Системы технического водоснабжения.

Прямоточные, оборотные.

Прямоточные - в последнее время их число резко сократилось из-за отсутствия источников.

Основная проблема. Т.к. станции стали мощными это равномерное рассеяние сбрасываемой горячей воды, чтобы избежать теплового воздействия на флору и фауну водоема.

На современных станциях в основном применяют осевые насосы вертикального типа с поворотными лопастями (ОПВ), для перекачки циркуляционной воды. Эти насосы имеют значительно большую подачу, чем центробежные, а изменение поворота лопастей позволяет регулировать подачу в пределах 100-70% за счет поворота лопастей.

Для современных электростанций принята блочная, (автономная) схема циркуляционного водоснабжения, при которой каждый циркуляционный насос работает на свою систему: напорный водовод, конденсатор, сливной водовод, который заканчивается в одном (или двух) общем для всех блоков сливном закрытом канале (ЗК) с общим, как правило, для всех блоков порогом на сливе в открытый сливной канал.

Для надежной работы системы охлаждения необходимо правильно выбрать насос в соответствии с гидравлической характеристикой системы. Это необходимо для того, чтобы насос обеспечивал заданную производительность при заданном напоре.

Эта характеристика складывается из следующих составляющих: геодезический напор (подъем воды) от отметки уровня воды в приемном колодце до верхней кромки порога Н_геоди гидравлических сопротивлений: напорных водоводовН_вв, конденсатораН_к, сливной линииН_сл, закрытого каналаН_зк, которые изменяются пропорционально квадрату расхода воды. Кроме того, в изменяющуюся с расходом воды величину напора входят также высота (толщина) слоя воды над верхней кромкой порогаН_в.сл., которая зависит от ширины порога.

(см. рис. 1)

1-циркуляционный насос

2-конденсатор

3-сифонный колодец

4-закрытый сливной канал

5-порог

6-открытый сливной канал

Сумма гидравлических потерь:

Н_г=Н_вв+Н_к+Н_сл+Н_зк+Н_в.сл.

Напор, который должен достигать насос при заданной подаче

Н_н=Н_геод+Н_г

Гидравлическая характеристика системы может изменяться в зависимости от изменения Н_в.сл. при изменении расхода, в зависимости от уровня воды в приемном колодце НПУ.

Т.к. конденсаторы расположены выше, чем уровни воды на сливе, в верхней части водяной камеры конденсатора создается разряжение, тем больше, чем выше отметка верхней части конденсатора.

Разность между верхней отметкой конденсатора и уровня на сливе (в сифонном колодце, сообщающимся с атмосферой) определяет величину теоретического сифона Н^т_сиф, которая не может быть больше 10 м (более 9,8).

Фактическое разряжение в верхней части водяной всегда меньше Н^т_сиф на величину гидравлического сопротивления сливной линии.

В процессе эксплуатации, для устойчивого поддержания работы насоса необходимо следить затем, чтобы полностью удалить воздух из водяных камер и трубной системы.

Не допускается, чтобы при внезапном отключении насоса вода пошла в обратном направлении и начала разворот насоса в обратную сторону, что может привести к пережогу двигателя или поломке насоса. Во избежание этого ставят обратные клапаны за насосом.

Оптимизация режимов работы низкопотенциальной части энергоблока

В состав низкопотенциальной части энергоблока входят конденсационная установка, система циркуляционного водоснабжения, эжекторная группа, то есть все те элементы и агрегаты, которые обеспечивают поддержание вакуума в конденсаторе в процессе эксплуатации.

Наряду с перечисленными агрегатами поддержание высокого вакуума в конденсаторе обеспечивается плотностью всех систем цилиндра низкого давления (ЦНД) и элементов конденсатного тракта, находящихся под вакуумом, так как основные присосы воздуха в конденсатор происходят либо при некачественной работе системы уплотнений цилиндра низкого давления, либо при плохой плотности предохранительных клапанов, установленных на выхлопных патрубках ЦНД, а также за счёт присосов в теплообменном оборудовании конденсатно-питательного тракта, находящегося под вакуумом. Плотность вакуумной системы нормируется, и должна поддерживаться в пределах, установленных техническими условиями (ТУ) по эксплуатации для каждого типа оборудования.

