Зорин В.М. Атомные электростанции

В качестве циркуляционных используются осевые насосы с боль-

шой подачей и сравнительно высоким КПД: η = 0,8…0,88. Мощ-

е

ность приводного двигателя, как правило, на 10—20 % больше

эффективной мощности насоса N .

е

В соответствии с Нормами технологического проектирования на каждый конденсатор устанавливается, как правило, один циркуляционный насос. При этом число насосов на одну ПТУ энергоблока должно быть не менее двух, каждый по 50 % требуемой суммарной подачи при режиме максимальной нагрузки ПТУ. Между напорными линиями обоих насосов делается перемычка (см. рис. 8.1), что позволяет при выходе из строя одного насоса продолжать работу блока с нагрузкой, равной примерно 60 % номинальной.

Контрольные вопросы и задания

1.Что входит в состав оборотной системы технического водоснабжения?

2.Назовите основных потребителей охлаждающей воды ПТУ.

3.Что такое кратность охлаждения конденсаторов паровых турбин?

4.Назовите, по возможности в полной мере, преимущества и недостатки оборотных систем технического водоснабжения с градирнями.

5.Что такое теоретический предел охлаждения и относительный предел охлаждения?

6.Назовите составляющие потерь охлаждающей воды в оборотной СТВС.

7.Что должно быть известно и каким образом может быть рассчитана температура воды после охлаждающего устройства?

8.Рассчитайте расход воды на подпитку оборотной системы технического водоснабжения (с учетом ее продувки), если мощность электростанции составляет 2000 МВт, удельный расход пара на турбину равен 3 кг/(кВтæч), а в конденсаторы поступает 60 % подводимого к турбине пара. Примите, что 80 % теплоты отводится в градирне за счет испарения.

9.Определите кратность охлаждения и расход охлаждающей воды через конденсатор паровой турбины, если в нем должно быть сконденсировано 160 кг/с пара при давлении 0,0045 МПа (2430 кДж/кг — скрытая теплота парообразования), вода в нем нагревается на 12 °С, а влажность пара после турбины равна 10 %.

10.Каким образом можно определить влажность воздуха, если известно, что вода после градирни имеет температуру 25 °С, ее относительный предел охлаждения равен 10 °С, а температура воздуха — 20 °С?

111

Глава 9

ПОКАЗАТЕЛИ ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ

Источником теплоты на атомной электростанции является реактор. Выделившаяся в результате деления ядер теплота передается теплоносителю, охлаждающему тепловыделяющие элементы. В паропроизводительной установке, включающей в себя реактор, теплота преобразуется в энергетический потенциал пара, подводится к паротурбинной установке, в которой и происходит ее преобразование в механическую энергию вращения вала турбоагрегата, а затем — в электрическую энергию.

Под термином тепловая экономичность подразумевается, насколько экономно используется полученная теплота в процессе ее преобразования. Количественной характеристикой тепловой экономичности является коэффициент преобразования энергии (энергетический коэффициент полезного действия) — отношение полученной полезной энергии к подведенной теплоте. Коэффициент полезного действия установки, в которой реализован тот или иной термодинамический цикл, всегда меньше термического коэффициента полезного действия идеального цикла, который можно рассматривать как теоретический максимум или предел тепловой экономичности.

9.1.Потери энергии в реальной установке

Вконкретной установке неизбежны потери теплоты: ее энергетический потенциал снижается за счет разности температур теплообменивающихся сред; часть подводимой энергии расходуется на преодоление сил трения, возникающих при движении рабочего тела, а также в движущихся частях различных механизмов; часть теплоты теряется в оборудовании установки в результате теплообмена с окружающей средой. Рассмотрим некоторые из названных потерь более подробно.

