Зорин В.М. Атомные электростанции

4072 1

8

2

7

3

22 690

4

5

4875

6

Рис. 18.6. Сепаратор-пароперегреватель СПП-1000-В:

1 — выход перегретого пара; 2 — кассеты пароперегревательных труб; 3 —

центробежные модули, D = 100 мм; 4 — то же, D = 150 мм; 5 — вход влажного

пара; 6 — слив сепарата; 7 — камеры слива конденсата греющего пара; 8 — камеры

входа греющего пара

331

A1

2

Вид А (увеличено)

2

5

6

3

4

Рис. 18.7. Кассета пароперегревательной части СПП:

1 — вход греющего пара; 2 — входная камера; 3 — выходная камера; 4 — выход конденсата пара; 5 — трубы; 6 — ребра

2. Установка центробежных сепараторов на трубопроводе подвода греющего пара к первой ступени СПП для того, чтобы содержащаяся в паре влага транзитом не проходила через трубы перегревателя. Центробежные сепарационные модули, аналогичные показанному на рис. 18.5, объединяются с помощью трубных досок и заключаются в корпус (рис. 18.8). Разработаны варианты сепараторов для опускного, подъемного и горизонтального потоков пара. Сепаратор для греющего пара первой ступени СПП-1000 имеет следующие характеристики: давление — до 3,5 МПа; гидравлическое сопротивление — не более 1,5 % давления на входе; влажность пара на выходе — не более 0,5 %.

Блоки центробежных сепараторов начинают находить применение и на паропроводах от отборов турбины в систему регенерации. При этом греющий пар и отсепарированная влага подводятся к регенеративным подогревателям раздельно, что несколько усложняет тепловую схему. Основная цель — уменьшение эрозионного воздействия пароводяной смеси на металл паропроводов и особенно на входные устройства подогревателей.

332

Влажный пар

5

2

1

4

3

Сепарат

Осушенный пар

Рис. 18.8. Центробежный сепаратор с опускным движением осушаемого пара:

1 — центробежный модуль; 2 — завихритель; 3 — развихритель; 4 — корпус; 5 —

отверстия и патрубок для вентиляции межмодульного пространства

Для обеспечения надежной работы турбины и нормальных условий эксплуатации сепараторов или сепараторов-пароперегревателей их включение в технологическую схему ПТУ должно удовлетворять определенным требованиям.

1.В аппаратах не должны накапливаться сепарат и конденсат греющего пара. Соответствующие потоки должны выводиться и собираться в специальных емкостях — сепарато- и конденсатосборниках. Этим предотвращается возможность заброса воды в турбину или ее разгон выпаром сепарата или конденсата в режимах резкого снижения нагрузки, сопровождающихся падением давления рабочего тела. Для предотвращения разгона также устанавливаются отсечные устройства на входе в цилиндры после сепараторов или СПП: при установке специальных емкостей появляется время для их срабатывания.

2.В сепарато- и конденсатосборниках должен поддерживаться постоянный уровень, чтобы сделать невозможным проскок осушаемого или греющего пара в регенеративные подогреватели через работающие аппараты.

333

3.Для предотвращения ухудшения теплообмена в промежуточном пароперегревателе (и образования опасной концентрации гремучей смеси в случае одноконтурной АЭС) необходимо удаление из аппаратов неконденсирующихся газов.

4.Аппараты должны быть защищены от превышения давления.

18.2. Управляемые параметры системы промежуточных

сепарации и перегрева пара

При проектировании тепловой схемы ПТУ подлежат выбору следую-

щие управляемые параметры, относящиеся к рассматриваемой системе.

1.Число мест установки аппаратов системы и значения давлений пара (разделительных давлений) на выходе из соответствующих цилиндров турбины. В действующих и в большинстве проектируемых ПТУ предусматривается однократный (при одном разделительном давлении) промежуточный перегрев пара с предварительным его осушением в сепараторе, если на входе пар влажный.

2.Число ступеней для паро-парового перегревателя. Для повышения тепловой экономичности ПТУ на насыщенном паре в первых отечественных проектах применялся двухступенчатый промежуточный пароперегреватель. В настоящее время предпочтение отдается одноступенчатому. Упрощение конструкции СПП, некоторое повышение надежности работы компенсируют потерю тепловой экономичности и могут дать повышение общей экономичности ПТУ.

