книги из ГПНТБ / Андрющенко А.И. Оптимизация тепловых циклов и процессов ТЭС учеб. пособие

температуре уходящих газов / ух повышение /р одновременно приводит к снижению температуры горячего воздуха /г. в, тепловосприятия воз­ духоподогревателя и его поверхности нагрева FBn.. Это уменьшение температуры горячего воздуха /г. п практически не приводит к сниже­ нию теоретической температуры горения / а и полезного тепловыделения в топке Q.,,, так как при этом возрастает температура рециркулирующих газов tp. Совместное изменение tv и /г. в взаимно компенсируют расчет­ ные затраты на газопроводы рециркулирующих газов и воздухопроводы горячего воздуха. Однако мощность рециркуляционного дымососа Np из-за увеличения объемов газов при повышении /р возрастет.

Исходя из минимума суммы годовых расчетных затрат 3 на эконо­ майзер, воздухоподогреватель и рециркуляционный дымосос, эконо­ мически наивыгоднейшее значение температуры рециркулирующих

где Рэк и Р ви — годовые расходы на 1 м3 соответственно экономайзера и воздухоподогревателя, включающие в себя стоимость поверхности нагрева, стоимость монтажа и затраты на тяго-дутьевые машины, руб./(м2угод); Рр -- годовые расходы на 1 кВт установленной мощ­ ности рециркуляционного дымососа, руб./(кВт . год).

Величины Рэк, Рвп и Рр рассчитываются по (5-10), (4-2) и (4-3). Исходя из известных уравнений теплопередачи величина каждой рас­

несенные к 1 кг топлива соответственно в первой и второй частях эко­ номайзера и в воздухоподогревателе, кДж/(кг-° С).

Температуры газов на выходе из экономайзера t"3K, воды в рассечке

экономайзера /вод и горячего воздуха tT, в найдем из соответствующих уравнений тепловых балансов экономайзера и воздухоподогревателя:

/р • *8ОД '(^эк /р)(1 +^р) Сэк/Свод! (5-34)

*во д

160

соответственно в первой и второй частях экономайзера и воздуха в воз­ духоподогревателе, отнесенные к 1 кг топлива, кДж/(кг • °С).

Покажем, что полезное тепловыделение в топке Qx, а следователь­ но, и теоретическая температура горения (а для принятых условий

где / г. в и / р — энтальпии соответственно горячего воздуха и рецирку­ лирующих газов в расчете на 1 кг топлива, кДж/кг.

Из (5-36) после дифференцирования получим

После дифференцирования выражения для тепла, вносимого в топку с рециркулирующими газами, имеем

d tp

Мощность, затрачиваемая на привод рециркуляционного дымо­ соса,

где F" — объем дымовых газов, приведенный к нормальным условиям, в расчете на 1 кг топлива, м3/кг; Ahp — перепад давлений между ме­ стами ввода рециркулирующих газов в топку (или в воздушный тракт горелок) и отбора газов на рециркуляцию, Па; г|р — к. п. д. рецирку­ ляционного дымососа.

Ра к (1 + Г р ) С э к Т)р- 2 7 3

Величина (tlK— ^г.в)0, входящая в выражение для R 2, представляет собой минимальный температурный напор на «горячем» конце воздухо­ подогревателя и выбирается по данным исходного варианта. При из­ менении tp на ± 50° С разность (tBK - tr в) изменяется не более чем на 1,5° С.

Прим ер 5-3. Рассчитаем оптимальную температуру рециркулирующих газов в парогенераторе типа ТГМП-324 (D = 263,9 кг/с = 950 т/ч) при работе на ма­ зуте с рециркуляцией 20% газов в нижнюю часть топки.

в рассечке экономайзера. Вместе с тем, поскольку в области экстремального значения tp величина годовых расчетных затрат изменяется несущественно

162

(рис. 5-4), место отбора рециркулирующих газов можно выбирать в довольно широких пределах. В данном примере отклонение tp от оптимального значения на ±50° С приводит к увеличению годовых расчетных затрат не более чем на 0,7% . Это позволяет в данном случае отобрать рециркулирующие газы за экономайзе­ ром, не выходя за допустимые пределы отклонения от оптимума, что конструктив-

й З /3-100, %

но наиболее удобно. Во всех случаях необходимо следить, чтобы выбранная тем­ пература рециркулирующих газов не превышала своего предельного значения (около 400° С), определяемого условиями работы рециркуляционных дымососов.

