Меню сайта

загрузка...

Предыдущая     |         Содержание     |    следующая

Паровые турбины. Часть 1

Влияние параметров пара на абсолютный КПД

При рассмотрении влияния отдельных параметров пара на экономичность цикла Ренкина целесообразно этот цикл заменить эквивалентным циклом Карно. Заметим, что в установке, работающей водяным паром, отвод теплоты


в конденсаторе в пределах влажного пара происходит при постоянной температуре Тк, что совпадает с условием цикла Карпо. Подвод теплоты осуществляется на грех участках, отвечающих нагреву питательной воды до температуры насыщения (линия аЪ в Г, ^-диаграмме на рис. 1.7), испарению воды при постоянной температуре -участок Ьс подводу теплоты в зоне перегрева — участок ее/.

Количество теплоты, подведенной в цикле, определяется интегралом, взятым в пределах изменения энтропии от л1! до з2, который можно представить как произведение некоторой эквивалентной температуры 7., на разность энтропии

(*2-*1):

Эквивалентная температура 1 представляет собой ту среднюю температуру подвода теплоты, при которой экономичность цикла Ренкина равняется экономичности эквивалентного цикла Карно (см. рис. 1.7). Очевидно, что эквивалентная температура Тэ может быть найдена, если КПД цикла Ренкина приравнять КПД цикла Карно:

Рассмотрим теперь влияние изменения различных параметров на экономичность теплового цикла.

а) Температура свежего пара Т0. Повышение температуры свежего пара приводит к повышению экономичности теплового цикла. Если сравнить, как это сделано на рис. 1.10, два цикла, отличающихся только температурой свежего пара, то легко заметить, что КПД цикла с более высокой начальной температурой должен быть выше. В самом деле, повышение начальной температуры можно рассматривать как присоединение к начальному тепловому циклу аЬсйе21 с эквивалентной начальной температурой Тэ дополнительного небольшого цикла 2еА/1е1212 (его полезная работа заштрихована на рис. 1.10).

Поскольку конечная температура в исходном и присоединенном циклах одинакова, КПД присоединенного цикла выше, чем КПД исходного, а следовательно, эквивалентная начальная температура нового цикла 7^, будет выше, чем Гэ, и общий КПД установки возрастет при увеличении начальной температуры.

На рис. 1.11 построены кривые изменения располагаемых теплоперепадов Н0 в зависимости от начальной температуры пара /о- Кривые построены для различных начальных давлений при неизменном конечном давлении />к = 4 кПа. В нижней части рисунка для тех же условий показаны зависимости г), от начальной температуры цикла. Как располагаемые теплоперепады, так и г|, возрастают по мере увеличения температуры пара.

В конденсационных паровых турбинах процесс расширения пара обычно заканчивается ниже пограничной кривой, т. е. при х<1 (см., например, рис. 1.9). Работа ступеней влажным паром оказывается менее эффективной, чем перегретым паром. Поскольку повышение начальной температуры Т0 при неизменных начальном р0 и конечном рк давлениях приводит к уменьшению влажности пара в последних ступенях, тем самым возрастает не только абсолютный г|„ но и относительный внутренний КПД турбины г|01.

Практические трудности, которые возникают при увеличении начальной температуры, связаны с тем обстоятельством, что стали, применяемые в современном энергомашиностроении, теряют прочность при высоких температурах. При увеличении температуры с определенного ее уровня резко падают пределы текучести и прочности, снижается предел длительной прочности.

При высоких температурах возникает деформация ползучести, что связано с необходимостью снижать допускаемые напряжения или ограничивать срок службы деталей, испытывающих высокую температуру пара. Для того чтобы обеспечить надежную работу в течение необходимого длительного времени (до 150—200 тыс. ч), приходится применять жаростойкие стали, в особенности для поверхностей нагрева котла, паропроводов свежего пара и промежуточного перегрева, для деталей паровпускной части турбины. Это приводит к заметному повышению стоимости всей электростанции. Кроме того, при повышении температуры пара снижаются показатели маневренности оборудования теплоэнергетической установки или, по крайней мере, усложняются пути обеспечения требуемых показателей маневренности. Речь идет о допустимом по условиям надежности большом числе переходных режимов — пусков и остановов— и сокращении продолжительности этих режимов.

Все возрастающие требования, предъявляемые к маневренности тепловых электрических станций, повышенная стоимость высокотемпературных элементов котлов и турбин, паропроводов свежего и вторично перегретого пара, трудности технологии изготовления привели к тому, что в настоящее время вместо освоенных (см. § 1.1) температур 565—580° С, не говоря об опытно-промышленных энергоблоках, рассчитанных на температуру 600—650° С, перешли на пониженный уровень максимальных температур пара. Как вновь создаваемые, так и некоторые, ранее спроектированные на температуры свежего пара и промежуточного перегрева 565° С турбины, как правило, работают при температурах 535—540° С, реже — при 555° С. Отдельные агрегаты эксплуатируются при температурах 560—565° С.

