3.3 Выбор и обоснование конечных параметров рабочего тела.

При неизменных начальных параметрах рабочего тела тепловая экономичность паротурбинной установки может быть увеличена за счет снижения конечного давления пара. Чем ниже конечное давление пара, тем большую работу он совершает в турбине. Добиваясь расширения пара в турбине до давления, ниже атмосферного, можно увеличить теплоперепад на 20-25%. Поэтому желательно иметь давление пара на выхлопе турбины как можно более низким. Однако при снижении конечного давления пара мы сталкиваемся с рядом проблем. Следует напомнить, что турбины АЭС с реакторами ВВЭР и РБМК работают на влажном паре. В процессе расширения пара в турбине его влажность непрерывно увеличивается и в конце процесса расширения достигает неприемлемо высоких значений. Наличие влаги в потоке приводит к увеличению коррозионного и эрозионного износа лопаток, снижает внутренний к.п.д турбины. Технически данная проблема решается путем сепарации пара в специальных сепарационных устройствах. Далее. При снижении давления пара происходит увеличение его удельного объема. Чтобы скорость пара оставалась в пределах допустимых значений, необходимо увеличивать проходное сечение, т.е. увеличивать длину лопаток турбины. Предельная длина лопаток ограничена прочностными характеристиками материала. Чтобы длина лопаток не превышала предельных значений, необходимо исходный поток пара после цилиндра высокого давления разделять на несколько потоков, т.е. увеличивается общее число цилиндров турбины, увеличивается ее длина, а следовательно, металлоемкость стоимость.

Конденсация пара в конденсаторе турбины происходит за счет передачи теплоты конденсации циркуляционной охлаждающей воде. Температура конденсации не может быть ниже температуры охлаждающей воды. В свою очередь, температура охлаждающей воды на входе в конденсатор зависит от типа системы технического водоснабжения, местоположения станции, времени года, изменяясь от 2-10⁰С зимой до 15-30⁰С летом. Если принять нагрев охлаждающей циркуляционной воды в конденсаторе ~10⁰С, то выходная температура воды из конденсатора может достигать 25-40⁰С. Поэтому конечное давление в конденсаторе турбин АЭС составляет Р_к= 0,004÷0,006 МПа, а для турбин ТЭС Р_к= 0,0035 – 0,005 МПа.

3.4. Показатели тепловой экономичности ас. Коэффициенты полезного действия, удельные расходы тепла и пара.

Тепловая экономичность АЭС и её основных элементов характеризуется значениями к.п.д. и удельных расходов теплоты и пара. Рассмотрим показатели тепловой экономичности АЭС с циклом Ренкина в рабочем контуре.

Рассмотрение процессов в деталях будем проводить в h-s-диаграмме, причем всё будем относить к 1кг пара. В цикле без регенерации всё тепло к рабочему телу подводится в ПГ (реакторе), это процесс 4-5-1, рисунок 7.

Пар в турбине расширяется от начального давления Р₀ до давления в конденсаторе P_к. Как происходит этот процесс? Рассмотрим его подробнее в h-s-диаграмме, рисунок 11.

Процесс перехода от Р₀ к Р₀₁ связан с процессом дросселирования в блоке стопорно-регулирующий клапан турбины. Эти потери характеризуются величиной h₀ – h₀₁. Степень совершенства этого блока характеризуется следующим к.п.д.

(3.3)

Н

a

о в действительности процесс расширения пара реализуется не по адиабате. Введем в рассмотрение некоторые определения.

Количество теплоты, подводимое к турбоустановке одним килограммом пара, будем называть удельной располагаемой теплотой турбины - (h_п.в. – это энтальпия питательной воды).

Количество теплоты, отводимое от одного килограмма рабочего тела в «холодном источнике», обозначим через q₁.

Рис. 11. Расширение рабочего тела в турбине (к определению к.п.д.)

- удельный располагаемый теплоперепад (или адиабатный теплоперепад, или удельная располагаемая внутренняя работа турбины, ).

Итак, реальный процесс – это не h₀-a, и даже не h₀₁-b, а h₀₁-c. Точка d смещена по отношению к точке с из-за, так называемых, потерь с выходной скоростью.

Термический к.п.д. цикла – это величина :

. (3.4)

Совершенство проточной части турбоустановки характеризуется величиной :

. (3.6)

Потери с выходной скоростью характеризуются своим к.п.д.

. (3.7)

Внутренний относительный к.п.д. турбины - это отношение действительного теплоперепада к располагаемому теплоперепаду:

. (3.8)

Внутренний абсолютный к.п.д. турбины определяется следующим образом:

, (3.9)

где - теплоперепад в турбине с учетом протечек.

. (3.10)

Относительный эффективный к.п.д. турбины:

, (3.11)

где - удельная эффективная работа на валу турбины, - удельная располагаемая внутренняя работа турбины.

, где - к.п.д. механических потерь, а .

Абсолютный эффективный к.п.д. турбины

. (3.12)

Относительный электрический к.п.д. ТУ

, (3.13)

где - удельная энергия, снимаемая с шин электрогенератора,

, (3.14)

. (3.15)

Здесь - к.п.д., учитывающий потери в электрогенераторе.

Абсолютный электрический к.п.д. турбоустановки

. (3.16)

Если же говорить о к.п.д. станции, то надо учесть также и потери в реакторе, ПГ, трубопроводах и т.д., то есть

. (3.17)

Это, так называемый, к.п.д. АЭС брутто, т.е. без учета затрат электрической энергии на собственные нужды. Если учитывать расход электрической энергии на собственные нужды, то абсолютный электрический к.п.д. нетто турбоустановки запишется следующим образом:

, (3.18)

где - удельный расход энергии на собственные нужды. Для АЭС к.п.д. нетто записывается так:

. (3.19)

Оценка тепловой экономичности проводится также по удельному расходу теплоты и пара на турбоустановку.

Удельный расход теплоты на турбоустановку q – это величина

. (3.20)

Здесь размерность q [ ].

Удельный расход пара на турбоустановку d₀ – количество пара, которое надо подвести к турбине, чтобы выработать 1 энергии. Определяется d₀ следующим образом:

, [ ]. (3.21)