75 группа 2 вариант / Тепломеханическое и вспомогательное оборудование ТЭС / Часть 1 / 1. Курс лекций ТМиВО ТЭС_для ФЗВО

Рис. 2.4. Паротурбинная уста- новка с бесступенчатым реге- неративным подогревом пита- тельной воды:

ПГ – парогенератор; ПТ – паровая турбина; Г – электрогенератор; К – конденсатор;

ПН – питательный насос; БРП – бесступенчатый регенера- тивный подогреватель

Возникает необходимость разделения процессов расширения пара в турбине и ре- генеративного подогрева питательной воды. Это возможно, например, путем разде- ления проточной части турбины на несколько цилиндров и установки за каждым из них регенеративного подогревателя (см. рис. 2.5). Такую схему можно назвать схе- мой со ступенчатой регенераций теплоты полным расходом работающего в турбине пара.

Рис. 2.5. Схема паротурбинной установки со ступенчатым регенеративным подогре- вом питательной воды полным расходом пара (слева) и термодинамический цикл её работы в Ts-диаграмме (справа): ПГ – парогенератор; Э – экономайзер; ПТ-1, 2, 3 – ци- линдры паровой турбины; Г – электрогенератор; К – конденсатор; ПН – питательный на- сос; П1, 2 – регенеративные подогреватели

При увеличении количества ступеней регенеративного подогрева КПД цикла также приближается к КПД цикла Карно, поскольку результирующий процесс рас- ширения пара с регенерацией теплоты (линия «1-2-3-4-5-6») при этом становится ближе к процессу «1-6/», который эквидистантен процессу «7-10». В такой схеме

6

уменьшение отдачи тепла холодному источнику осуществляется за счет уменьшения конечной энтропии пара за турбиной. При этом в конденсатор по-

ступает полный расход пара.

Такая схема также имеет ряд существенных недостатков, исключающих её прак- тическое использование:

–влажность пара за последним или несколькими последними цилиндрами турби- ны оказывается недопустимо большой;

–отбор всего потока пара после каждого цилиндра турбины требует установки паропроводов все большого диаметра и регенеративных подогревателей со все боль- шей поверхностью теплообмена. В противном случае увеличиваются потери давле- ния пара в схеме регенерации, ухудшающие экономичность работы турбоустановки.

Таким образом, идея регенеративного подогрева питательной воды полным рас- ходом пара практически нереализуема. В современных паротурбинных установках используют другой метод: уменьшение потери тепла в холодном источнике дос- тигается не уменьшением энтропии пара за турбиной, а уменьшением расхода пара в конденсатор. При этом часть пара отбирается из промежуточных ступеней турбины и направляется в регенеративные подогреватели, где обеспечивается реге- неративный подогрев питательной воды. Влажность пара на выходе из турбины ос- тается такой же, как в цикле без регенерации.

Для примера рассмотрим паротурбинную установку с двумя смешивающими ре- генеративными подогревателями (см. рис. 2.6). Расход теплоносителя в отдельных элементах цикла удобно выражать в относительных единицах. Так, относительный расход пара на турбину составляет d0 = 1, относительный расход пара, отбираемого

вверхний подогреватель – d 1, в нижний подогреватель – d 2, относительный расход пара в конденсатор dк, причем из уравнения материального баланса турбины следу- ет, что d0 = 1 = d1 + d2 + dк. Абсолютные значения расходов пара в этом случае опре- деляются путем умножения относительного расхода пара на абсолютный расход свежего пара.

Рис. 2.6. Схема паротурбинной установки со ступенчатым регенеративным подогре- вом питательной воды частичным расходом пара (слева) и термодинамический цикл её работы в Ts-диаграмме (справа): ПГ – парогенератор; Э – экономайзер; ПТ – паровая турбина; Г – электрогенератор; К – конденсатор; ПН-1, 2, 3 – питательные насосы 1-й, 2-й и 3-й ступени; П1, 2 – регенеративные подогреватели смешивающего типа

7

Внутренняя мощность i-ого отсека турбины Ni, в котором расширяется постоян- ный расход пара Di, а срабатываемый теплоперепад составляет Hi, определяется как

Ni = Hi Di.