чивает допустимые температуры его стенок. Для регулирования температуры пара целесообразно установить паропаровой теплообмен­ ник 7 (или впрыскивающий пароохладитель). Такая компоновка паке-

Тов промежуточных перегревателей конструктивно удобна еще и по­ тому, что позволяет выполнить второй промежуточный перегреватель без промежуточного перемешивания между входной и выходной ча­ стями и этим уменьшить количество проходов труб через ограждающие поверхности конвективной шахты. Кроме того, появляется возмож­ ность отказаться от установки быстродействующей редукционно-охла­ дительной установки (БРОУ), предназначенной для защиты второго перегревателя при сбросах нагрузки и пусках из горячего состояния. В этом случае сохраняется лишь БРОУ производительностью 10 — 15% от номинального расхода пара для защиты первого промежуточ­ ного перегревателя.

Рис. 5-6

При заданных температурах уходящих газов и горячего воздуха, а также тепловосприятии водяного экономайзера температура газов на входе в первый промежуточный перегреватель t\ также оказывается заданной. В этом случае задача оптимального размещения поверхно­ стей нагрева промежуточных перегревателей сводится к отысканию экономически наивыгоднейшей температуры газов на входе во второй промежуточный перегреватель /г-

Действительно, при перемещении второго промежуточного перегре­ вателя в зону более высоких температур газов уменьшается его поверх­ ность нагрева F2, увеличивается тепловосприятие и поверхность на­ грева входной ступени F[ и уменьшаются тепловосприятие и поверх­ ность нагрева выходной ступени F'[ первого промежуточного перегре­ вателя (рис. 5-6). Минимум суммарных расчетных затрат, связанных с изменением указанных поверхностей нагрева, и будет соответствовать оптимальному значению температуры t\.

164

В данном случае расчетное уравнение примет вид

где P\, P2, P[ и P2 —годовые расходы на 1 ма выходных и входных сту­ пеней первого и второго промежуточных перегревателей, включающие в себя стоимость поверхности нагрева, затраты на монтаж, тяго­ дутьевые машины и замещаемую мощность КЭС, руб./(м2-год).

Годовые расходы на 1 м2 каждой поверхности нагрева

где &N — часть мощности турбины, расходуемой на преодоление ги­

пенях первого промежуточного перегревателя и во втором промежуточ­ ном перегревателе, кДж/(кг-°С). Обозначения температур соответ­ ствуют рис. 5-6.

Температуры пара за входной ступенью tnl и перед выходной сту­

пенью f”? первого промежуточного перегревателя в общем случае не равны между собой. Они связаны зависимостью

165

Где 6tm — приращение температуры пара в результате влияния до­ полнительных средств регулирования 7 (см. рис. 5-5), установленных на участке парового тракта между входной и выходной ступенями пер­

регулирования температуры первого промежуточного перегрева. Если выходная ступень первого промежуточного перегревателя

кость массового расхода газов в поворотной камере, отнесенная к 1 кг топлива, кДж/(кг-°С).

где С", и Сп2 — средние теплоемкости массовых расходов пара, от­ несенные к 1 кг топлива, соответственно в выходной ступени первого промежуточного перегревателя и во втором промежуточном перегре­ вателе, кДж/(кг-°С).

Взяв первые производные по t2 из (5-46) — (5-49) с учетом (5-50) — (5-54) и подставив их в (5-44), после некоторых преобразований получим

166

Все величины, входящие в (5-56), можно с достаточной точностью считать постоянными.

Для случая, когда второй промежуточный перегреватель не разде­ лен на две ступени (входную и выходную) и имеет прямоточную схему движения пара и газов, расчетная формула (5-55) принимает вид

Р 2 — годовые расходы на 1 м2 поверхности нагрева; k 2— коэффициент теплопередачи во втором промежуточном перегревателе.

Если входная ступень первого промежуточного перегревателя рас­ полагается за поворотной камерой в опускном газоходе, то расчет 12опт производится по (5-55) при 6/п к = 0. Значение оптимальной температуры газов на входе во второй промежуточный перегреватель не должно превышать 850 -f- 900° С. В противном случае необходимо устанавливать специальное БРОУ для защиты второго перегревателя от перегрева при горячих пусках и сбросах нагрузки. Другим техни­ ческим ограничением для оптимальной температуры газов на входе во второй перегреватель является предельная температура стенки на­

иболее обогреваемых труб £"?■ При работе на высокосернистых топ­ ливах она не должна превышать 620 д- 630° С.