3.Давление греющего пара. Как показали расчеты, выполненные

вСибирском отделении АН СССР, наилучшие показатели тепловой экономичности ПТУ с одноступенчатым промежуточным перегревом достигаются при его обогреве паром из отбора турбины, опти-

опт

мальное значение давления p в котором зависит от давления пере-

гр

греваемого пара (разделительного давления). Однако в целях повышения температуры перегреваемого пара и получения наименьшей влажности в последних ступенях турбины на практике в качестве греющей среды используют свежий пар. Такой же подход реализуется и для второй ступени в случае двухступенчатого

пароперегревателя: р = р . Тогда оптимальное давление греющего

гр2 0

пара в первой ступени, по расчетам ЦКТИ, приблизительно равно

опт

p ≈ 0,5 р . Специальные исследования, выполненные в МЭИ,

гр1 0

были обобщены формулой

4. Влажность пара после сепаратора. На рис. 18.9 приведена t, Q-диа- грамма двухступенчатого СПП, из которой видно, что при повыше-

нии этого параметра y увеличиваются тепловая мощность первой

с

334

парового перегревателя; Q (y ) — тепловая мощность, соответствующая c с

повышению энтальпии пара от значения на входе до значения на выходе из сепаратора (в расчете на расход перегреваемого пара) и зависящая от влажности

после сепаратора

ступени на величину Q(y ) и расход на нее греющего пара, что отри-

c

цательно влияет на тепловую экономичность ПТУ и увеличивает

поверхность нагрева пароперегревателя. В то же время повышение y

с

опт

упрощает сам сепаратор. Таким образом, оптимальное значение у

c

может быть установлено технико-экономической оптимизацией СПП с учетом указанных факторов. Однако в литературе отсут-

ствуют данные таких исследований, и y определяется возможно-

с

стями изготавливаемых в настоящее время жалюзийных или центробежных сепараторов. Отметим, что при выборе скорости пара в сепараторе (при конструировании собственно сепаратора) принима-

ются во внимание как уменьшение y , так и габаритные размеры и

с

стоимость этого устройства.

пп1 пп2

рис. 18.9). С одной стороны, при уменьшении значений этих параметров увеличивается теплообменная поверхность и повышается стоимость пароперегревателя, но с другой — улучшается тепловая экономичность ПТУ. На рис. 18.10 приведены результаты оптимизационных

опт опт

пп1 пп2

мости от комплекса, объединяющего внешние экономические факторы: норматив дисконтирования р (или коэффициент эффективности

капиталовложений Е ), 1/год; коэффициент отчислений на амортиза-

н

цию износа и реновацию оборудования Е , 1/год; удельную стоимость

к

335

Как уже отмечалось в § 15.6, такое представление результатов оптимизации позволяет использовать их на стадии проектирования после уточнения значений факторов, входящих в Z. В настоящее время

от скорости осушаемого и перегреваемого пара. Уменьшение гидравлических сопротивлений положительно влияет на тепловую экономичность ПТУ, но увеличивает габаритные размеры и стоимость СПП. Их оптимизация — результат расчетов как тепловой схемы ПТУ, так и конструктивной схемы СПП. Расчетами тепловой схемы

ния р , р или р , которые затем используются при констру-

спп1 пп2

ировании СПП для выбора скорости пара и р . Как правило, реко-

i

мендации по выбору гидравлических сопротивлений, необходимых для расчета тепловой схемы, даются в относительных единицах (или

на входе в один из элементов СПП. Если относительные потери давления в СПП, изготовленных для первых ПТУ на насыщенном паре, достигали 8 % (7,8 % в СПП-500-1), то в современных аппаратах благодаря совершенствованию конструкции они снижены до 1,5—3 %. Например, расположение сепарационного устройства под теплообменной поверхностью одноступенчатого пароперегревателя, как это сделано в СПП-1000-1 и некоторых других, позволяет уменьшить

336

гидравлическое сопротивление аппарата (примерно до 1,5 % давления на входе — по данным ОАО «ЗИОМАР»), главным образом, за счет отсутствия поворота потока внутри корпуса на 180° и некоторого уменьшения его скорости. Каждый процент потери давления перегреваемого пара уменьшает электрический КПД установки ориентировочно на 0,04 %.

7. Схема слива дренажей. Для снижения необратимых потерь при теплообмене дренажи СПП следует направлять в те элементы системы регенерации ПТУ, в которых было бы возможно меньшее превышение их температуры над температурой рабочего тела, с которым объединяется сепарат или конденсат греющего пара. Как правило, дренажи СПП направляют в паровое пространство регенеративных подогревателей с использованием их теплоты для уменьшения расхода пара из отбора турбины и увеличения в результате этого ее полезной работы. При этом слив «самотеком» (без насоса) возможен, если превышение давления в сепаратоили конденсатосборнике над давлением в выбранном элементе системы регенерации является достаточным.

Наибольшую температуру имеет конденсат ступени пароперегревателя, обогреваемой свежим паром. Этот поток направляется, как правило, в последний по ходу нагреваемой воды подогреватель высокого давления. Другим решением является его закачка в питательный трубопровод после всех ПВД. Такое решение — лучшее по тепловой экономичности, но требует установки закачивающего насоса.