Полную внутреннюю мощность турбины N составляют мощности её отдельных отсеков Ni:

n

n

N = ∑Ni = ∑Hi Di ,

i=1 i=1

где n – число отсеков турбины с постоянным внутри отсека расходом пара Di. Удельная мощность турбины в расчете на одну единицу расхода свежего пара для

рассматриваемого примера при расходе свежего пара D может быть определена че- рез значения энтальпий h теплоносителя в соответствующих точках схемы по соот- ношению:

	N	= d				(h				- h				) + (d								- d )(h								- h				) + (d								- d - d						)(h					- h					) =
					0				0												0								1				2								0						2					2				3
	D												1												1																			1
= d			h	0		- d				h		1	+ d				h			-d			h		2		- d h					+d h							2	+ d			0	h	2	-d		h		3		- d h					2		+d h				3	- d		2	h	2		+d			h	3	=
0									0							0			1			0							1		1				1					= d							0							1						1											2
= d			h	0		- d h					1		-d			h		3	+d h							3	- d			h	2	+d			2	h		3					0	(h		0	-h		3		)- d				(h			1		-h	3	)- d			2	(h			2	-h	3	) =
0									1						0							1							2																									1
= (h															(h1 -h3 )														(h2 -h3 )											= Н							z
			0	-h			3	) 1- d																- d				2															0	1- d								y	j	.
														1	(h0					-h3 )									(h			-h3 )														∑ j
																															0															j=1
Здесь H0 = (h0																– h 3) –											располагаемый теплоперепад турбины; dj – расход пара в

j-ый отбор на регенеративный подогреватель в долях от расхода пара на турбину D; yj – коэффициент недовыработки мощности паром, пошедшим в j-ый отбор на реге- неративный подогреватель; z – число регенеративных подогревателей.

Коэффициент недовыработки мощности паром j-ого отбора рассчитывается для

данного примера как y j	=	h j	-h3	или в общем случае y j	=	h j	-hк	, где hj – энтальпия
		h0	-h3			h0
							-hк
пара j-ого отбора; h0 и hк –			энтальпии соответственно свежего и отработавшего в
турбине пара.

Ясно, что для установки без регенерации получим выражение N = Н0 . Таким об-

D

разом, мощность турбины в цикле с регенераций при том же расходе пара на турби- ну в том же интервале температур цикла оказывается меньше, чем в цикле без реге- нерации. Или обратно: для получения той же мощности в цикле с регенераций тре- буется больший расход свежего пара, чем в цикле без регенерации.

Однако при этом уменьшается и тепловая мощность парогенератора Qпг из-за уве- личения за счет регенерации теплоты энтальпии питательной воды hпврег на входе в него. Удельный расход теплоты парогенератора на производство одной единицы расхода свежего пара составит:

Qпг = d0 (h0 - h6 ) - в данном примере;

D

Qпг = d0 (h0 - hпврег ) - в общем случае.

D

Выражение для расчета термического КПД цикла с регенераций в общем случае можно записать как:

8

ηt = N

Qпг

			z
=	Н0	1-∑d jy j			=
			j=1
		h0	- hпврег

h	- h			z
0		к	1-∑d jy j .
h0	- h	рег
		пв		j=1

Значение этого КПД оказывается всегда большим, чем для цикла без регенерации при прочих равных условиях. То есть при использовании регенерации уменьшение тепловой мощности парогенератора оказывается большим, чем уменьшение полез- ной мощности турбины.

Повышение КПД цикла достигается за счет увеличения средней температу- ры подвода теплоты при одинаковой конечной температуре отвода теплоты.

Заданная мощность турбины в цикле с регенерацией может быть получена при большем, чем в цикле без регенерации, значении расхода свежего пара, но одновременно при большем КПД.

Для циклов с регенерацией температура питательной воды и число ступеней по- догрева является предметом оптимизации. Рассмотрим для примера простейший случай – конденсационную турбоустановку без отборов пара внешним потребите- лям.

Зависимость термического КПД цикла ηt от числа ступеней регенеративного по- догрева Z и температуры конечного подогрева питательной воды tпв (рис. 2.7) пока- зывает, что все кривые, отражающие зависимость ηt = f(tпв), имеют оптимум, т.е. значение tпв при котором ηt имеет наибольшее значение. Кроме того, чем больше число Z, тем ближе оптимальные значения температуры питательной воды к темпе- ратуре насыщения при рабочем давлении парогенератора. При этом больше и тер- мический КПД, но с каждым следующим подогревателем прирост ηt уменьшается. При бесконечно большом Z термический КПД равен термическому КПД цикла Кар- но.