П рим ер 5-4. Определим оптимальную температуру газов на входе во второй промежуточный перегреватель однокорпусного газомазутного парогенератора для блока мощностью 1200 МВт с параметрами пара р п е = 25 МПа = 255 кгс/см2, tn e = 545/545/ 545° С. Парогенератор должен работать на мазуте с рециркуля­ цией 15% газов, отбираемых за экономайзером, в нижнюю часть топки. Допол­ нительным средством регулирования первого промежуточного перегрева яв­ ляется впрыск.

В данном варианте парогенератора выходная ступень первого перегревателя располагается в горизонтальном газоходе (перед поворотной камерой), имеет

гаются последовательно по ходу газов второй перегреватель и входная ступень

167

= 64,8° С; 04 = 1092° С; аг = 1,190 и а2 = 1,381. Подставляя их значения в

(5-57), получим ^2 опт = 973° С. Но, поскольку практически реализовать такую температуру по техническим причинам трудно, в качестве расчетной при проек­ тировании парогенератора необходимо принять предельное значение t'« =

= 900° С.

§ 5-3. ОПТИМАЛЬНОЕ РАЗМЕЩЕНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ПЕРЕГРЕВАТЕЛЯ ПРИ НАИВЫГОДНЕЙШЕМ РАСПРЕДЕЛЕНИИ ПОТОКА ГАЗОВ ПО ПАРАЛЛЕЛЬНЫМ ГАЗОХОДАМ

В отечественной энергетике регулирование промежуточного пере­ грева пара распределением газов по параллельным газоходам осу­ ществляется в парогенераторе типа ТПП-200 (D = 2500 т/ч; рпе = = 255 кгс/см2 =25 МПа; tПе= 565/570° С), работающем на АШ и при­

родном газе в блоке с турбиной мощностью 800 МВт [22, 30]. В одном из вариантов проекта газомазутного однокорпусного парогенератора для блока 1200 МВт (D = 3950 т/ч; рПе = 255 кгс/см2 = 25 МПа; tUe = = 545/545° С) также предусмотрено регулирование промежуточного перегрева указанным способом. Здесь конвективная шахта разделена на две части: основную и байпасную (рис. 5-7). До разделения конвек­ тивной шахты расположены выходная ступень первичного (основного) перегревателя 1 и поворотная камера 2,

158

При работе на мазуте на номинальной нагрузке через основную часть проходит 77% и через байпасную — 23% дымовых газов. В ос­ новном газоходе расположены последовательно выходной 3, промежу­ точный 4 и входной 5 пакеты промежуточного перегревателя и основ­ ной экономайзер 6. В байпасном газоходе — промежуточный 11 и вход­ ной 10 конвективные пакеты первичного пароперегревателя, соединен­ ные между собой перемычкой 9, и байпасный экономайзер 8.

Основное регулирование температуры перегрева пара промежуточ­ ного перегревателя производится изменением расхода газов через

Байпасный

параллельные газоходы с помощью заслонок 7. Дополнительное регу­ лирование температуры промежуточного перегрева может осуществ­ ляться с помощью рециркуляции газов или впрыском питательной воды.

Для достижения оптимальной компоновки поверхностей нагрева парогенератора необходимо наивыгоднейшим образом распределить тепловосприятие по конвективным ступеням нагрева первичного и про­ межуточного перегревателей и для каждого пакета выбрать свою тем­ пературную зону размещения. Кроме того, нужно оптимально разде­ лить поток газов по параллельным газоходам.

При заданных температурах уходящих газов, горячего воздуха и газов перед выходным пакетом первичного перегревателя t'Kсуммар­ ные годовые затраты зависят от доли газов X, проходящих через основ­ ной газоход. Для принятых условий повышение X приводит к увели­ чению температурных напоров в поверхностях нагрева основного га­ зохода. В поверхностях же нагрева байпасного газохода температурные напоры, наоборот, уменьшаются (рис. 5-8). Вследствие этого размеры поверхностей нагрева, а также гидро- и аэродинамические сопротив­ ления основного газохода уменьшаются, а байпасного—увеличива­

169