Л.9. Циклы с промежуточным перегревом пара

Многоступенчатый подвод тепла в цикле является одним из способов повышения его термического КПД. В паротурбинных установках такой подвод тепла осуществляется в виде промежуточных перегревов пара. Принципиальная схема установки с одним промежуточным перегревом пара и цикл на рис. 1.25.

Наличие регенерации показано в цикле условно (линия 34). В этой установ- ке перегретый пар из котла ПК попадает в часть высокого дав- ления турбины ЧВД, где он работает до состояния, в точках, после чего возвра- щается в котельный агрегат для вторич- ного перегрева в промежуточном парогенераторе. Затем пар состоянием соответствующем точке y, попадает в часть низкого давления турбины ЧВД, где работает до тех пор, пока его давление не будет равняться давлению в конденсаторе (точка 2).

Первоначально промежуточный перегрев применяли для уменьшения влажности пара в ступенях турбины и снижения потерь от влажности. Если допустить, что при введении промежуточного перегрева начальные параметры пара (точка 1) остаются прежними, то его применение сместит точку конечного состояния пара вправо на величину а2.

В этом случае к основному циклу (без промежуточного перегрева) 1а34 пристраивается дополнительный цикл у2ах. Если средняя температура подвода тепла в дополнительном цикле Т_ср.доп. будет выше, чем в основном Т_ср.осн., то такое введение промежуточного перегрева приводит не только к уменьшению потерь от влажности, но и к росту _цикла. Кроме того, так как работа насоса остается неизменной, а подводимое в цикле тепло q₁ возрастает, то величина l_сж/q₁ с введением промежуточного перегрева уменьшается. Это вызывает возрастание не только термического, но и внутреннего КПД цикла. Если Т_ср.доп.> Т_ср.осн, то введение вторичного перегрева не приводит к повышению _tцикла. Но вызванное снижение относительной работы насоса приводит к возрастанию _I цикла даже при некотором снижении его _t.

В реальных условиях эффективность применения промежуточного перегрева пара определяется не только повышением средней температуры подвода тепла в цикле, но и снижением потерь от влажности и уменьшением относительной работы насоса.

Применение промежуточного перегрева делает выгодным значительное повышение начального давления Р₁ и, хотя при этом возрастает конечная влажность пара и работа питательного насоса, общая экономия топлива от такого перегрева увеличивается. Суммарная экономия топлива от введения однократного промежуточного перегрева пара достигает 4–5%. Ее величина зависит от выбранного давления и температуры вторичного перегрева пара. Обычно температуру промежуточного перегрева пара выбирают равной, меньшей или несколько большей начальной температуры пара в зависимости от стоимости топлива и свойств металла. Наибольшая экономия топлива достигается при самой высокой температуре промежуточного перегревав t_п.п., которую можно достичь при полном использовании заданных свойств металла паронагревателей: чем меньше давление, тем большую температуру можно достичь. Но из конструктивных соображений часто оказывается более выгодным применять одинаковую и даже несколько меньшую температуру промперегрева, чем начальная t₁. Термодинамического контакта величина t_п.п., так же как и t₁, не имеет.

Однако давление промежуточного перегрева Р_п.п. имеет термодинамический оптимум. Покажем это. Пусть начальные параметры Р₁, t₁, выбраны и не меняются. Температура регенеративного подогрева питательной воды задана и остается постоянной. При этом основная часть цикла, пл.1а34 (рис.1.26), остается неизменной. Изоэнтропа 1х является частью изоэнтропы 1а и представляет собой возможный процесс расширения пара в части ВД турбины.

Положение точки начала промежуточного перегрева (точки х) в этом случае определяется величиной давления Р_п.п.. Так при понижении этого давления до Р_п.п. началом перегрева будет точка х₁’, лежащая на той же вертикали 1а. При давлении Р_п.п. тепло промежуточного перегрева будет соответствовать площади в хус, а средняя температура подвода тепла в дополнительном цикле ху2а – средней температуре на участке ху, равной Т_ср.доп^. Эта температура и количество тепла промежуточного перегрева зависят от давления перегрева и будут меняться с понижением этого давления. Понижая Р_п.п до Р’_п.п. теплота промежуточного перегрева увеличится и будет соответствовать площади x‘y’c’b, а Т_ср понизится до средней на участке x’y’. В пределе при понижении Р_п.п. до давления Р₂ точка х совпадает с точкой а и Т_ср.доп. понизится до средней на участке x’y’. В пределе при понижении Р_п.п. до давления Р₂ точка х совпадет с точкой а и Т_ср.доп. станет равной Т₂.