В то же время в связи с необходимостью снижения удельного расхода топлива, стоимость которого со временем возрастает, базируясь на успехах металлургии и используя специальные мероприятия по улучшению маневренных характеристик оборудования, в том числе турбинного, ведутся проработки новых энергоблоков, предназначенных для работы при заметно повышенных температурах свежего и вторично перегретого пара.

В эксплуатации находится турбина мощностью 700 МВт на суперкритические параметры пара—31МПа, 566° С с двойным промпёрегревом до 566° С [58].

б) Давление свежего пара р0. Повышение начального давления связано с увеличением температуры насыщения, что вызывает также повышение эквивалентной температуры Гэ (при одинаковой температуре отвода теплоты 7) и рост экономичности цикла.

  с повышенным р0 подвод теплоты производится на уровне более высокой эквивалентной начальной температуры Тэ1>Тэ; этот цикл более экономичен, чем цикл 1аЬЫе21,

Однако по мере увеличения начального давления эквивалентная температура цикла Т., вначале возрастает, затем этот рост замедляется, и дальнейшее повышение давления сопровождается уже снижением 7^ и экономичности цикла. Располагаемый теплоперепад турбины Я0, т. е. числитель в формуле (1.2)

с ростом р0 увеличивается до тех пор, пока в Л, ^-диаграмме касательная аЬ к изотерме /0 = соп81 не станет параллельной участку изобары />к=соп81 (рис. 1.13).

Зависимость Н0 от р0 и г0 при рк — 4 кПа изображена на рис. 1.14. Поскольку с ростом р0 при г0 = соп81 уменьшается энтальпия пара Л0, максимум КПД достигается при большем

  возрастает влажность

Следует учесть, что, как будет показано в гл. 4 и 5, в турбинах небольшой мощности с увеличением р0 снижается г|о/ и в связи с этим такие турбины проектируются па умеренное начальное давление.

При выборе начального давления надо учитывать ряд других факторов. С ростом р0 увеличиваются напряжения в некоторых элементах установки, в том числе в корпусе и других деталях головной части турбины. Корпус, клапанные и сопловые коробки турбины приходится выполнять с более толстыми стенками, существенно утолщаются фланцы корпуса. Все это требует увеличения времени для прогрева и пуска турбины и тем самым ухудшает маневренность агрегата.

Начальное давление пара /;0 также влияет па стоимость оборудования, в частности на стоимость турбины. Хотя с ростом р0 сокращаются расход пара и тем самым размеры проточной части, одновременно возрастает число ступеней, требуется более развитое концевое уплотнение и, главное, увеличиваются толщины стенок корпуса и других элементов паровпуска.

  Однако и с учетом этих факторов рациональное повышение начального давления обычно ограничивается конечной влажностью и невозможностью повысить начальную температуру пара. В таком случае верхняя граница начального давления может быть поднята применением промежуточного перегрева пара.

в) Промежуточный перегрев пара. Схема установки с промежуточным перегреном пара показана на рис. 1.15. Пар после расширения от давления р0 до давления /?, в части высокого давления 4 турбины направляется в промежуточный перегреватель 5, где к пару дополнительно подводится теплота и температура его повышается с /, до /Ш1. Далее пар снова возвращается в турбину, в часть 6. где расширяется до давления в- конденсаторе рк.

  Если последняя выше, чем температура 1, то экономичность дополнительного цикла будет выше экономичности основного цикла и теоретический КПД цикла возрастет.

Повышение экономичности в установке с промежуточным перегревом происходи! не только вследствие более экономичного теплового цикла. Значительный дополнительный выигрыш определяется тем, что благодаря меньшей влажности в последних ступенях (см. рис. 1.16) их относительные КПД будут выше, что благоприятно сказывается на относительном внутреннем КПД всей турбины.

При обозначениях на рис. 1.15 располагаемая работа в цикле с промежуточным перегревом напишется как сумма располагаемых теплоперепадов:

с другой стороны, теплота, затрачиваемая в котле и промежуточном перегревателе на 1 кг пара, составит

и абсолютный КПД идеального цикла будет равен

а в случае изоэнтропийного процесса, оканчивающегося в области влажного пара (см. рис. 1.16), выразится как

Внутренний абсолютный КПД можно записать так:

—относительные внутренние КПД частей турбины

до и после промежуточного перегрева; Н{ - - энтальпия пара при выходе из ЧВД.

(рис. 1.17) не превышали 10% абсолютною давления в промежуточном перегревателе.

Дальнейшего повышения экономичности теплового цикла можно достигнуть, применяя двукратный промежуточный перегрев, выполняемый по той же схеме, что и однократный. Однако из-за существенного усложнения установки двукратный

промежуточный перегрев получил ограниченное распространение.

Уровень температуры, до которой производят промежуточный перегрев, обычно принимается равным или близким к температуре свежего пара.

  и эрозия

  С.

Введение промежуточного перегрева приводит, естественно, к усложнению конструкции турбины и увеличению расхода высоколегированных сталей; стоимость турбины при этом возрастает.

Вернемся к рассмотрению теплового цикла с одним промежуточным перегревом, который изображен на Г, ^--диаграмме (см. рис. 1.16).

