражения:

экв

= −

, (4.6)

где

экв

– средняя температура подвода теплоты в цикле, равная на-

чальной температуре в эквивалентном цикле Карно.

Взяв частные производные функции

( ,

)

экв

f T T

и заменив

дифференциалы конечными приращениями, получим:

(

)

(

)

;

экв

⎫

⎛

⎞

= −

⎪

⎜

⎟

⎝

⎠

⎪

⎬

⎛

⎞

⎪

⎜

⎟

⎪

⎝

⎠

⎭

(4.7)

где индексами «к» и «н» обозначены приращения

, при соответ-

ствующем изменении конечной и начальной температур цикла.

Из полученных соотношений видно, что при одинаковых прира-

щениях

Δ и

экв

абсолютное значение

(

)

t к

превышает значение

(

)

t н

экв

раз. Таким образом, даже относительно небольшое

снижение

T должно оказывать существенное влияние на тепловую

экономичность установки. Однако при изменении конечного давления

изменяются также потери с выходной скоростью, внутренний отно-

сительный КПД последней ступени турбины, расход пара в конденсатор
(при одном и том же расходе на турбину) и конечная влажность пара.
Все это приводит к изменениям

; и общей мощности установки.

На рис. 4.10 приведена типичная кривая изменения мощности тур-

бины в зависимости от

. Сначала с понижением

(несмотря на воз-

растание потерь с повышением выходной скорости и увеличение конеч-
ной влажности) мощность растет, но затем, достигнув максимума, сни-
жается. Такое изменение

Δ связано с тем, что при некотором давле-

нии в минимальном сечении каналов лопаточной решетки скорость пара
принимает критическое значение.

Рис. 4.10. Типичная  зависи-
мость  изменения  мощности
турбины  от  конечного  дав-
ления

Дальнейшее снижение

приводит к расширению пара в косом

срезе,  а,  когда  расширительная  способность  его  оказывается  исчерпан-
ной,  пар  расширяется  за  пределами  ступени  и  используемый  перепад
энтальпии уже не изменяется. В то же время температура воды на выхо-
де из конденсатора турбины понижается и, следовательно, в первый ре-
генеративный  подогреватель  отводится  большее  количество  пара.  Это
приводит к тому, что расход пара через последние ступени ЧНД падает,
а  вырабатываемая  мощность  уменьшается.  Несмотря  на  уменьшение

D , потери в конденсаторе возрастают, так как при этом снижается тем-

пература конденсата.

С уменьшением удельной нагрузки выхлопа приращение мощно-

сти при одних и тех же изменениях давления

Δ увеличивается, а дав-

ление в конденсаторе

к пред

, до которого при уменьшении

мощ-

ность возрастает, уменьшается.

Таким образом, в реальных условиях уменьшать

целесообразно

только до определенных значений. При этом следует иметь в виду, что
технико-экономически оправданные значения

могут быть заметно

выше тех, при которых вырабатывается максимальная мощность.

Действительно, температура, при которой происходит конденса-

ция пара (рис. 4.11), определяется выражением:

t t

с m

−

⋅

где

t t

– начальная и конечная температуры охлаждающей воды,

°С;

– недогрев воды до температуры насыщения, соответствующей

давлению в конденсаторе, °С;

– кратность охлаждения (количество охлаждающей – воды,

приходящееся на 1 кг пара, поступающего в конденсатор,
кг/кг).

Рис. 4.11.

t Q

-диаграмма для конден-

сатора турбины

Температура охлаждающей воды

изменяется в широких преде-

лах, и только при ее низких значениях, высоких кратностях охлаждения
и небольших

могут быть достигнуты давления в конденсаторе, близ-

кие к

к пред

. Однако в этих условиях такие значения

окажутся неоп-

равданными, если при этом расходы на перекачивание охлаждающей
воды совместно с отчислениями от возросших капитальных затрат пре-
высят стоимость электроэнергии, выработанной вследствие повышения
мощности установки (определенную по приведенным затратам).

Таким образом, значения

( )

t P

, кратности охлаждения

и не-

догрева

должны определяться технико-экономическими расчетами.

Обычно оптимальные значения кратности охлаждения

находятся в

пределах от 50 до 80 кг/кг, а

– в пределах от 3 до 6 °С.

На рис. 4.12 приведены кривые изменения

P в зависимости от

кратности охлаждения при различных температурах охлаждающей воды

= 3 °С. В расчетах разность

−

принята равной 2200 кДж/кг,

что соответствует среднему значению этой величины при

0,003÷0,005 МПа и влажности пара около 10 %. Для более дорогостоя-
щего  топлива  (при  прочих  равных  условиях)  экономически  оправдан
более глубокий вакуум. Когда средняя температура охлаждающей воды
на станции ниже, более глубокий вакуум достигается при меньших до-
полнительных  капитальных  затратах.  Поэтому  чем  ниже  температура
охлаждающей  воды  и  выше  стоимость  топлива,  тем  экономически  оп-
равданнее более глубокий вакуум.

Рис. 4.12. Зависимость

от

кратности охлаждения

при

= 3 °С

В нашей стране в районах использования дорогостоящего топлива

обычно среднегодовая температура охлаждающей воды выше, чем в
районах использования более дешевого топлива. Поэтому оптимальные
значения

, рассчитанные для этих районов, различаются ненамного.

содержание .. 8 9 10 11 ..