В случае двухступенчатого промежуточного перегревателя может быть использована схема слива конденсатов греющих паров, аналогичная каскадной схеме включения регенеративных подогревателей. Реализация такого решения заключается в направлении дренажа второй ступени в расширитель, после которого пар, образовавшийся в результате уменьшения давления, объединяется с греющим паром первой ступени (снижая его расход), а оставшийся конденсат — с дренажом первой ступени. Как видно из рис. 18.11 (ср. с рис. 18.1, а), число установленного оборудования по сравнению с параллельным сливом дренажей ступеней пароперегревателя не увеличивается, а суммарная металлоемкость трубопроводов может даже уменьшиться. При определенных условиях может быть достигнуто повышение тепловой экономичности.

8. Важным управляемым параметром тепловой схемы является

разделительное давление р , при котором пар после цилиндра тур-

разд

бины направляется в СПП.

Значение р существенно влияет не только на тепловую эконо-

разд

мичность ПТУ, но и на характеристики самого СПП. С повышением

337

СС КС

В систему регенерации

В конденсатор

Рис. 18.11. Схема с «каскадным» сливом дренажей ступеней промперегревателя

турбины влажного пара:

P — расширитель; остальные обозначения те же, что и на рис. 18.1, а

разделительного давления уменьшаются габаритные размеры СПП, облегчается организация перепуска пара между цилиндрами (уменьшаются диаметры ресиверов, габаритные размеры устанавливаемой арматуры). В то же время при повышении давления перед ЦНД в этом цилиндре увеличивается число ступеней с относительно малыми длинами лопаток, имеющими более низкий КПД по сравнению со ступенями, срабатывающими тот же теплоперепад в цилиндре высокого или среднего давления. Это объясняется тем, что число потоков пара в ЦВД или ЦСД, как правило, меньше числа потоков в ЦНД, что приводит к большим абсолютным длинам лопаток при

числа лопаток в ЦВД требует большего числа лопаток в ЦНД, т.е. общее число лопаток растет, ухудшаются и некоторые другие характеристики.

В целом с ростом р увеличение стоимости ЦНД примерно

разд

компенсируется снижением стоимости ЦВД, ресиверов, отсечных клапанов, а также самого СПП. Расчеты, проведенные в ЦКТИ для

опт

ПТУ с р = 6,4 МПа, показали, что значения p , определенные по

максимуму тепловой экономичности и по минимуму приведенных

опт

годовых затрат, близки между собой. Таким образом, значение p

разд

соответствует минимуму суммарных потерь в частях турбины, разделенных СПП. В качестве предварительных оценок рекомендуются сле-

338

вующее максимуму электрического КПД ПТУ, зависит практически от всех параметров тепловой схемы, которые так или иначе изменяют расходы пара в отсеках турбины. Расчетная схема (кроме СПП,

устанавливаемого при р ) включала в себя четыре ПНД, деаэра-

разд

тор, работающий при давлении р = 0,69 МПа, питательный насос с

д

турбоприводом и от одного до трех ПВД в зависимости от температуры питательной воды. В некоторых вариантах в тепловую схему вводились теплофикационная установка и другие потребители пара из отборов турбины.

В результате анализа всех управляемых параметров тепловой схемы в качестве основных влияющих факторов были выбраны сле-

ние в отборе на первую ступень пароперегревателя р ; отношение

гр1

внутренних относительных КПД ЦВД и ЦНД при работе перегретым

выходной скоростью h ; температура питательной воды t ;

минимальные температурные напоры в ступенях пароперегревателя

δt и δt .

12

По результатам выполненных расчетов было установлено, что t

п.в

и минимальный температурный напор в первой ступени не оказы-

339

Рис. 18.12. Диаграмма зависимости оптимального разделительного давления

турбины влажного пара от начального давления р и давления греющего пара

0

в отборе на первую ступень промперегревателя р (на рисунке показаны рас-

гр1

четные точки, по которым строилась диаграмма

рые показали, во-первых, их практическую линейность и, во-вторых,

независимость угла наклона прямых линий от р . Получены следую-

гр1

щие значения производных этих зависимостей при значении давления

пара перед турбиной р = 4 МПа, принятом в этих расчетах как базовое:

0

Диаграмма обладает следующими свойствами:

• удовлетворяет предельным переходам: при р = const и умень-

гр1

шении давления р двухступенчатый пароперегреватель переходит в

0

одноступенчатый (при р = р ); то же при р = const и увеличении

0 гр1 0

пенчатом перегреве меньше, чем при одноступенчатом, но и позво-

ляет определить зависимость этого уменьшения: чем меньше р ,

гр1

опт

тем меньше p .

разд

340