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

На основе материального и теплового балансов установки с учетом

(6-1) и (3-42) получим

^ hn ,к d<i h2H— di hKо (d% 4~ ^ т) . к

а остальные обозначения соответствуют рис. 6-1.

Оптимальное давление пара в верхнем отборе при фиксированном давлении предыдущего отбора определяется из условия достижения максимальной величины внутреннего абсолютного к. п. д. турбоуста­ новки:

Производная энтальпии по давлению в камере отбора на ПЗ соглас­ но (2-55)

din

— v s 3 Логз'

dpno

где vs3 — удельный объем пара в конечной точке его изоэнтропного процесса расширения от состояния после первого промежуточного

перегрева (см. рис. 6-1) до давления рп 0 в камере отбора на ПЗ; Цогз — внутренний относительный к. п. д. соответствующего отсека турбины.

200

Согласно уравнению Клапейрона — Клаузиуса

в воздухоподогревателе котельного агрегата; ее можно принимать постоянной [7].

Выражения частных производных относительных расходов пара, отбираемого из турбины, легко определить из уравнений тепловых балансов подогревателей. После подстановки найденных выражений частных производных (6-3), исключения величин второго порядка ма­ лости и некоторых преобразований находим оптимальную темпера­ туру питательной воды:

кДж/кг; Агп1, Atn2, Atn3—тепло, отдаваемое 1 кг пара соответственно в подогревателях П1, П2 и ПЗ, кДж/кг.

По найденному значению термодинамически наивыгоднейшей тем­ пературы питательной воды можно рассчитать оптимальную темпера­

где 6/пз — степень недогрева в подогревателе ПЗ, ° С; 6ts3 — снижение температуры насыщения от дросселирования на участке от камеры верх­ него отбора до подогревателя, ° С.

Рассмотрим теперь на примере характерного участка тепловой схемы регенерации (рис. 6-2) методику расчета термодинамически наи­

201

выгоднейшего давления пара, отбираемого на первый подогреватель низкого давления. Температуры ta на входе в подогреватель П1 и t2 на выходе из подогревателя^Ш полагаем заданными.

Таким образом, рассматриваемая задача сводится к отысканию тем­ пературы воды t°nT между П 1 и П2, которая с учетом недогрева AtHl

в П1 определяет величину оптимального давления р°ы пара, поступа­ ющего в П 1. При изменении t1 расход тепла на выработку 1 кг пара остается постоянным, так как конечная температура питательной воды не меняется. Условием термоди­

гДе 11ог — внутренний относительный к. п. д. отсека турбины в интер­ вале давлений рот2 -у рох1.

Расходы пара dx и d2 выразим из уравнений тепловых балансов

где й!дР —■суммарная доля конденсата, сливающегося в подогреватель П2 из вышестоящих подогревателей; Дг'0Т2— тепло, вносимое в П2 греющим паром, кДж/кг; ДгдР — разность энтальпий дренажа в ПЗ и П2, кДж/кг.

Переменными в выражениях (6-13) и (6-14) являются величины tx, i от1 и iKX. Кроме того, зависимость (6-13) усложняется тем, что в нее входит величина d2, которая определяется по (6-14).

Температура tx зависит от температуры tln насыщения пара в ка­ мере отбора на П 1, отличаясь от нее на величину недогрева Дtnl и сни­

202

жения температуры насыщения A(sl за счет потерь давления в паро­ проводе:

где vls — удельный объем пара в конце изоэнтропного расширения от состояния в камере отбора на П2 до давления р 0т1, м3/кг.

Из совместного решения (6-12) -у- (6-16) найдем оптимальное зна­ чение температуры нагрева питательной воды в первом ПНД:

репадов h1n h 2отбираемого на П1 и П2 пара к удельному тепловосприятию At'oTi и At0T2 подогревателя:

dc:i — доля конденсата, сливаемого в П1 из вышестоящих подогрева­ телей; Д(сл — разность энтальпий конденсата греющего пара в П2 и П 1, кДж/кг.

Ряд величин в правой части (6-17) зависят от ^°пт, и их необходимо

уточнять после предварительных расчетов значений ^°пт по этой же формуле.

Оптимальное значение давления нижнего отбора р™! определяется по температуре /„Г насыщения этого пара:

П7 — t°nr + А^н1 + A/Sl.

П рим ер 6-1. Найдем оптимальное распределение нагрева питательной воды

в первом подогревателе на Д1°пт = 25,1° С. Соответственно нагрев воды в подо­

гревателе П2 Д^2 ПТ — to, — tn — Д^°пт = 26,3° С.