1.Потери от необратимости процесса расширения пара в турбине вызываются силами трения при движении потока и его неоднородностью за счет присутствия в паре влаги различной степени дисперсности. Обе эти причины приводят к повышению энтальпии потока, к уменьшению разности энтальпий (теплоперепада) в любой части процесса расширения, т.е. полезная работа, производимая рабочим телом,

112

уменьшается. Количественно это уменьшение зависит от конструктивного оформления ступеней турбины и выражается с помощью их внутренних относительных коэффициентов полезного действия:

H

равный максимальной работе, которую может совершить 1 кг рабочего

ния и, в конечном счете, повышению энтальпии пара на выходе из ступени.

Энергия пара, которая может быть преобразована в турбине в полезную работу, складывается из потенциальной энергии его теплового состояния и кинетической энергии. Потери энергии пара происходят в результате совершения им работы против сил трения в проточной части и потерь кинетической энергии на выходе из последней ступени турбины или группы ступеней, конструктивное оформление которых не позволяет сохранить скорость пара до входа в первую ступень следующей группы.

Внутренний относительный коэффициент полезного действия является количественной характеристикой эффективности преобразования энергии в турбинной ступени, объективно отражающей конструктивные особенности ступени.

Внутренний относительный коэффициент полезного действия цилиндра (отсека) или турбины в целом — это некоторая усредненная характеристика, для количественной оценки которой рекомендуются расчетные формулы [11, разд. 3]. Она нужна для построения h, s-диаграммы процесса расширения пара на начальных этапах проектирования паротурбинной установки, когда необходимые для расчета проточной части турбины данные еще отсутствуют.

Рассмотрим простейшую установку, показанную на рис. 9.1. Ее максимальная тепловая экономичность характеризуется термическим коэффициентом полезного действия идеального цикла, кото-

подведенная к 1 кг рабочего тела в ППУ; hад — энтальпия пара на

к

113

выходе из турбины в изоэнтропном процессе; обозначения остальных параметров ясны из рисунка.

Характеристикой тепловой экономичности реальной установки будет ее абсолютный внутренний коэффициент полезного действия — отношение полезной работы рабочего тела к подведенной теплоте:

где Н — рабочий (действительный) теплоперепад рабочего тела,

р

равный в данном случае внутренней мощности, отнесенной к расходу пара, N /D .

i0

Теплоперепады в турбине Н и Н при ее конструктивном оформ-

р0

лении в виде нескольких последовательно включенных по пару цилиндров или отсеков могут быть определены суммированием: Н = ΣН ; Н = ΣН , где Н и Н — действительные и

располагаемые теплоперепады отсеков или цилиндров.

Внутренний относительный коэффициент полезного действия

Из формул (9.1)—(9.3) следует

η = η η .

it о i

Протечки пара, подводимого к турбине, через ее уплотнения,

протечек. Эти потери могут быть учтены в абсолютном внутреннем коэффициенте полезного действия турбины:

114

Абсолютный внутренний коэффициент полезного действия рассчитывают как отношение абсолютной внутренней мощности турбины (N = D w , где D — расход подводимого к турбине пара; w —

внутренняя мощность, отнесенная к расходу пара D ) к подведенной

i

Qh

0подв

Если в проточной части турбины расход пара постоянен, то w = Н

i р

и формула (9.4) совпадает с формулой (9.2). И только при этом условии возможен расчет η с помощью η и η .

Существенно большие′ (по сравнению с протечками) расходы пара выводятся из турбины для использования их энергетических потенциалов в теплообменном оборудовании установки: для подогрева питательной воды, сетевой воды или других теплоносителей. При этом полезная работа турбины в расчете на единицу расхода подводимого к ней пара также уменьшается при тех же значениях

теплоперепадов — располагаемом и действительном (w < H ). Но

i р

внутренний абсолютный коэффициент полезного действия увеличи-

невозможен, хотя их взаимообусловленность и остается.

При протечках через уплотнения вала турбины потери давления пара значительны, что снижает его энергетический потенциал, который обычно используется в теплообменном оборудовании установки. В то же время уплотнения позволяют уменьшить расход протечек и соответственно потери от них.

