паровые и газовые турбины для электростанций

Температурный напор δ t зависит от нагрузки

поверхности конденсатора, равной количеству

2

пара, конденсирующегося на 1 м поверхности в

единицу времени, от чистоты этой поверхности, воздушной плотности и температуры охлаждающей воды. Обычно δ t = 5 … 10 °С (см. гл. 8).

После подстановки значений t	,	t, δ t	в (1.20)
1в
находят температуру насыщения	t	, по	которой
		к

затем с помощью таблиц водяного пара определяют давление в конденсаторе.

В современных крупных паровых турбинах дав-

ление в конденсаторе составляет p = 3,5 … 4 кПа,

к

что соответствует температуре насыщения 26—29 °С.

1.5.КОМБИНИРОВАННАЯ ВЫРАБОТКА ТЕПЛОТЫ

ИЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ЭНЕРГИИ

Вконденсационной 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.

Вто же время для бытовых и технологических нужд (например, для отопления зданий, подогрева

исушки 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 1ae21 (рис. 1.15), 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, эквивалент-

ная площади фиругы 1 a e 21 , может быть

1 1 1 1

Рис. 1.15.	Сравнение
идеальных тепловых
циклов в T, s-диа-
грамме	для турбин
конденсационной и с
противодавлением

использована для удовлетворения нужд тепловых потребителей.

Централизованное теплоснабжение на базе комбинированной выработки на тепловых электрических станциях и АЭС электроэнергии и теплоты

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 комбини-

рованная выработка электроэнергии и теплоты.

Для покрытия же всей потребности в электро-

энергии необходимо кроме теплофикационных турбин иметь конденсационные турбины.

Выигрыш теплоты при комбинированной выработке энергии (рис. 1.16, а) по сравнению с раздельной (рис. 1.16, б) определяется следующим

образом. Пусть требуется обеспечить электриче-

скую мощность N и снабдить потребителя тепло-

э

той Q . Будем считать, что процессы расширения

п

пара в конденсационной турбине и турбине с противодавлением изображаются общей кривой в h, s-

диаграмме (рис. 1.17), а		энтальпия	питательной
воды в обеих установках одинакова и равна h′ .
				к
Использованный теплоперепад для турбины с
противодавлением обозначим через			H I = h	– h	,
			i	0	п
а для конденсационной турбины — через				H II	=
				i
= h	– h (рис. 1.17).
0	к
Для упрощения будем вести расчеты по внут-
ренней мощности N :
	i
		N
		э
	N = ----------------	.

iη η

мэ.г

21

Рис. 1.16. Принципиальные схемы выработки электроэнер-

гии и теплоты с комбинированной ( а) и раздельной ( б)

установками

Рис. 1.17. Процессы расширения пара в h, s-диаграмме для

турбин с противодавлением и конденсационной

Расход пара на выработку электроэнергии конденсационной турбины

G II = N ⁄ H II . i i

Следовательно, расход теплоты при раздельной выработке электрической энергии и теплоты

Q		= G II(h – h′ ) + Q =
разд			0	к	п
N					N
	i				i
= --------		(h	– h′ ) + Q		= ----- + Q . (1.22)
	II	0	к	п	η	п
H					i

i

Расход пара через турбину с противодавлением

для обеспечения теплотой Q теплового потреби-

п

теля при комбинированной выработке энергии

	Q
G I =	п
	------------------ ,

h– h′

пк

амощность этой турбины соответственно

			h	– h
N I = G I			0	п
	(h –	h ) = Q	------------------ .
i	0	п	п h	– h′
			п	к
Недостающая	доля	мощности		должна быть

выработана конденсационной турбиной:

N II = N – N I .

ii i

Для этого потребуется дополнительный расход пара

N II

N

Q (h – h )

G II

i

i

п

0

п

=

-----------------

=

-----------------

– -----------------------------------------------

.

h

– h

к

h – h

к

(h – h )(h – h′ )

0

0

0

к

п

к

Таким образом, суммарный расход пара при

комбинированной

выработке

энергии

составит

G

=

GI

+

G II, а расход

теплоты

соответст-

комб

венно будет равен

Q (h

– h′ )