§6-2. РАСЧЕТ ОПТИМАЛЬНЫХ ТЕМПЕРАТУРНЫХ НАПОРОВ

ВРЕГЕНЕРАТИВНЫХ ПОДОГРЕВАТЕЛЯХ ТУРБОУСТАНОВОК

Всовременных паротурбинных установках большое значение имеет технико-экономическое обоснование размеров поверхностей теплооб­ мена системы регенерации. Особенно актуальным является правиль­

ный выбор минимальных температурных напоров (Д^°пт) в регенера­

2СЗ

тивных пароводяных подогревателях. В расчетах А/°пт каждого подо­ гревателя необходимо учитывать особенности тепловых схем мощных блоков: наличие промежуточного перегрева пара и турбопривода пи­

Bn Величина Л/"пт для каждого подогревателя в условиях постоянной мощности блока и заданных температурных напорах в остальных подогре­ вателях аналитически опре­ деляется из уравнения

где тп — число часов использования ПВД, ч/год; /0 — удельная ра-

П

бота турбоустановки без регенерации, кДж/кг; 2 а jh} — уменьшение

/=1

удельной работы за счет п отборов пара из турбины, кДж/кг; а } — доля отбора; hj — теплоперепад, не срабатываемый паром отбора, кДж/кг; Q i u и <?2п — удельные расходы тепла соответственно на первый и второй промежуточный перегревы, кДж/кг; g2n — доля пара в процессе вто­ рого промежуточного перегрева.

Капитальные вложения в каждый ПВД определим, используя урав­ нения теплообмена и теплового баланса подогревателя. Общий случай процесса теплообмена в любом ПВД приведен в //-диаграмме на рис. 6-3. Здесь учтено, что на пароохладитель и охладитель конденсата посту­ пает только часть питательной воды (Зп и [Зх.

Капиталовложения в каждый ПВД представим как сумму капиталь­

2 0 4

где Цр, — удельная стоимость поверхности нагрева, руб./м2; F7- — относительная поверхность нагрева подогревателя, м2/(кг/с); К) — относительная стоимость корпуса ПВД, руб/(кг/с). ’ 1

По данным ЦКТИ [161, стоимость корпуса

где Кjo и Fj0 — величины, известные в исходном варианте.

где ks и k n коэффициенты теплопередачи в конденсационной и паро­ охладительной частях трубной системы, Вт/(м2 • ° С); |3П— доля воды, проходящая через пароохладитель; Fx — относительная поверхность участка переохлаждения конденсата греющего пара, м2 (кг/с); d _ расход воды через подогреватель, отнесенный к его значению при ис­ ходной удельной полезной работе турбоустановки:

п общее число отборов пара; hj — суммарный теплоперепад от камеры отбора до конденсатора, кДж/кг.

Зависимость (6-23) преобразуем к виду

альном диапазоне изменения At лишь на несколько процентов изменяют общую поверхность F;, поэтому их для упрощения конечных расчетных зависимостей можно считать постоянными. Тогда, используя (6-21) — -г (6-27), получаем для любого ПВД

где HKj отношение капиталовложений в корпус к поверхности на­ грева подогревателя, руб/м2.

205

В соответствии с (4-25) частная производная расхода топлива

где т]г — внутренний к. п. д. турбоустановки.

Подставляя (6-28) и (6-29) в (6-19), получаем справедливую для лю­

к. п. д. турбоустановки, существенно зависящая от размещения подо­ гревателя в тепловой схеме.

Найдем расчетные выражения величины 1]/, пренебрегая незначи­ тельным влиянием перераспределения тепла конденсата греющего пара между подогревателями.

Для верхнего ПВД величину т); представим отношением

где Д/0 — уменьшение удельной полезной работы расширения вслед­ ствие отборов из турбины, за исключением отбора на верхний ПВД, кДж/кг; ДiB — повышение энтальпии воды в подогревателе, кДж/кг; Дгп — тепло, которое отдает в подогревателе 1 кг греющего пара пи­ тательной воде, кДж/кг; /п — удельная полезная работа 1 кг пара, расширяющегося от состояния в камере отбора до конечного состояния

вглавной турбине, кДж/кг; qn — тепловосприятие 1 кг пара в про­ цессе промежуточного перегрева при давлении, меньшем, чем давление

вотборе на подогреватель, кДж/кг; q10 — тепло, подводимое в цикле без верхнего ПВД, кДж/кг.

Из уравнения теплового баланса

Использование полученного выражения (6-32) в (6-30) позволяет рас­ считать значение Д/опт в верхнем ПВД.

206

Для промежуточного Г1ВД, подключенного к линии отбора пара до его промежуточного перегрева при заданной конечной температуре питательной воды, в отличие от (6-31)

где дополнительным индексом «в» помечены соответствующие величины для соседнего «вышестоящего» ПВД, а величины Д10 и qw должны оп­ ределяться без учета влияния данного и вышестоящего подогревателя.