Кроме уменьшения присосов воздуха, существенное влияние на глубину вакуума в конденсаторе при прочих равных условиях оказывает чистота поверхностей конденсации пара. В первую очередь это относится к внутренним поверхностям трубной системы конденсатора, которые в результате прокачки большого количества воды, содержащей различные примеси (органические, илистые и т.д. частицы), подвергаются интенсивному загрязнению. Кроме того, существенную роль имеют недостатки системы технического водоснабжения, особенно оборотной.

Как видно из приведённого анализа, загрязнение поверхностей зависит в основном от качества циркуляционной воды. Если в воде содержится большое количество загрязняющих веществ (например, илистых частиц) то уже через несколько десятков часов из–за повышения загрязнения поверхностей конденсатора происходит снижение вакуума, приводящее к снижению мощности на несколько процентов.

Для борьбы с таким видом загрязнений в настоящее время используют систему непрерывной шариковой очистки конденсатора. Суть такой очистки заключается в том, что через трубную систему конденсатора непрерывно прокачиваются шарики, изготовленные из упругого материала. Диаметр таких шариков несколько больше, чем внутренний диаметр трубки конденсатора. Когда такой шарик попадает во входные отверстия трубки конденсатора, он под действием напора воды, всасывается в эту трубку и проталкивается через неё. При этом сам шарик слегка деформируется, за счёт своих упругих свойств, и как бы протирает внутреннюю поверхность трубки, очищая её от отложений. Использование такой системы позволяет увеличить выработку мощности без дополнительных затрат в среднем на 2–4 %.Очистка поверхностей нагрева не только обеспечивает лучшие условия теплообмена, но и снижает возможность коррозионных повреждений поверхностей нагрева конденсатора, так как зачастую коррозионные процессы более интенсивно проходят как раз род слоем отложений. На рис. 4.1 представлена принципиальная схема установки системы шарикоочистки фирмы Тапрогге.

Поток циркулирующей охлаждающей воды проносит эластичные шарики через конденсаторные трубки. Они очищают поверхность трубок и в улавливателе шариков, установленном на выходе охлаждающей воды из конденсатора отделяются от потока воды, затем отсасываются насосом и снова подаются на вход охлаждающей воды в конденсатор через патрубок на фильтре охлаждающей воды. В контур циркуляции шарики загружаются через шлюз, установленный на трубопроводе напора насоса циркуляции шариков.

Первая очистка от твёрдых отложений проводится шариками с корундовым покрытием.

Для постоянной очистки применяются полирующие шарики. В контуре одной половины конденсатора циркулирует 600 шариков. Средняя потребность в полирующих шариках на год – 100 тысяч штук (эти данные приведены по работе Балаковской АЭС мощностью 1000 МВт).

Как уже говорилось выше, электростанция вследствие внедрения системы шарикоочистки получает возможность поддерживать в конденсаторе турбины более глубокий вакуум, позволяющий обеспечить прирост мощности энергоблока, причём наиболее эффективно применение систем шарикоочистки на агрегатах, имеющих большой удельный расход пара на выработку электроэнергии. К таковым можно отнести энергоблоки АЭС, а также оборудование, работающее без промперегрева и на пониженных параметрах. Именно на таком оборудовании прирост мощности может достигать до 4 % от номинальной. Эффект от применения систем очистки на энергоблоках с промперегревом и на закритические параметры пара ниже (2  2,5 %).

Ниже приводятся результаты расчёта окупаемости установки системы шарикоочистки на Балаковской АЭС.