= (G I

+ G II )(h – h′ ) =

п

0

к

Q

+

комб

0

к

– h′

h

п

к

N (h – h′ )

Q (h – h )(h – h′ )

i

0

к

п

0

п

0

к

+

-----------------------------

– ------------------------------------------------------

=

h – h

(h – h )(h – h′ )

0

к

0

к

п

к

Ni

Qп(h0 – hп)

h0 – hп

-----

------------------------------

------------------

= η

i

–

η (h

– h′ )

+ Qп h

– h′

+ 1 . (1.23)

i

п

к

п

к

Обозначим отношение теплоты h

– h , пре-

0

п

вращенной в работу в турбине с противодавлением, к теплоте h – h′ , отданной тепловому

пк

потребителю 1 кг пара, отработавшего в этой тур-

бине, через χ :

h	– h	H I
0	п		i
χ = ------------------	= --------------------------------			.	(1.24)
h	– h′		I	– h′
п	к h	– H	i
	0			к

Полная затрата теплоты при комбинированной

выработке энергии с учетом этого обозначения

согласно (1.23) и (1.24) составит

	N			χ
	i
Q	= ----- – Q			---- + Q (χ + 1) =
комб	η	п η			п
	i			i
	N
					1
	i
= ----- + Q				1 – χ ---- – 1				.
	п				ηi
	ηi

22

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

N

i

Q =

Q

– Q

= ----- + Q –

разд

комб

η

п

i

Ni

1

1

–

-----

+ Q

1

–

χ

----

– 1

= Q

χ

----

– 1 . (1.25)

ηi

п

ηi

п

ηi

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

		Q	1
ξ	комб	= -------	= χ ---- – 1 .		(1.26)
		Qп	ηi

Таким образом, чем больше выработка электроэнергии на тепловом потреблении χ и чем ниже

абсолютный КПД конденсационной установки η ,

i

тем большая экономия теплоты будет получена от комбинированной выработки.

Приведенная на рис. 1.16, а 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 (см. гл. 7).

1.6.ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ПЕРЕГРЕВ ПАРА

Втеплоэнергетической установке с промежуточным перегревом (рис. 1.18) пар после расширения в ЦВД турбины направляется в котел для вторичного перегрева, где температура его

повышается от t до t . После промежуточного

1пп

Рис. 1.18. Схема теплоэнергетической установки с промежу-

точным перегревом пара:

1 — питательный насос; 2 — котел; 3 — пароперегреватель; 4 —

часть высокого давления турбины; 5 — промежуточный перегре-

ватель; 6 — часть низкого давления турбины; 7 — конденсатор

перегрева пар подается в ЦНД, где расширяется до

давления в конденсаторе p .

к

Цикл с промежуточным перегревом пара и сверх-

критическим начальным давлением в T, s-диаграмме (рис. 1.19) можно рассматривать как сочетание двух

циклов, первый из которых 1a′a bde21 является

основным, а второй 2ee f g32 — дополнительным.

1

Если эквивалентная температура дополнитель-

ного цикла (T ) выше эквивалентной температуры

э пп

основного цикла T , то экономичность дополнитель-

э

ного 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 про-

межуточного 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 перегре-

вом, равна сумме располагаемых теплоперепадов:

Lпп = H пп = (h – h ) + (h – h ) ,

тt	0	0	1t	пп	кt
где h , h	— энтальпии свежего пара и пара после

0пп

промежуточного перегрева; h , h	— энтальпии
1 t	к t

пара после изоэнтропийного расширения в цилиндрах высокого и низкого давления (рис. 1.20).

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

составит

qпп = (h – h′ ) + (h – h ) ,

i 0 к пп 1t

где h′ — энтальпия конденсата.