Подвод тепла такого перегрева окажется бесполезным. Повышая Р_п.п. до давления Р₁ точки х и у совпадут с точкой 1, а точка 2 с точкой а. Теперь тепло промежуточного перегрева станет равным нулю, хотя средняя температура его подвода в промежуточном перегревателе будет наивысшей.

С изменением Р_п.п. одновременно меняются количество подводимого тепла промежуточного перегрева q_п.п. и выше Т_ср.доп. и наоборот. Очевидно, что изменение Р_п.п. будет вызывать соответственное изменение и термического КПД, как дополнительно, так и всего цикла в целом. Термический КПД всего цикла с промежуточным перегревом:

, (1.24)

где l_ц.осн. и q_1осн – работа и подведенное тепло в основной части цикла (1а34);

l_ц – работа дополнительного цикла (площадь ху2а);

q_п.п. – тепло промежуточного перегрева, подведенное в процессе ху.

Если начать рассмотрение давления промежуточного перегрева Р_п.п. со значения близкого к Р₁, то, понижая его, можно увеличивать l_ц и q_п.п.. Отношение l_Ц. /q_п.п., представляющее собой _tп.п. дополнительного цикла у2ах будет изменяться так, что величины _t всего цикла и _tп.п. пройдут через максимум. Максимум _t всего сложного цикла будет соответствовать положению точки х, при котором самая низкая температура подвода тепла на участке ху (т.е. температура в точке х) будет не ниже средней температуры подвода тепла Т_1ср во всем сложном цикле.

Если Т_х<Т_1ср, то в дополнительном цикле ху2а будет какая-то его часть, расположенная у точки х, _t которой окажется ниже _t всего цикла. Очевидно, что существование такой части цикла нельзя допускать, т.к. это снизит общий _t всего цикла.

Кроме того, если Т_х повысить до значения выше Т_1ср, этим уменьшим величину дополнительного цикла и потеряем часть экономии. В то же время увеличиться отношение l_сж/q₁ (относительная работа насоса). Следовательно, нельзя допускать неравенства Т_х>Т_1ср и, следовательно, максимум _t будет достигаться при Т_х=Т_1ср. Учитывая влияние относительной работы насоса (l_сж/q₁) и конечной влажности пара на _t цикла, максимум будет достигнут при меньшем Т_х, хотя и близком к Т_1ср.

Экономия топлива от промежуточного перегрева пара может быть увеличена, если применить двойной или даже тройной промежуточный перегрев. Обычно более двух промежуточных не применяют.

На рис.1.27 приведена схема и цикл паротурбинной установки с двойным промежуточным перегревом пара. Турбина состоит из трех частей – высокого ЧВД, среднего ЧСД и низкого ЧНД давлений. Регенеративный подогрев питательной воды в цикле показан условно (34).

О бычно при двойном промежуточном пере -греве оптимальным оказывается сверхкритическое начальное давление пара. В этом случае состояние отработанного пара (точка 2), несмотря на тройной перегрев оказывается, как правило, в области насыщения.

Термический КПД общего цикла:

, (1.25)

где – работа основного цикла (пл.1а34);

– дополнительная работа цикла, вызванная первым и вторым промежуточным перегревом;

– тепло первого и второго промежуточных перегревов, подведенное в процессах ху и .

Повышение температуры пара в точках 1, у и  всегда приводит к росту термического и внутреннего КПД и ограничивается только термической стойкостью и дороговизной металла.

Давления первого и второго промежуточных перегревов оптимальны. Термогазодинамический оптимум, т.е. максимум термического КПД всего идеального цикла, достигается при условии, что температура в точках х и  будет равна среднетермической температуре подвода тепла во всем сложеном цикле, т.е.:

Т_х=Т_+Т_1ср (1.26)

В реальном цикле большое влияние на внутренний КПД цикла оказывают не только потери в процессах 1х, у и 2 расширения пара, но и величина относительной работы насоса:

.