Основные положения:

• электростанция получает за 1 кВт×ч отпущенной энергии 0,0212 доллара США;

• один доллар США эквивалентен 1,68 немецких марки;

• дополнительно производится при том же расходе топлива 4 % электроэнергии;

• число часов использования мощности в год составляет 6000 часов;

• условная цена "Интегрированной системы ТАПРОГГЕ" составляет 5 немецких марок за 1 кВт установленной мощности;

• мощность блока к примеру 300 МВт.

Окупаемость (лет):

лет.

Примечание:Срок окупаемости будет значительно короче, если учесть дополнительные преимущества Интегрированных систем ТАПРОГГЕ:

• остановка питтинговой коррозии охлаждающих трубок под слоем отложений, исключение их эрозии из-за попадания в охлаждающие трубки крупных загрязнений, т.е. увеличение срока службы охлаждающих трубок;

• исключение внеплановых остановов блоков для очистки охлаждающих трубок и трубных досок конденсаторов;

• сокращение затрат на ремонт конденсаторов в период плановых остановов;

• повышение надёжности блока;

• уменьшение выбросов в атмосферу за счёт увеличения КПД блока.

Ранее уже отмечалось, как сильно сказывается давление в конденсаторе на экономичности турбины и турбинной установки. Ниже рассмотрено влияние давления в конденсаторе на надежность, а также на экономичность в связи с действием различных эксплуатационных факторов.

Понижение давления в конденсаторе по отношению к расчётному не представляет для него никакой опасности. Вместе с углублением вакуума увеличивается теплоперепад турбины и экономичность турбоустановки. Однако такое увеличение не беспредельно: вместе с углублением вакуума увеличиваются теплоперепад последней ступени и скорости в её решётках. При некотором вакууме скорость пара достигает скорости звука, и дальнейшее углубление вакуума не приводит к увеличению реального теплоперепада для проточной части турбины, так как расширение пара происходит за пределами ступени. Такой вакуум называют предельным.

Углублять вакуум ниже предельного, конечно, бессмысленно, поскольку при дополнительных затратах мощности на привод циркуляционных насосов, на улучшение плотности конденсатора и т.д. никакого дополнительного выигрыша в мощности или КПД не получается.

Поскольку давление и температура влажного пара жестко связаны, температура в конденсаторе однозначно определяет и давление в нём.

Существенное повышение давления в конденсаторе (ухудшение вакуума) представляет серьёзную опасность для ЦНД турбины и её конденсатора. Главная опасность заключается в том, что при этом температура в выходном патрубке увеличивается. Это приводит к его разогреву, и в результате появляются расцентровки валопровода и возникает вибрация. Кроме того, разогрев ротора грозит возникновением осевых задеваний, особенно в цилиндрах, наиболее удаленных от упорного подшипника.

В турбинах с очень длинными последними лопатками значительное повышение давления в конденсаторе, особенно при очень малых пропусках пара, чревато появлением дополнительных напряжений в этих лопатках. Поэтому длительная работа при значительном ухудшении вакуума в таких турбинах не разрешается. Обычно каждая инструкция по обслуживанию предусматривает значение предельно высокого конечного давления, выше которого эксплуатация турбины при номинальной нагрузке не допускается. Для конденсационных турбин это давление находится на уровне 12 кПа. Для теплофикационных турбин, особенно тех, конденсатор которых содержит встроенный теплофикационный пучок, допускаемое давление в конденсаторе значительно выше (это обстоятельство учтено в конструкции турбины). Например, турбина Т–100–130 ТМЗ допускает давление в конденсаторе до 30 кПа при работе на конденсационном режиме и 60 кПа – при работе в режиме противодавления (встроенный пучок включён).

При ухудшении вакуума ниже допустимого необходимо разгружать турбину путём снижения её мощности. Обычно дополнительное снижение вакуума ниже предельного на 133,3 Па (1 мм. рт. ст.) требует снижения нагрузки на 1–2 МВт, с тем чтобы при вакууме около 56,8 кПа (500 мм. рт. ст.) турбина была переведена на холостой ход.