к

T	T	d			f	T	пп
	0
	b				(Tэ)пп
Tэ		e1			T1
a
a	T	e			g
1		2			3
s		s	0	s	пп	s

Рис. 1.19. Идеальный тепловой цикл с промежуточным пере-

гревом пара в T, s-диаграмме

23

Рис. 1.20. Процесс расширения пара в h, s-диаграмме для

турбины с промежуточным перегревом пара

Абсолютный КПД идеального цикла

	Lпп		(h – h ) + (h – h )
пп		тi	0	1t	пп	кt
η =	--------	=	-----------------------------------------------------------			. (1.27)
t		пп	(h – h′ ) + (h – h )
	q		0	к	пп	1t

i

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

T	(s	– s′ )
пп	к пп	к
η = 1 – ----------------------------------------------------------			.	(1.28)
t		(h – h )
(h – h′ ) +
0	к	пп	1t

Внутренний абсолютный КПД можно представить в виде

			I			II
	(h – h		) η + (h		– h	) η
пп	0	1t	oi	пп	кt	oi
η	= ------------------------------------------------------------------------------					, (1.29)
t		(h – h′ ) + (h – h )
		0	к	пп	1
I	II
где η , η	— относительные внутренние КПД
oi	oi

частей высокого и низкого давления турбины; h =

				1
			I
= h	– (h	– h	) η	— энтальпия пара перед пром-
0	0	1t	oi
перегревом.
Потеря		давления		p в тракте промежуточ-
				пп

ного 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 (рис. 1.20).

Температура пара после промежуточного перегрева обычно принимается равной или близкой

температуре свежего пара: t	= t ± (10 … 20) °С.
пп	0

Промежуточный перегрев приводит, естест-

венно, к усложнению конструкции турбины, уве-

личению расхода высоколегированных сталей и

соответствующему удорожанию турбины на 10—

12 %.

Экономичность идеального теплового цикла

с промежуточным перегревом зависит от парамет-

ров пара, отводимого на промежуточный перегрев.

Если принять температуру пара после промежу-

точного перегрева равной температуре свежего пара

T и изменять температуру пара, отводимого на про-

0

межуточный перегрев, T , то КПД присоединяемого

1

цикла будет тем выше, чем выше температура T ,

1

однако доля его в общем цикле при этом будет умень-

шаться. В частности, когда T	= T , промежуточного
1	0

перегрева уже не будет. При понижении же темпера-

туры T будет уменьшаться эквивалентная темпера-

1

тура (T ) , а следовательно, и КПД дополнитель-

э пп

ного цикла, что в конечном счете может вызвать не

повышение, а снижение КПД общего цикла.

Оптимальную температуру пара T опт , при кото-

1

рой он должен отводиться на промежуточный пере-

грев, можно ориентировочно оценить во втором

приближении следующим образом. Вначале опреде-

ляют эквивалентную температуру T	= T	/ (1 – η ),
э	к	t
		пп

затем по (1.27) или (1.28) подсчитывают КПД η

t

сложного цикла при T = T , после чего находят

1э

T

	T опт	к
		= ------------------ .	(1.30)
	1	пп
		1 – η
		t
Обычно T опт	= (1,02 … 1,04)T .
1		э

Давление пара перед промежуточным перегре-

вом обычно выбирают равным 0,2—0,3 давления

свежего пара.

1.7. РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ

Потери теплоты с охлаждающей водой в кон-

денсаторе турбины прямо пропорциональны коли-

честву отработавшего пара, поступающего в кон-

денсатор. 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.

24

к п.в

Температура конденсата отработавшего пара

равна температуре насыщения, которая в зависи-

мости от давления в конденсаторе составляет:

Давление в конденса-

торе, кПа . . . . . . . . . .

2,95 3,43 3,92 4,42 4,90

Температура насыще-

ния, °C . . . . . . . . . . . . 23,8 26,4 28,6 30,7 32,6

Температура испарения воды в котле также

равна температуре насыщения и в зависимости от

давления составляет:

Давление свежего пара
в котле, МПа . . . . . . . .	3,14	9,8	13,75	16,7
Температура насыще-
ния, °C . . . . . . . . . . . . .	236,4	309,5	335,1	350,7

При большой разнице между температурой испарения воды в котле и температурой конденсата, откачиваемого из конденсатора, можно подогревать питательную воду паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины, использовав

его теплоту парообразования. Такой подогрев питательной воды называется регенеративным.