В таких циклах оптимальные значения температур в точках х и , то есть Т_х и Т_ оказываются несколько меньшими, хотя и близкими к Т_1ср.

Нанося действительные процессы пара на ТS­– или iS– диаграмму и определяя значения Т_х и Т_ из (1.26), можно определить оптимальные давления промежуточного перегрева Р_п.п.1 и Р_п.п.2.

Л.10. Комбинированные парогазовые циклы.

С овместное использование в тепловом двигателе газов и паров имеет довольно давнюю историю. Первую попытку создать комбинированную установку, в которой одновременно участвуют два рабочих тела – продукты сгорания, и водяной пар сделал русский инженер П. Д. Кузьминский еще в 1892-1900гг. Идея заключалась в том, что тепло, выделяющиеся при сгорании топлива, частично отдавалось воде, протекающей через змеевики, расположенные в камере сгорания. Вода в змеевиках имела давление свыше 5 МПа, что должно было исключить полное парообразование отложение накипипи. Перегретая вода через дроссель направлялась в поток газа, идущий от камеры сгорания к газовой турбине. Таким образом, получалась парогазовая смесь допустимой температуры, которая совершала работу в турбине. Учитывая, что на подачу воды затрачивается незначительная работа, общая работа сжатия относительно чисто газотурбинных установок уменьшается. Но работа не была завершена. Его идея нашла свое возрождение в работах академика С. А. Христиновича, где используется тот же принцип смешения двух рабочих тел – продуктов сгорания и водяного пара. Простейшая схема, демонстрирующая данный принцип приведена на рис. 2.12. В компрессоре 1 воздух сжимается и подается в камеру сгорания 2. Туда же подается топливо. Образовавшиеся там продукты сгорания направляются в турбину 3. Насосом 5 химически очищенная вода подается в газо-водяной подогреватель 4, где она охлаждает уходящие газы, а затем поступает в поток газа, смешивается с ним, перегревается и одновременно охлаждает газ до заданной температуры. Таким образом, в турбину попадает смесь водяного пара и продуктов сгорания, которая затем направляется в газо-водяной подогреватель.

К онденсация отработанного пара происходит в атмосферном воздухе. Как видно здесь осуществляется два цикла: один чисто газовый с подводом тепла при постоянном давлении, а другой часть паровой с конденсацией отработанного пара в окружающей среде. Схематическое изображение этих циклов показано на Тs – диаграмме (рис. 2.13). Теплу охлаждения уходящих газов в подогревателе 4 соответствует площадка 4578 под изобарой, отработанных газов. Теплоте подогрева воды – площадка b c f 7 под изобарой парового цикла. Заштрихованные площадки под газовым и паровым циклом представляют собой теплоту, отдаваемую окружающей среде парогазовой смесью, выбрасываемой в атмосферу. Подводимое тепло топливо измеряется суммой площадей 6 2 3 8 и f s d g. Полезная работа всей установки определяется суммой площадей газового 1 2 3 4 и парового a b c d e o циклов. Следует только иметь в виду, что указанные циклы обычно строятся для 1кг продуктов сгорания и d кг водяного пара.

Здесь d = - отношение веса водяного пара к весу продуктов сгорания называемое относительным расходом пара.

Суммарный термический КПД такого комбинированного цикла

, (2.11)

где L_г и dL_n - соответственно работа газового и парового циклов,

q_1Г и dq_1n - подводимое тепло топлива в газовом и паровом циклах (тепло подводимое к воде в газо-водяном нагревателе, q_1п не включается).

Как видим, мы рассмотрим, так называемый цикл STIG. В 1908-1930гг. в Германии осуществлялась другая идея комбинирования парового и газового циклов в созданной опытной установке Хольцварта – Шюле. Это было сочетание газотурбинной установки, работающей по циклу с подводом тепла при v = const, и аротурбинной, но уже без смешения водяного пара с продуктами сгорания (рис. 2.14).