Согласно (6-34)

Если на подогреватель подается пар после промежуточного перегрева, а вышестоящий подогреватель подключен к линии промежуточного перегрева, выражение внутреннего к. п. д. принимает вид

9 м — 9п Д (в . в / Д гл. б

Соответственно производная величины г)г

Расчет Д^опт для регенеративных подогревателей низкого давления упрощается тем, что все капиталовложения в ПНД могут приниматься пропорциональными поверхности теплообмена [16], а перегрев отбира­ емого пара незначителен или вообще отсутствует. При этом расчетная формула (6-30) принимает вид

где Дщ- — удельная стоимость рассматриваемого ПНД (включая кор­ пус). руб/м2; kj — коэффициент теплопередачи в подогревателе,

Вт/(м2 • ° С).

Величина тр для этого случая определяется следующим образом. Поскольку на все ПНД обычно подается пар после промежуточного

где dK— отношение расходов нагреваемого в ПНД конденсата и остро­ го пара в установке.

Отсюда

207

Пример 6-2. По изложенной методике рассчитаем значения Л/опт и 6^опт для верхнего ПВД турбоустановки по схеме, представленной на рис. 3-8 при на­

Расчет производится в следующей последовательности. Предварительно за­ давшись минимальным температурным напором, по (6-32) определяем производ­

ную щ и по (6-30) — величину А(опт. При заметном несовпадении ее с принятым

Дtom> °^ ' &ionr> С

значением расчет уточняем. Результаты расчетов представлены на рис. 6-4, от­ куда видно, что оптимальный температурный напор в ПВД существенно зависит от исходных условий, изменяясь в пределах 2 — 12 °С. Оптимальная величина недогрева питательной воды ё^опт Д° температуры насыщения греющего пара в подогревателе при дорогом топливе становится отрицательной вследствие ис­ пользования перегрева отборного пара.

§ 6-3. ОПТИМИЗАЦИЯ ЧИСЛА ВЫХЛОПОВ И ХАРАКТЕРИСТИК

КОНДЕНСАТОРОВ

Технико-экономическое обоснование конечныхт параметров пара приобретает особую актуальность в связи с намечаемым ростом единич­ ных мощностей энергетических блоков до 2000 МВт и выше. Для каж­ дого типа проектируемой турбоустановки большой мощности при за­ данных местных условиях ее эксплуатации необходимо выбирать эко­ номически наивыгоднейшие значения таких важных характеристик, как число выхлопов ЧНД, конечное давление пара, кратность охлаж­ дения в конденсаторе, его удельную паровую нагрузку и параметры водоохладительного устройства. При этом следует учитывать, что все эти оптимальные характеристики взаимосвязаны. К тому же имеет ме­ сто большое разнообразие влияющих факторов: стоимости топлива, климатических условий, типа и стоимостных показателей систем техни­ ческого водоснабжения, конструктивных и стоимостных показателей конденсатора и пр. Известная трудность решения этой проблемы обу­ словлена также техническими ограничениями, характерными для мощ­ ных паротурбинных блоков (предельная по условиям прочности высота лопаток последней ступени турбины, ограниченное число выхлопов

208

и др.). В этих условиях необходимо получить наиболее общее комплекс­ ное решение указанной задачи, справедливое для неограниченного числа сочетаний исходных данных.

Расчет оптимального числа выхлопов. Мощные паровые турбины из-за большого конечного объема пара проектируются с несколькими выхлопами из ЧНД. Число выхлопов турбин мощностью 800 -у 1200 МВт достигает 6-у8. Важный этап в решении этой задачи—это

нахождение оптимальной удельной нагрузки выходного сечения тур­ бины d°nT>определяющей уровень выходных потерь и габариты турбо­ установки1

где G„ — расход пара в конденсатор; Fвпт— оптимальное значение торцовой площади выхлопа последней ступени.

Поскольку размеры рабочих лопаток последней ступени турбины большой мощности ограничены, а увеличение площади FB осуществ­

ляется за счет дополнительных выхлопов, то задача определения с^пт сводится к расчету оптимального числа выхлопов zB.

Рассмотрим общую методику решения рассматриваемой задачи, справедливую как для водяных, так и неводяных паров.

При заданном расходе пара рост числа выхлопов турбоустановки увеличивает капитальные вложения в турбину Д/Ст и ее фундамент АКф, строительную часть машинного зала Д/Сстр и электрическую часть /Сал, соответственно изменяя электрическую мощность блока и размер капвложений в замещаемую станцию ДКа. Одновременно изменится расход топлива на проектируемом блоке ДВъ и замещаемой КЭС ДВа.

Общее приращение капитальных вложений

Приращения стоимости турбины и ее фундамента пропорциональны числу выхлопов:

где св и сф — соответствующие удельные затраты, приходящиеся на один дополнительный выхлоп.

Аналогично, приращение стоимости строительных сооружений на­

где сстр — удельная стоимость наземной части машинного зала, руб./м3; VcTp —приращение объема главного корпуса при установке дополнительного выхлопа турбины, м3.

Следует иметь в виду, что при переходе на двухвальный агрегат коэффициенты св, сф и Устр принимают другое значение.

Дополнительные капитальные вложения в электрическую часть проектируемой станции и соответствующее уменьшение капвло-

2 0 9