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. 1.21). 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

Рис. 1.21. Принципиальная схема турбинной установки с

одной ступенью регенеративного подогрева питательной

воды

температуры насыщения греющего пара. Разность этих температур, называемая недогревом 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.

На рис. 1.21 приведена схема конденсационной

турбинной установки с одним регенеративным подогревателем поверхностного типа. Здесь питательная вода при прокачке через подогреватель нагревается и

энтальпия ее повышается от h′ до h . Энтальпия же

отбираемого из турбины пара, греющего питательную

воду, при этом понижается от h	до h′ . Конденсат
п	п

греющего пара с энтальпией h′ возвращается в кон-

п

денсатор. Допустим, что недогрев питательной воды в подогревателе составляет

h′ – h = δ h .

пп.в

Обозначив количество отбираемого пара, выраженное в долях расхода свежего пара, поступающего в турбину, через α, составим уравнение теп-

лового баланса подогревателя:
α (h – h′ ) = h			– h′ = h′ – δ h – h′ ,
п	п	п.в	к	п	к

откуда находим долю отбираемого пара: h′ – h′ – δ h

пк

α = --------------------------------	.	(1.31)
h	– h′
п	п

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

(h′ – h′ – δ h)(h – h )

		п	к	0	п
L	= α (h	– h ) = -------------------------------------------------------------			.(1.32)
α	0	п		– h′
			h
			п	п

Эта мощность создается без потерь теплоты в конденсаторе.

25

Если по оси ординат отложить энтальпии отбирае-

мого пара h , а по оси абсцисс — энтальпии его кон-

п

денсата, то можно получить графическую зависимость 1 между этими величинами (рис. 1.22). Учитывая недогрев питательной воды и смещая на

δh = h′ – h линию 1 эквидистантно влево, полу-

пп.в

чаем зависимость 2 энтальпии обогревающего пара от энтальпии питательной воды.

Поскольку разность энтальпий отбираемого

пара и его конденсата, стоящая в знаменателе формулы (1.32), мало зависит от давления отбирае-

мого пара, можно считать, что мощность L , раз-

α

виваемая отборным паром, пропорциональна

площади заштрихованного прямоугольника, имею-

щего стороны h′ – h′		– δ h и h	– h (рис. 1.22).
п	к	0	п
Площадь этого прямоугольника F, а следова-
тельно, и мощность	L	при энтальпии отбирае-
		α

мого пара h , равной энтальпии свежего (h ) или

п

0

отработавшего (h ) пара, будет равна нулю. Мак-

к
симальная же мощность	L в рассматриваемом
	α
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 мощно-

сти Σ L

возрастет до значения, пропорциональ-

α

Рис. 1.22. Зависимость энтальпии отбираемого пара от

энтальпии его конденсата

ного	площади,	ограниченной	контуром
Aabcd efgA.
При бесконечном же числе регенеративных
отборов пара выработка мощности Σ L			достигла
			α

бы максимально возможного значения, эквива-

лентного площади фигуры ACBA.

На практике, исходя из технико-экономических

расчетов, применяется ограниченное число отбо-

ров, 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 теплоперепады между сосед-

ними отборами пара были приблизительно одина-

ковыми. Как видно на рис. 1.22, при таком выборе

точек отбора мощность, вырабатываемая паром

регенеративных отборов, а следовательно, и эконо-

мическая эффективность регенерации будут мак-

симальными.

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 меж-

дународных нормах типоразмеров паровых турбин

рекомендуется выбирать температуру питательной

воды на входе в котел равной 0,65—0,75 темпера-

туры насыщения, °С, соответствующей давлению в

котле. В России при сверхкритических параметрах

пара и начальном давлении его p = 23,5 МПа тем-

0

пература питательной воды принимается равной

265—275 °С.