Здесь воздух, сжатый в компрессоре 1 подается в камеру сгорания, туда же подается топливо. Продукты сгорания сначала расширяются в турбине высокого давления 3, затем охлаждается в теплообменнике 4, и снова расширяются в турбине низкого давления 5. Отработанные газы после турбины дополнительно охлаждаются в водяном подогревателе 6. Выра- ботка водяного пара производится в промежу- точном охладителе 4 и в змеевике, расположенном в камере сгорания 2. Компрессор 1 приводится в движение паровой турбины 7. Оба газовые турбины (3 и 5) приводят в движение электрогенератор. В этой установке применяется двухступенчатое расширение газа с его промежуточным охлаждением водяным паром. Теплота охлаждения газовой части установки целиком используется в паровой ее части. Полезная работа паровой части расходуется на сжатие воздуха в компрессоре. Вся работа газовых турбин равна полезной работе всего реального цикла.

Ц икл установки Хольцварта-Шюле приведен на рис. 2.15. здесь точка 3’ соответствует состоянию продуктов сгорания без охлаждения. Точка 3 – действительное состояние газов на входе в газовую турбину (после отдачи части тепла водяному пару). Площадь 456794’ –тепло, отведенное от продуктов сгорания к водяному пару в охладителях 4 и 6. Площадь 9 a b d – использованное тепло охлаждения уходящих газов при подогреве компонента в охладителе 6.

Площадь gbdk – суммарное тепло, подведенное пару в охладителе 4 и камере сгорания 2.

Таким образом, цикл установки Хольцверта-Шюле является частично бинарным и обеспечивается более высоким термическим КПД, чем цикл парогазовой установки со смешением рабочих тел. Однако большие потери в газовой части цикла, низкая начальная температура газов и большие потери от необратимости теплообмена между газом и паром сделали эту установку неэкономичной.

Д альнейший шаг в развитии парогазовых установок был сделан в 1932 г. фирмой «Браун-Бевери», создавшей особую конструкцию паровых котлов, работающих при высоком давлении продуктов сгорания (0,2…0,4 МПа). Эти продукты сгорания после выхода из парогенератора расширяются в газовой турбине до атмосферного давления. Выработанная в турбине механическая энергия целиком расходовалась на компрессор (высоконапорный вентилятор). Таким образом, осуществляется вспомогательный цикл постоянного горения (при p = const), вся выработка, энергии которого используется на собственные нужды Кайю-агрегата. В 1944г. А. Н. Ложкин предложил схему установки, работающей по комбинированному циклу постоянного горения, газовая часть которой вырабатывает свыше 20% полезной электрической мощности. На рис. 2.16 представлен цикл и схема паровой установки с высоконапорным парогенератором. В этой установке воздух, сжатый в компрессоре 1 поступает в топку высоконапорного парогенератора (ВПГ) 2, куда также подается топливо. Здесь часть теплоты сгорания топлива отдается на выработку и перегрев пара, протекающего по змеевикам ВПГ, а остальная часть идет на повышение температуры про- дуктов сгорания до заданного ее значения.

Продукты сгорания заданной температуры из ВПГ направляются в газовую турбину 3, а оттуда в газо-водяной подогреватель 4. Выработанный в высоконапорном парогенераторе водяной пар поступает в паровую турбину 5, где производит полезную работу и затем охлаждается в конденсаторе. Как видно смешение рабочих тел здесь допускается. Конденсат пара питательным насосом 6 снова подается через газо-водяной подогреватель 4 в ВПГ, и цикл повторяется. Полученный таким образом парогазовый цикл – частично бинарный, т. к. тепло отработанных газов турбины используется только на подогрев питательной воды. Большая часть тепла подводимого в паовом цикле представляет собой тепло топлива, выделившегося при его сгорании в высоконапорном парогенераторе. В таких условиях основная доля электроэнергии вырабатывается в паровом цикле и около 20 – 25 % в газовом.

На рис. 2.16 паровой цикл условно разделен на 2 части. Левая его часть (abef) представляет собой бинарную подстройку к газовому циклу 1234, а правая часть (cdfe) является пристройкой, не всегда повышающей КПД (термический всего цикла).

Парогазовая установка, выполненная по подобной схеме, находится в эксплуатации на паровой ГЭС г. Петербурга.

28