Серьёзную опасность для лопаток последних ступеней представляют одновременное ухудшение вакуума в конденсаторе и уменьшение расхода пара. В этом случае могут возникнуть интенсивные самовозбуждающиеся колебания (автоколебания) рабочих лопаток. Такие режимы особенно опасны для теплофикационных турбин, работающих в осенне–зимний период с малым вентиляционным пропуском пара в конденсатор и ухудшенным вакуумом из–за нагрева воды во встроенном теплофикационном пучке.

На рисунке 4.2(а), приведённом по данным [ ], показано, как изменяются напряжения в рабочих лопатках по испытаниям ВТИ в зависимости от противодавления и относительного объемного расхода , где- пропуск пара при номинальном режиме. Максимальное значение напряжений возникает прии ,как показывают опыты, оно примерно пропорционально давлению .

Анализ результатов измерений динамических напряжений в лопатках конкретной турбины позволяет построить диаграмму допустимых режимов работы (см. рис. 4.2(б) по данным [ ]). Из неё видно, что при любом расходе пара через последнюю ступень давление в конденсаторе не должно быть больше вполне определенного значения. Если, например, расход пара , то давление в конденсаторе не должно превышать 27,5 кПа. Соответственно и обратно: если условия нагрева воды во встроенном теплофикационном пучке таковы, что давление в конденсаторе не может быть ниже определённой величины, то и расход пара в конденсатор должен быть соответствующим. Если, например, давление в конденсаторе 40 кПа, то расход пара должен быть либо очень малым (2,5 т/ч), либо не менее 62 т/ч.

Небольшие повышения давления в конденсаторе не влияют на его надежность, однако сильно сказываются на экономичности турбинной установки.

Общие положения выбора оптимального вакуума в конденсаторе.

В общем случае температура в горловине конденсатора, определяющая давление в нём, находится из соотношения:

(4.1),

где – температура поступающей в конденсатор циркуляционной воды;

–нагрев воды в конденсаторе (разность температур циркуляционной воды на выходе и входе в конденсатор );

–температурный напор (разность между температурой пара, поступающего в конденсатор и температурой циркуляционной воды на выходе из конденсатора).

Действительно, теплота, отданная паром при конденсации охлаждающей воде, равна , где– расход пара в конденсатор,– энтальпия пара,– энтальпия образующегося конденсата, и совпадает с теплотой, унесенной циркуляционной водой:

(4.2)

Здесь – расход охлаждающей воды через конденсатор;– теплоемкость воды.

Таким образом:

(4.3)

Тогда

(4.4)

Разность в широком диапазоне изменения температуры влажного пара слабо зависит от температуры в конденсаторе, поэтому нагрев охлаждающей воды оказывается прямо пропорциональным расходу пара в конденсатор и обратно пропорциональным расходу циркуляционной воды.

Температурный напор отражает совершенство теплообмена в конденсаторе. Чем выше воздушная плотность конденсатора, чем лучше работает эжектор; чем чище трубки, по которым движется охлаждающая воды, тем меньше значениеи тем глубже вакуум в конденсаторе.

Для работающих турбоустановок путём испытаний для каждого типа конденсаторов получают набор нормативных характеристик, позволяющих осуществлять контроль качества их работы.

На рисунке 4.3 (а) показана зависимость давления в горловине конденсатора турбины К–300–240 ХТЗ от расхода пара в него при различной температуре охлаждающей воды на входе в конденсатор при её минимальном расходе .

Часто характеристику, показанную на рисунке 4.3 (а) строят в других координатах – в виде зависимости температурного напора от расхода пара в конденсатор и температуры охлаждающей воды при номинальном её расходе. Пример такой характеристики для турбины К–300–240 ХТЗ показан на рисунке 4.3 (б). Если температурный напор в условиях эксплуатации оказывается большим, чем следует из нормативной характеристики, то это свидетельствует об ухудшении работы конденсатора вследствие загрязнения охлаждающей поверхности трубок, увеличения присосов воздуха или ухудшении работы отсасывающих устройств.