Коэффициент полезного действия идеального реге-

неративного цикла (при бесконечном числе отборов)

может быть приближенно оценен с помощью T, s-диа-

граммы (рис. 1.23), на которой подведенная в котле

теплота, равная q× = h	– h	, эквивалентна пло-
1p	0	п.в

щади фигуры 1a′bcd21, а теплота, отведенная в кон-

денсаторе, равная q× = T	(s	– s	) , эквивалентна
2p	к	0	п.в

площади фигуры 1ae21. Следовательно, термиче-

ский КПД идеального регенеративного цикла без

промежуточного перегрева пара с бесконечным

числом отборов пара будет равен

×	q× – q×			T (s – s )
	1p	2p		к	0	п.в
η	= -----------------------		= 1	– -------------------------------			. (1.33)
tp		×		h	– h
	q	1p		0		п.в

26

T

T0 d

bT0

c

a

Tп.в

e

a T

		1		2
s	s	п.в	s	0	s

Рис. 1.23. Идеальный регенеративный цикл (при бесконеч-

ном числе отборов)

Аналогично для идеального регенеративного

цикла с промежуточным перегревом пара КПД

		×	T	(s	– s	)
	пп		к	пп	п.в
η	tp	= 1 – -------------------------------------------------------------	– h ) + (h			– h	, (1.34)
		(h					)
		0	1t		пп		п.в

где s — энтропия пара промперегрева (см. рис. 1.19).

пп

Термический КПД цикла без промежуточного

перегрева пара и без регенерации
	s	– s′
	0	к
η	= 1 – T ------------------	.	(1.35)
t	к h	– h′
	0	к

Аналогично для цикла с промежуточным перегревом

T	(s	– s′ )
пп	к пп	к
η = 1 – ----------------------------------------------------------			.	(1.36)
t
(h – h ) + (h – h′ )
0	1t	пп	к

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

×

η– η

×	tp	t
ξ =	--------------------	;	(1.37)

pη

t

б) для случая с промежуточным перегревом

пп × пп

	×	η	– η
пп		tp	t
ξ		= ------------------------------	.	(1.38)

pпп

η

t

При ограниченном числе подогревателей z

в регенеративной системе и заданной энтальпии

питательной воды h выигрыш в экономичности

п.в

при правильном выборе давлений отборов пара можно приближенно оценить по формуле

				×			H
		ξ	= ξ			1 – ----------------------			γ ,	(1.39)
		p z		p
						z(2 – H )
где H = H п ⁄ H ; H = h							– h — действительный
		i	i		i	0	к
теплоперепад турбины; H п = h									– h	— действи-
						i	п			к

тельный теплоперепад от места верхнего регенеративного отбора до конечного давления в конденса-

торе; h — энтальпия пара в верхнем отборе; z —

п

число регенеративных подогревателей. Зависимость (1.39) приближенно применима

для турбоустановок с промежуточным перегревом пара. В последнем случае предполагается, что все

регенеративные отборы осуществляются после

промежуточного пароперегревателя. Величины H п

i

и H относятся к турбине после промперегрева.

i

Определив по приведенным зависимостям абсо-

лютный КПД η и считая заданной мощность N ,

i i

найдем расход пара от котла в турбину G и расход

пара в конденсатор G следующим образом.

к

Подведенное тепло в котле для турбоустановки

с промперегревом
Q = G(h	– h	+ h	– h ),	(1.40)
0	п.в	пп	х.п
где G — расход пара от котла к турбине; h				—
				х.п

энтальпия пара перед промежуточным перегревателем. Поскольку из (1.7) Q = N / η , то из (1.40) имеем,

			i	i
что расход пара на турбину
		N
			i
G = ------------------------------------------------------------------- .						(1.41)
η (h		– h	+ h – h		)
i	0	п.в		пп	х.п
Расход пара в конденсатор найдем из уравнения
теплового баланса конденсатора
Q	= G (h			– h ′ ) ,		(1.42)
2		к	к	к

где h — энтальпия пара на входе в конденсатор;

к

h ′ — энтальпия конденсата.

к
Учитывая, что
Q = Q – N		= N		1		(1.43)
	i			---- – 1 ,
2			i	η

i

и приравнивая правые части (1.42) и (1.43), имеем

	N (1 ⁄ η		– 1)
	i	i
G	= ---------------------------------			,	(1.44)
	к	″ – h	′)x
	(h
		к	к
где учтено, что h	– h ′ = (h ″ – h ′ )x ; h ″				— энталь-
к	к	к	к	к

пия сухого насыщенного пара при давлении в конденсаторе; x — степень сухости пара при входе его в конденсатор.