Таким образом, учет реальных процессов в турбине приводит к тому, что основным показателем тепловой экономичности стано-

вится абсолютный внутренний коэффициент полезного действия η ,

i

определяемый по первому равенству (9.4), в котором абсолютная внут-

ренняя мощность N — результат расчета тепловой схемы паротурбин-

i

ной установки. Расчет N возможен суммированием мощностей, разви-

i

ваемых потоками пара в отсеках турбины (см. также п. 7 на с. 451):

Ni = ∑D h .

i

2. Переходя к рассмотрению потерь в насосном оборудовании, прежде всего заметим, что применение в паротурбинной установке питательного насоса — вынужденная мера: без него цикл был бы неработоспособен. При сжатии воды в насосе происходит ее нагрев,

115

повышается энтальпия на h . В результате этого уменьшается коли-

н

чество подводимой к рабочему телу теплоты в паропроизводительной установке. Часть работы, полученной в турбине, передается рабочему телу в насосе. Коэффициент полезного действия цикла — отношение работы рабочего тела, которая может быть полезно использована, к подведенной теплоте — в этом случае запишется в виде

Здесь l — удельная работа, произведенная в турбине и рассчитывае-

работа, воспринятая рабочим телом в насосе, равная повышению

конденсата отработавшего в турбине пара.

Из формулы (9.5) видно, что одно и то же значение h вычита-

н

ется из меньшей величины в числителе и из большей — в знаменателе, т.е. коэффициент полезного действия цикла с учетом работы насоса будет меньше, чем без учета насоса.

Потери от необратимости процесса сжатия воды в насосе обусловлены, во-первых, трением потока в проточной части и, во-вторых, протечками части воды от рабочего колеса насоса к его входу и протечками через уплотнения вала. Первые учитываются гидравличе-

ским коэффициентом полезного действия насоса η , вторые — объ-

г

емным коэффициентом полезного действия η . Подогрев воды в

v

насосе рассчитывается по формуле (ср. с работой, переданной воде в

2

насосе, l = ∫v dp ):

н

1

н

η η

г v

где р — повышение давления; v — удельный объем перекачивае-

н

мой жидкости, нередко принимаемый равным удельному объему на входе.

Полный расход энергии на насос будет определяться также трением в подшипниках вала (учитывается механическим коэффициен-

том полезного действия η ) и потерями при преобразовании энергии

м

в двигателе и ее передаче к насосу (учитывается коэффициентом

116

полезного действия привода η ). Указываемый в справочниках

пр

эффективный коэффициент полезного действия насоса есть произведение

η = η η η .

ег v м

Из (9.6) следует, что чем больше потери от необратимости (в этом случае η и η будут иметь меньшие значения; в идеальном изоэнт-

гv

воды в изоэнтропном адиабатическом процессе сжатия), тем больше подогрев воды в насосе, и тем меньше в соответствии с (9.5) будет внутренний абсолютный коэффициент полезного действия паротурбинной установки.

3.Потери от необратимости процессов теплообмена пара, выводимого из турбины, и нагреваемой среды в теплообменниках обусловлены разностью температур между теплообменивающимися средами. Энергетический потенциал пара уменьшается для создания лучших условий передачи теплоты, что и обусловливает необратимые потери.

4.Потери теплоты в теплообменном оборудовании паротурбинной и паропроизводительной установок в результате взаимодействия

сокружающим воздухом требуют адекватного увеличения подводимой тепловой мощности и расхода топлива.

При расчетах тепловые потери в оборудовании учитываются коэффициентами передачи теплоты (тепловыми коэффициентами полезного действия) для каждого теплообменника или теплового аппарата (чем выше его температура, тем больше потери). Тепловой коэффициент — это отношение полезно использованного количества теплоты (переданного нагреваемой среде) к подведенному, и в этом смысле использование термина «КПД» оправдано.