Как видно из приведенных выше характеристик в реальных условиях эксплуатации, для каждой нагрузки турбины в зависимости от состояния системы конденсации пара будет своё оптимальное значение вакуума в конденсаторе, которое зависит от следующих факторов:

• температуры циркуляционной воды на входе в конденсатор;

• расхода циркуляционной воды;

• расхода пара в конденсатор;

• величины присосов воздуха и качества работы эжекторной установки;

• чистоты поверхностей конденсации.

Оптимальные условия эксплуатации будут достигаться тогда, когда при неизменном расходе пара на энергоблок будет обеспечиваться максимальная мощность, отпускаемая от турбины. В этом случае, величину отпускаемой мощности можно определить по выражению:

(4.5),

где– мощность турбины на клеммах генератора, мощность циркуляционных насосов, мощность, недовырабатываемая паром в турбине за счёт отбора его на эжектор и мощность механизмов собственных нужд остальных агрегатов (за исключение циркуляционных насосов и эжекторов).

При оптимизации вакуума можно считать практически постоянной.

Мощность, недовырабатываемая паром, отбираемым на эжектор зависит от места отбора пара и его расхода ():

(4.6),

где – соответственно, энтальпии пара в отборе и в конденсаторе;

–коэффициент, учитывающий отборы пара в систему регенерации;

–электромеханический КПД турбогенератора.

Причём, с одной стороны, увеличение расхода пара на эжектор увеличивает его производительность и улучшает условия конденсации, а значит и вакуум в конденсаторе, с другой стороны это ведёт к увеличению недовыработки мощности турбиной.

Мощность турбины в этом случае определяется:

(4.7),

где – расход пара черезi-ый отсек;

–энтальпия пара на входе и выходе из i-ого отсека;

–число отсеков.

Мощность циркуляционного насоса определяется исходя из условия:

(4.8),

где – удельный объём циркуляционной воды (м³/кг);

–напор, развиваемый насосом (Па);

–расход циркуляционной воды (кг/с);

–КПД циркуляционного насоса.

Температуру пара в конденсаторе также можно рассчитать по следующей формуле:

(4.9),

где – теплота парообразования, кДж/кг;

–кратность циркуляции, .

Показатель экспоненты рассчитывается по формуле:

(4.10),

где – коэффициент теплопередачи от пара к воде, кВт/(мK).

Удельный расход пара в конденсатор определяется по формуле:

(4.11)

Здесь – площадь поверхности охлаждения, м².

Из формулы (4.9) видно, что температура пара в конденсаторе, а значит и давление при постоянном расходе пара () зависит от следующих величин:

• температуры охлаждающей воды на входе ;

• расхода циркуляционной воды ;

• коэффициента теплопередачи .

Отложение солей и органических веществ, их толщина и состав на внутренней стенке трубок конденсатора также ухудшает коэффициент теплопередачи и вакуум в конденсаторе.

При уменьшении температуры снижается и температура, улучшается вакуум. Увеличение расхода охлаждающей воды также приводит к снижению температурыи улучшению вакуума. К улучшению вакуума приводит также и улучшение теплопередачи от пара к воде (увеличение).

Температуру охлаждающей воды на входе в конденсатор нельзя произвольно изменить, поскольку она определяется температурой окружающей среды и типом водоохладителя. Фактически управлять вакуумом в конденсаторе при заданной нагрузке () можно, изменяя следующие параметры:

• расход охлаждающей воды;

• количество отсасываемого из конденсатора воздуха ;

Таким образом, изменяя расход циркуляционной воды и расход пара на эжектор, можно определить оптимальное значение вакуума в конденсаторе. Его можно получить из совместного решения уравнений (4.5 – 4.9) при условии, что .

Кроме этого в расчёт необходимо принимать ограничивающие условия, приведенные на рисунке 4.2 (а, б).

12