27

Пример расчета цикла турбоустановки с реге-

неративным подогревом питательной воды. Рас-

считаем выигрыш от применения регенерации на примере

турбоустановки с параметрами: p	= 12,0 МПа; t = 550 °С;
0	0
температура питательной воды t	= 230 °С; давление в
п.в

конденсаторе p = 6 кПа. Принятые параметры близки к их

к

значениям для турбоустановки Т-110/120-12,8-5, которая

на конденсационном режиме имеет мощность N = 120 МВт.

э

Установка-прототип не имеет промперегрева, регенера-

тивная система состоит из четырех ПНД (подогревате-

лей низкого давления) и трех ПВД (подогревателей

высокого давления) — всего семь ступеней подогрева

питательной воды.

Зададимся давлением в верхнем отборе р		= 3,1 МПа,
	I
чему соответствует температура насыщения t		= 236 °С,
		sI
т.е. разность t – t	= 236 – 230 = 6 °С, что считается
sI	п.в

приемлемым.

Рассчитаем η для идеального цикла без регенерации t

по (1.3):

	H	1431,7
	0
η = -----------------	=	------------------------------- = 0,4301 ,
t	– h′	3480 – 151,5
h

0к

где H , h , h′ определены по таблицам для воды и водяного

0 0 к

пара (например, М.П. Вукаловича и др.) или по h, s-диа-

грамме при заданных параметрах цикла p , t , p .

0

0 к

×

Рассчитаем

термический

КПД

η

p

при

бесконечном

t

числе отборов пара по (1.33). Для определения h

и s

п.в

п.в

задаемся

давлением

питательной

воды

p

=

20

МПа.

п.в

По таблицам

находим

h

=

994,5 кДж/кг;

s

=

п.в

п.в

= 2,5777 кДж/(кгæК).

По

p

и

t

находим

s =

0

0

0

= 6,6536 кДж/(кгæК). Подставляя

эти

значения

в

(1.33),

имеем

×

(273 + 36,18)(6,6536 – 2,5777)

η

= 1 – -----------------------------------------------------------------------------

= 0,4930 .

t p

3480 – 994,5

По (1.37) определяем

×

0,4930

ξ

= ---------------- – 1

=

0,1463,

p

0,4301

т.е. увеличение КПД идеального цикла при бесконечном

числе регенеративных подогревателей составляет 14,6 %.

Для определения повышения КПД при конечном

числе ступеней подогрева найдем отношение

		п	п
	H	η	H	H – H	1431,7 – 408
	0п	oi	0	0 0 I
H = ---------		------- =	------- =	--------------------- =	------------------------------- = 0,7150 ,
	H	η	H	H	1431,7
0		oi	0	0

п

где H , H — изоэнтропийные теплоперепады турбины и

00

части от первого отбора до конденсатора; H — изоэнтро-

0I

пийный теплоперепад части до первого отбора, найденный

п
по таблицам для воды и водяного пара. Принято η	= η .
oi	oi

	По формуле (1.39) имеем
			×		0,7150		0,5564
			ξp z ⁄ ξp	= 1 –	---------------------------------	= 1 –	----------------z	.
					z(2 – 0,7150)
	В зависимости от числа регенеративных подогревате-
лей величина ξр z определяется по зависимости
						0,5564
			ξp z = 0,1463 1 –			----------------z	,
значения ее следующие:
z	. .	. . . .	. . 1	2	4	5	6	7
ξ		, % .	. . 6,48	10,56	12,59	13,00	13,27	13,47
р z

Из результатов приведенного примера видно влияние регенеративного подогрева и числа подогревателей на величину КПД цикла паротурбинной установки. В частности, переход от шести к семи подогревателям ведет к повышению КПД цикла на 0,2 %. Приведенные значения ξр z мало зависят от

типа турбоустановок. Так, для турбоустановок СКД с промперегревом по разным оценкам получаются результаты, близкие к приведенным.

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 (рис. 1.24) 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.