  дополнительный теплопереиад, определяемый

, в ко-

дополнительная затрата теплоты в промежуточном перегревателе, эквивалентная площади 2с{/32.

Коэффициент полезного действия цикла с промежуточным перегревом запишется как отношение

. что может привести

не к увеличению, а в конечном итоге к снижению КПД общего цикла. Очевидно, что в процессе изменения температуры 7 имеется такое ее значение Г°" при котором КПД общего цикла будет наибольшим.

можно найти на основании следующих

соображений.

Работа дополнительного цикла (заштрихованная площадь на рис. 1.16) может быть представлена как

  элементарная работа па приращении г/л

  должно быть выбрано так, чтобы этот присоединенный цикл имел КПД, примерно равный КПД общего

, если не пользоваться

,. После этого определяется

=1,02-И, 04 Гэ.

На рис. 1.18 представлены результаты расчета идеального цикла с промежуточным перегревом пара для начальных параметров пара /?0= 13 МПа, о = Пп —560 С. На графике на рис. 1.18 показаны зависимость выигрыша в теоретическом

кпд

при котором

производится перегрев, и доли располагаемого теплоперепада турбины до перегрева.

протекает достаточно полого, что позволяет выбирать I в соответствии с требованиями но конструированию агрегата и всей установки.

, относительный теплоперепад 0,27<#}>/#о<0,ЗУ.

г) Давление в конце процесса расширения рк. Пар, отработавший в турбине, направляется в конденсатор и конденсируется в нем при соприкосновении с холодными трубками, внутри которых прокачивается охлаждающая вода. Процесс конденсации пара происходит при неизменном давлении, и, следовательно, пар, поступающий в конденсатор в насыщенном состоянии, сохраняет неизменную температуру Тк — Тк в течение всего процесса конденсации. Давление в конденсаторе определяется уровнем температуры насыщения Тк. Холодная вода, подаваемая в конденсатор, обеспечивает низкий уровень Тк. Охлаждающая вода забирается из естественных водоемов (рек, озер) или используется так называемое оборотное водоснабжение, когда циркулирующая через конденсатор вода охлаждается в градирнях или брызгальных бассейнах.

Для поддержания глубокого вакуума необходимо создать хорошие условия теплопередачи в конденсаторе — для этого из парового пространства конденсатора эжектором отсасываются неконденсирующиеся газы.

В Т, .у-диаграмме на рис. 1.19 представлены два тепловых цикла, отличающихся только давлением отработавшего пара и соответственно температурным уровнем, при котором теплота отводится от рабочего тела. Располагаемая работа в цикле превышает располагаемую работу пикла на величину, эквивалентную заштрихованной площад. Таким образом, располагаемый теплоперенад в первом цикле больше располагаемого тсплоперепада во втором цикле на величину

Имея в виду, что изменение температуры 1 слабо влияет на затрату теплоты в котле, можно прийти к выводу, что понижение Тк всегда приводит к повышению экономичности теплового цикла.

Температурный уровень, на котором производится оIвод теплоты, зависит от температуры охлаждающей воды, и его можно найти из равенства

— нагрев охлаждающей воды

в конденсаторе, зависящий от количества теплоты (Дк — к % кДж/кг, отдаваемой охлаждающей воде от I кг пара при его конденсации, и от кратности охлаждения т (кратностью охлаждения называют расход охлаждающей воды в килограммах на 1 кг конденсируемого пара).

обозначена разность между температурой

насыщения пара ?К при давлении рк в конденсаторе и температурой выхода охлаждающей воды из конденсатора г2в. Другими словами, 5 г представляет собой температурный напор между отработавшим паром и охлаждающей водой при ее выходе из конденсатора, необходимый для передачи теплоты от пара к воде через стенки трубок конденсатора.

. Формула (1.22)

Разность энтальпий Лк —Ак, входящая в числитель выражения

  представляет в основном скрытую теплоту парообразования и мало меняется, составляя в конденсационных турбинах

Если паровая турбина предназначается для установки на электростанции, которая располагает в достаточном количестве холодной проточной водой, то температура воды г1в в течение года меняется от 2° С в зимнее время, когда вода забирается из-под ледяного покрова, до 25° С в летнее время. Для турбин с УУЭ>50 МВт средняя расчетная температура принимается / 1в== 10^ 12° С, чему соответствует давление в конденсаторе рк = 3,4ч-4 кПа.

Если электростанция находится вдали от естественных источников водоснабжения, что обычно бывает при расположении ее в городской черте или в непосредственной близости от города (например, ТЭЦ), то приходится применять оборотное водоснабжение, охлаждая воду в градирнях. В этих условиях температура воды изменяется от 10—15° С зимой до 30—35° С в летнее время, и расчетная температура охлаждающей воды /1в = 20-г27° С, чему соответствует давление в конденсаторе />к = 5-г8 кПа.

В отдельных случаях по климатическим условиям (в районах с жарким климатом) или технико-экономическим соображениям расчетное давление в конденсаторе может быть еще больше и доходить до рк= 10-г-12 кПа.