5. Гидравлические потери (вследствие трения) в различного рода оборудовании, трубопроводах, арматуре снижают энергетический потенциал (в результате уменьшения давления) соответствующих потоков, что также требует увеличения тепловой мощности паропроизводительной установки и подводимой к насосам и другим механизмам энергии.

Таким образом, значение η важно при принятии принципиаль-

t

ного решения: какой цикл следует реализовать в планируемой к созданию энергетической установке. Рассмотренные потери приводят к тому, что абсолютный внутренний коэффициент полезного действия реальной установки ниже термического.

117

9.2. Энергетический баланс

Баланс энергии паротурбинной установки показан на рис. 9.2. Сумма отводимых от ПТУ потоков энергии (обозначения раскрыты на рисунке) равна подводимой к ней тепловой мощности:

Энергетический баланс атомной электростанции, предназначен-

ной только для выработки электрической мощности N и состоящей

э

из паропроизводительной и паротурбинной установок конденсационного типа, распределительного устройства, обеспечивающего передачу выработанной электроэнергии в потребительскую электрическую сеть, показан на рис. 9.3. На рисунке учтены все потери, имеющие место в реальной установке. Необратимые потери, которые прямо не связаны с передачей теплоты окружающей среде, оказы-

вают влияние на соотношение мощностей — электрической N ,

э

выработанной турбогенератором, и отдаваемой в конденсаторе Q

к

охлаждающей воде. Значения N и Q определяются расчетом тепло-

эк

вой схемы паротурбинной установки.

Наиболее важным показателем тепловой экономичности паротурбинной установки является ее электрический коэффициент полезного действия брутто:

ээ 0

Мощность N отличается от внутренней мощности N , отводимой

э i

от потока пара в турбине, дополнительными потерями. Во-первых, часть располагаемой механической мощности расходуется на вращение самой турбины и турбогенератора, на преодоление трения в подшипниках вала турбоагрегата. Эти потери учитываются значением

расходуемой мощности N , которая практически не зависит от

мех

118

Рис. 9.3. Баланс энергии на атомной паротурбинной электростанции конденсационного типа:

низмов собственных нужд, возвращаемая в цикл электростанции; тепловые потери, отдаваемые в виде теплоты в окружающую среду от установок и оборудования элек-

ропреобразующих устройств; N — от механизмов собственных нужд

с.н

119

вырабатываемой электрической мощности N . Они могут быть

э

учтены также механическим коэффициентом полезного действия

η, который изменяется (уменьшается) с изменением (снижением)

мех

мощности, вырабатываемой турбогенератором. Во-вторых, при преобразовании механической энергии в электрическую имеют место потери в виде выделяющейся теплоты в активных элементах электрогенератора. Эти потери учитываются коэффициентом полезного

действия генератора η . Таким образом,

г

эi мех г

Потери энергии на вращение турбоагрегата и при преобразовании энергии в электрогенераторе составляют часть тепловых потерь

дуется в самой паротурбинной установке для питания электродвигателей питательных, конденсатных и других предусмотренных тепловой схемой насосов, электроприводов арматуры и прочих

вспомогательных механизмов. Основную долю в N составляют

с.н

мощности электроприводов насосов. Отдаваемая паротурбинной установкой электрическая мощность будет меньше выработанной, что учитывается электрическим коэффициентом полезного действия нетто:

Мощности электроприводов насосов рассчитываются по формуле

нн н м пр

Здесь h — повышение энтальпии воды в насосе (см. (9.6)); G —

расход перекачиваемой воды; η — механический коэффициент

м

полезного действия насоса; η — коэффициент полезного действия

пр

привода насоса.

На практике широко используется другой показатель — удельный расход теплоты на турбоустановку — величина, обратная электрическому коэффициенту полезного действия:

э0 э

Часто q измеряют в кДж/(кВтæч), и в правой части уравнения

э

появится коэффициент 3600 (с/ч).

120