Рис. 1.24. Процесс расширения пара в h, s-диаграмме и

выбор точек регенеративного отбора

28

G = Ni /Hi ,

I II III

В общем случае уравнение теплового баланса

составляется так:

	(hвых – hвх ) – (h ′				z
β				– h′ )	∑	α
m	п.в	п.в	m + 1	m		j
					m + 1
α = --------------------------------------------------------------------------------------------------						. (1.45)
m			– h′
		h

mm

Здесь коэффициент β указывает количество

m

питательной воды, протекающей через рассматриваемый подогреватель, отнесеннoе к количеству

питательной воды на входе в котел; h	, h′	—
m	m
энтальпии отбираемого пара и его конденсата; α		—
		j

относительные расходы пара на регенеративные подогреватели, расположенные выше по давлению, и через них организован «каскадный» слив конденсата.

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

пара через каждый отсек турбины (рис. 1.24)

Hi = h0 – hI + (hI – hII)(1 – α1) +

+ (h – h )(1 – α – α ) + …

II	III		I		II
			j = z – 1		z
… +	1	–	∑	α j	Hi .	(1.46)
			1

Здесь h , h , h — энтальпии пара в первом, вто-

ром и третьем отборах; α I, α II, ..., α z – 1 — отно-

сительные количества отбираемого пара в I, II, …

z

…, (z – 1)-м отборах; Hi = hz – hк .

Расход свежего пара находится по формуле

(1.47)

где Ni — внутренняя мощность турбины, кВт; Hi —

приведенный использованный теплоперепад, кДж/кг. КПД установки без промежуточного перегрева

пара определяется по формуле

			Hi
η	=	---------------------		;	(1.48)
	ip	h	– h
		0	п.в
расход теплоты, кДж/кДж,
	q = 1/ η .				(1.49)
	i		i р

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

j = z

H0 – ∑ α j(H0 – H0 j)

	j = 1
η	= ----------------------------------------------------------	,	(1.50)
tp	h	– h
	0	п.в
где H — общий изоэнтропийный теплоперепад тур-
0
бины, кДж/кг;	α — относительный расход		пара,
	j

поступающего на регенеративный отбор; H — изо-

0 j

энтропийный теплоперепад между начальными параметрами пара и давлением в соответствующем

отборе, кДж/кг; h , h	— энтальпии пара перед
0	п.в

турбиной и подогретой питательной воды, кДж/кг;

j — номер отбора.

Для установок с промежуточным перегревом пара аналогичные формулы приведены в примере

расчета (см. § 1.8)

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 послед-

них ступенях турбины.

1.8. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ СОВРЕМЕННЫХ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

В современных паротурбинных установках средней и большой мощности в целях повышения экономичности применяют широко развитую систему регенерации с большим числом регенеративных отборов и использованием пара концевых лабиринтных уплотнений, уплотнений штоков регулирующих клапанов турбины и др. На рис. 1.25 показана простейшая тепловая схема установки с одноцилин-

дровой конденсационной турбиной.

Свежий пар из котла поступает в турбину по глав-

ному паропроводу с параметрами p	, t	. После расшире-
	0	0
ния в проточной части турбины	до	давления p он
		к

направляется в конденсатор, где, соприкасаясь с холодной поверхностью трубок, конденсируется. Для поддер-

жания глубокого вакуума ( p = 3 … 5 кПа) из парового

к

пространства конденсатора специальным эжектором ЭЖ

постоянно отсасывается паровоздушная смесь. Конденсат отработавшего пара стекает в конденсатосборник, из которого затем забирается конденсатными насосами КН

и подается через охладитель эжектора ОЭ, охладитель пара эжектора отсоса из уплотнений ОЭУ, сальниковый подогреватель СП и регенеративные подогреватели низкого давления П-1, П-2 в деаэратор Д. Деаэратор предназначен для удаления растворенных в конденсате агрессивных газов (О и СО ), вызывающих коррозию

22

металлических поверхностей. Кислород и свободная углекислота попадают в конденсат из-за присосов воздуха через неплотности вакуумной системы турбинной установки и с добавочной водой. В деаэраторе агрессивные газы удаляются при нагревании конденсата и добавочной воды паром за счет их смешивания и конденсации пара. Температура воды в деаэраторном баке близка к температуре насыщения греющего пара.