Рис. 2.7. Зависимость термического КПД цикла ηt от числа регенеративных отбо- ров Z и температуры питательной воды tпв

9

Нужно учесть также, что при увеличении числа ступеней подогрева возникают потери, связанные с созданием большого количества камер отборов в турбине, по- вышаются потери в водяном тракте в связи с увеличением местных сопротивлений, увеличиваются капитальные затраты на подогреватели, арматуру и т. д.

Отмеченные выше соображения привели к ограничению количества ступеней ре- генерации на блоках без промперегрева до Z = 13, что дает увеличение термическо- го КПД ηt примерно на 17 %.

Температура питательной воды принимается в соответствии с кривой, проведен- ной через оптимумы зависимостей ηt = f(tпв) на рис. 2.7. С учетом указанных выше факторов, не относящихся к термодинамическим, реальные значения tпв следует ис- кать в заштрихованной области.

Оптимальная температура питательной воды всегда меньше критической, кроме блоков суперсверхкритического давления (ССКД), где оптимальное её значение со- ставляет tпв ≈ 374 оС. Для установок с начальным давлением пара р0 ≈ 13 МПа опти-

мальное значение температуры питательной воды составляет tпв ≈ 240 оС; при р0 ≈ 24 МПа – t пв ≈ 265 оС.

Необходимо вспомнить также о существенных особенностях применения регене- рации теплоты в циклах установок с промежуточным перегревом пара, а также в циклах парогазовых установок, изученных ранее в курсе «Тепловые и атомные элек- трические станции».

Б. Схемы включения регенеративных подогревателей

Как показано выше, увеличение числа ступеней регенеративного подогрева пита- тельной воды, с одной стороны, позволяет повысить термический КПД цикла, но, с другой стороны, приводит к увеличению капитальных затрат и усложняет эксплуа- тацию установки. Как правило, даже при очень дорогом топливе оптимальным ока- зывается число ступеней регенеративного подогрева питательной воды не более восьми-девяти.

В схемах регенерации возможна установка подогревателей поверхностного или смешивающего типа. Сравнительная характеристика различных схем приведена в табл. 2.1.

Таким образом, схему, состоящую только из смешивающих подогревателей на практике реализовать сложно. Тем не менее, в схеме должен присутствовать, как минимум, один подогреватель смешивающего типа – термический деаэратор пита- тельной воды. Это необходимо даже при окислительном водно-химическом режиме с дозированием в теплоноситель кислорода или воздуха: в этом случае на деаэратор возлагаются функции удаления летучих кислот. В бездеаэраторных схемах функции деаэратора выполняет один или два регенеративных подогревателя смешивающего типа. Деаэратор, как правило, делит схему регенерации на две части – систему реге- нерации низкого и высокого давления. В этом случае, из-за наличия в деаэраторе разрыва потока воды, становится возможным раздельное регулирование расхода во- ды через подогреватели низкого и высокого давления.

10

Таблица 2.1. Характеристика схем регенеративного подогрева питательной воды

Схема

Преимущества

Недостатки

Схема со смешивающими подог-

1.

Наибольшая

тепловая

1. Необходима установка

ревателями:

экономичность (в смеши-

перекачивающего

насоса

вающем

подогревателе

за каждым

подогревате-

отсутствует недогрев воды

лем (большая производи-

до

температуры

насыще-

тельность и малый напор),

ния греющего пара, то

либо подогреватели долж-

есть

тепловой

потенциал

ны быть размещены так,

или

греющего

пара

использу-

чтобы

переток

воды

из

ется полностью).

подогревателя

с

низким

2. Наилучшие условия для

давлением

в

подогрева-

термической

деаэрации

тель с более высоким дав-

питательной воды.

лением

происходил

за

3.

Наименьшее

поступле-

счет разности гидростати-

ние в теплоноситель про-

ческих уровней (гравита-

дуктов коррозии из-за от-

ционная схема). Практи-

сутствия

трубных систем

чески

гравитационную

подогревателей.