В современных паротурбинных установках с высоким давлением питательной воды, под которым она подается

29

В паро енератор			p0, t0
				Г
				Т
П-4	Пар на уплотнения
Из што ов
П-3	лапанов
				ЭЖ
				К
				ЭУ
	Д	П-2 П-1	СП	ОЭ

КН

ОК	ОЭУ
ПН

Рис. 1.25. Тепловая схема турбинной установки с использованием утечек пара концевых уплотнений и уплотнений штоков клапанов турбины:

Т — турбина; Г — генератор; К — конденсатор; КН — конденсатный насос; ЭЖ — основной эжектор; ОЭ — охладитель основного эжектора; ЭУ — эжектор уплотнений; ОЭУ — охладитель пара эжектора отсоса из уплотнений; СП — сальниковый подогреватель: П-1—П-4 — подогреватели; ОК — охладитель конденсата; Д — деаэратор; ПН — питательный насос

в котел, устанавливают деаэраторы повышенного давления 0,6—0,7 МПа с температурой насыщения 158—165 °С.

Конденсат пара, отработавшего в турбине и протекающего на участке от конденсатора до деаэратора, принято называть конденсатом, а после удаления из него агрессивных газов на участке от деаэратора до котла —

питательной водой.

Питательная вода из деаэратора забирается питательным насосом ПН и под высоким давлением (на блоках со сверхкритическими параметрами до 35 МПа) подается через подогреватели высокого давления П-3, П-4 в котел.

В целях более эффективного использования теплоты перегретого пара регенеративных отборов высокого давления подогреватели высокого давления выполняются с тремя зонами нагрева: основной зоной, где теплота отдается питательной воде за счет конденсации греющего пара; зоной для съема теплоты перегрева, размещаемой в верхней части подогревателя (пароохладитель), и зоной охлаждения конденсата греющего пара в нижней части подогревателя.

Пар концевых лабиринтных уплотнений турбины отсасывается из крайних камер уплотнений, где поддерживается давление 95—97 кПа, специальным эжектором и направляется в охладитель эжектора отсоса, через который прокачивается основной конденсат.

Часть пара повышенного давления из концевых лабиринтных уплотнений направляется в первый и третий регенеративные отборы.

Для того чтобы не допустить присоса воздуха в вакуумную систему через концевые уплотнения турбины,

в каждой предпоследней камере концевых уплотнений

поддерживается небольшое избыточное давление (110—

120 кПа) с помощью специального регулятора, установ-

ленного на подводе уплотняющего пара к этой камере из

деаэратора.

В качестве примеров рассмотрим тепловые схемы блоч-

ных паротурбинных установок К-200-12,8 и К-300-23,5.

Тепловая схема турбоустановки К-200-12,8 ЛМЗ. Кон-

денсационная паровая турбина К-200-12,8 мощностью

200 МВт рассчитана на начальные параметры пара p =

0

= 12,75 МПа, t = 565 °C с промежуточным перегревом до

t	= 565 °C при давлении p = 2,45 МПа. При номи-
пп	пп

нальной нагрузке турбины и температуре охлаждающей

воды на входе в конденсатор t = 10 °С давление пара

1в

в нем p = 3,33 кПа. Расход свежего пара через турбину

к

при номинальном режиме составляет 600 т/ч; расход пара

через конденсатор — 450 т/ч. Расчетный удельный рас-

ход теплоты q = 8100 кДж/(кВтæч).

э

Турбина имеет семь регенеративных отборов пара для

подогрева конденсата и питательной воды до 239 °С

(рис. 1.26). Подогрев конденсата осуществляется в трех

подогревателях низкого давления, сальниковом подогрева-

теле, подогревателе испарителя и деаэраторе, подогрев пита-

тельной воды — в трех подогревателях высокого давления.

Конденсат греющего пара четвертого, пятого и шес-

того отборов дренажным насосом ДН подается в линию

основного конденсата.

30