схему можно реализовать

только в той части тепло-

вой схемы, где использу-

ется пар низкого давле-

ния, и разность между

давлениями

в

соседних

отборах турбины невели-

ка (до 0,2 МПа).

Схема с поверхностными подог-

1.

Наибольшая

тепловая

1. Необходима

установка

ревателями и индивидуальными

экономичность из схем с

большого количества дре-

дренажными насосами

поверхностными подогре-

нажных

насосов

(малая

вателями (почти такая же,

производительность

и

С узловыми точками:

как для схемы со смеши-

большой напор), рабо-

вающими

подогревателя-

тающих на горячей воде и

ми). Почти –

так как в

потому имеющих низкую

точке

смешения

соединя-

надежность.

ются два потока –

конден-

сат с температурой насы-

щения и питательная вода

С обратным каскадом:

с

температурой

меньше

температуры

насыщения

из-за недогрева. То есть

температура

за

точкой

смешения

уже

не может

быть

равна

собственно

температуре

насыщения

при давлении в подогрева-

теле.

11

Схема	Преимущества		Недостатки
Схема с поверхностными подог-	1. Самая простая схема, не	1.	Самый низкий эффект
ревателями и каскадным сливом	требующая установки до-	от	регенерации,	т.к. рас-
дренажа	полнительных насосов.	ход пара нижних отборов
		вытесняется горячим дре-
		нажем верхних		подогре-
		вателей. При этом увели-
		чивается расход		пара в
		конденсатор. Кроме того,
		слив конденсата		первого
		подогревателя в		конден-
		сатор увеличивает потери
		теплоты в холодном ис-
		точнике, что снижает эко-
		номичность.

Схема с поверхностными подог- 1. По тепловой экономичности, надежности, капитало-

ревателями и комбинированным	емкости, сложности эксплуатации занимает промежу-
сливом дренажа	точное положение из всех схем.

Как показано выше, главными недостатками схем с поверхностными подогрева- телями и каскадным сливом дренажа является вытеснение расходов пара в нижние отборы турбины вскипающим дренажом верхних подогревателей (в результате уве- личивается расход пара в конденсатор), а также наличие необратимых потерь тепло- вого потенциала при теплопередаче от греющего пара к воде через поверхность теп- лообмена, особенно при подаче в подогреватель сильно перегретого пара. С тем и другим недостатками схемы можно и нужно бороться.

Для уменьшения эффекта вытеснения греющего пара нижних подогревателей го- рячими дренажами верхних подогревателей целесообразно использовать охладите- ли дренажа (обычно встроенные в подогреватель). В таких охладителях достигается более глубокое охлаждение дренажа верхнего подогревателя перед поступлением его в нижний подогреватель. Для уменьшения необратимых потерь теплового по- тенциала при использовании в подогревателе перегретого пара устанавливают встроенные или выносные пароохладители. Это позволяет полезно использовать перегрев пара по отношению к температуре насыщения перед подачей его в основ- ной подогреватель (см. рис. 2.8).

Значения конечных температурных напоров δt собственно подогревателя, охлади- теля дренажа и пароохладителя определяются на основе технико-экономического

расчета и	обычно	составляют: δtСП = 1,5 – 3,0 оС; δtОД = 2,0 – 10,0 оС;
δtПО = 15,0	– 20,0	оС. Наличие остаточного перегрева пара в пароохладителе на
		12

уровне 8,0 – 15,0 оС обязательно, поскольку при обычной пленочной конденсации теплота передается воде при температуре насыщения, и поэтому воду при наличии в пароохладителе конденсации подогреть выше температуры насыщения не удастся.

Схемы включения охладителей дренажа и пароохладителей могут быть различ- ными. Через охладитель дренажа обычно подается часть расхода питательной воды, отбираемой между соседними подогревателями (см. рис. 2.9). Охладитель дренажа чаще выполняется встроенным, хотя используются и выносные охладители.

Ясно, что использование охладителя дренажа в схеме со сливным насосом или в схеме с обратным каскадом является бесполезным.

Рис. 2.8. Схемы и изменение температур теплоносителей в поверхностных подогрева- телях (при использовании перегретого пара): tвх и tвых – температура воды на входе и выходе подогревателя соответственно; tп – температура греющего пара; tдр – температура дренажа на выходе из подогревателя; tнас – температура насыщения при давлении пара в подогревателе; t – температура теплоносителей; F – площадь поверхности теплообмена; СП, ОД и ПО – соответственно собственно подогреватель, охладитель дренажа и пароох- ладитель

	Рис. 2.9. Типо-
	вые схемы под-
	ключения охла-
	дителя дренажа:
	а – встроенный
	ОД;
	б – выносной ОД
а)	б)

13

Вода в пароохладитель обычно поступает непосредственно после подогревателя (или зоны конденсации пара, если пароохладитель встроенный), использующего ох- лажденный пар этого же отбора. Существует три основных схемы подключения па- роохладителей:

– схема подключения охладителей пара по воде непосредственно за соответст- вующим подогревателем при частичном пропуске воды через пароохладитель (см. рис. 2.10). Такая схема наиболее проста, позволяет размещать зону пароохлади- теля непосредственно в корпусе подогревателя. Здесь перенос теплоты перегрева пара осуществляется непосредственно за соответствующий подогреватель, в резуль- тате температура питательной воды за ним увеличивается, и расход греющего пара на него также увеличивается. При этом из-за увеличения температуры воды на входе в следующий подогреватель уменьшается расход греющего пара на него. То есть использование такой схемы включения пароохладителей увеличивает расход пара в нижние регенеративные отборы и уменьшает в верхние. В результате термический КПД цикла несколько возрастает. Однако температура питательной воды на входе в котел увеличивается незначительно, поскольку она определяется в такой схеме лишь давлением пара в верхнем отборе и работой пароохладителя верхнего подог-

ревателя. Иными словами, повышение КПД цикла в рассматриваемой схеме дос- тигается путем увеличения полезной работы, совершаемой отборным паром в турбине, при практически неизменной конечной температуре питательной во- ды;

Рис. 2.10. Схема подключения охладителей пара по воде непосредственно за соответствующим подогревателем при частичном пропуске воды через пароохладитель

– подключение охладителей пара по схеме Рикара-Никольного (см. рис. 2.11) позволяет осуществить перенос теплоты перегрева пара непосредственно в горячий источник (котел). Расход пара на каждый подогреватель, с одной стороны, увеличи- вается за счет глубокого охлаждения пара в пароохладителе и увеличения из-за это-

14

го температуры питательной воды за подогревателем (как и в предыдущей схеме). С другой стороны, расход воды через каждый следующий подогреватель меньше, чем через предыдущий, поэтому и расход греющего пара на верхние подогреватели несколько уменьшается в сравнении с предыдущей схемой. Соответственно работа, совершаемая в турбине отборным паром этих подогревателей, также уменьшается. То есть выигрыш в КПД от перераспределения расходов пара в отборы в данной схеме меньше, чем в рассмотренной выше. Однако перенос теплоты от всех пароох- ладителей непосредственно на вход в котел увеличивает температуру питательной воды много больше, чем в предыдущей схеме. Этим обусловлен больший термиче- ский КПД цикла со схемой Рикара-Никольного. Таким образом, в схеме Рикара-

Никольного повышение КПД цикла достигается в меньшей степени за счет увеличения полезной работы, совершаемой отборным паром в турбине, и в большей степени – из-за увеличения конечной температуры питательной воды;

Рис. 2.11. Подключение охладителей пара по схеме Рикара-Никольного

– схема Виолен (см. рис. 2.12) в целом аналогична схеме Рикара-Никольного. Здесь также перенос теплоты перегрева пара осуществляется непосредственно на вход в котел. Поскольку в данной схеме расход воды через все подогреватели оди- наков, уменьшения расхода пара в подогреватели и, соответственно, уменьшения полезной работы в турбине, как в схеме Рикара-Никольного, не происходит. Однако все пароохладители здесь подключены на горячую питательную воду, отбираемую за верхним подогревателем, поэтому глубина охлаждения пара в пароохладителях меньше, чем в схеме Рикара-Никольного. Это приводит при прочих равных услови- ях к меньшему конечному нагреву питательной воды, чем в схеме Рикара-

Никольного. Таким образом, в схеме Виолен повышение КПД цикла достигается

15