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

женин в замещаемую КЭС будут пропорциональны приращению элек­ трической мощности блока AN3:

где Д/п — приращение удельной работы пара в ЦНД турбины, при­ ходящееся на один дополнительный выхлоп, кДж/кг; г|м г — произ­ ведение механического к. п. д. и к. п. д. генератора.

При этом

где сэл и с3 — удельные величины на 1 кДж электрической энергии. Приращение расхода топлива в энергосистеме

где blnbg, — удельные расходы топлива по замещаемой КЭС и проек­ тируемому блоку в килограммах топлива на 1 кДж электроэнергии.

Соответствующее приращение годовых затрат на топливо с учетом

(6-47)

Суммарное приращение приведенных затрат

A3B= ^ PiAKi + A3T,

или с учетом приведенных выше зависимостей

ДЭВ (рт св-К РфСф -f- рсхр сСТр VCTp) AzB+

+ [Рэл^ол—Рзсв ~ Дт'Ю -3 (&з — 6б)] G1.Ala AzBviM.l,, (6-52)

где рт, Рф, р СТр, Рз и рэл — суммы долей годовых отчислений соответст­ венно на амортизацию, ремонт и окупаемость капиталовложений соот­ ветствующего оборудования, 1/год.

Приращение полезной работы расширения Д/п в общем случае оп­ ределяется не только изменением выходных потерь, но и внутреннего относительного к. п. д. г]ог последних ступеней, геометрические харак­

где Ян — располагаемый теплоперепад ЧНД турбины, кДж/кг; Дг|ог — приращение внутреннего относительного к. п. д. ЧНД (без учета вы­ ходных потерь).

Выходные потери турбины, как пропорциональные квадрату вы­ ходной скорости пара:

где / в — площадь выходного сечения одного выхлопа, м2; ап — ко­ эффициент, учитывающий влияние потерь в выхлопном патрубке.

210

где — поправка к к. и. д., учитывающая приращение объемного рас­ хода пара; — приращение коэффициента потерь от изменения угла раскрытия проточной части.

Оптимальное число выхлопов определяется по минимуму расчет­ ных затрат согласно уравнению

Однако из конструктивных соображений реальное число выхлопов не превышает 8 и для сверхмощных турбин дС 6. Определяя приращение приведенных затрат АЗВотносительно исходного варианта, предстоит сделать не более двух-трех расчетов. Наименьшая величина ДЗВ

О П Т

и покажет оптимальное число выхлопов zB •

Оптимальные выходные потери /гвпт определяются по (6-54) в соот­

ветствии с^°пт, оптимальная удельная нагрузка выходного сечения — по (6-42).

В табл. 6-1 приведены результаты расчета гвпт и d0fnr турбин для трех низкокипящих веществ и для водяного пара. Из этих данных видно, что при использовании низкокипящих веществ учет зависимо­

сти т]ог от числа выхлопов повышает сфпт в 1,5 -у- 2,5 раза.

211

Для типовых ЦНД на водяном паре учет изменения ц0 г повышает dpnT на 8 -у 12%.

Расчет предельного конечного давления пара. Предельным конеч­ ным давлением р\р для турбоустановки является такое давление на выходе из последней ступени ЧНД, при котором работа расширения пара /п достигает максимума [21]. Соответствующую этому давлению температуру насыщения будем называть предельной z^p.

Для каждого значения удельной нагрузки выходного сечения при

Предельный вакуум в конденсаторе, соответствующий р ^ , обычно определяется из условия максимального отклонения потока в косом срезе рабочих лопаток последней ступени (после возникновения кри­ тического истечения). При этом не учитываются внутренний относи­ тельный к. п. д. турбины, изменение потерь в последней ступени тур­ бины и в выхлопном патрубке и т. п.

В действительности прирост мощности турбины при снижении дав­ ления в конденсаторе прекращается до наступления предельного от­ клонения в косом срезе вследствие прогрессивного увеличения не только выходных потерь, но и потерь от влажности пара, приращения расхода его на ПНД1, а также потерь в выхлопном патрубке. Даже при отсутствии изменения указанных потерь предельный вакуум за­ висит от величины внутреннего относительного к. п. д. г]ог последних ступеней.

Выходные потери, соответствующие предельному вакууму, нахо­ дятся из (2-110) и (6-57):

где /igP и Т%р — соответственно выходные потери и температура насы­ щения пара в конденсаторе турбины, работающей с предельным про­ тиводавлением.

С другой стороны,

где с%р — выходная скорость пара при конечном давлении, равном предельному, м/с.

Для проектируемой турбины с заданным выходным сечением из уравнений неразрывности (2-90) и состояния пара (2-82) выходная

где ц2 — коэффициент расхода [21].

212

Решение системы уравнений (6-58) -f- (6-60) позволяет путем не­ сложных преобразований получить выражение для предельного ко­ нечного давления пара:

где df — удельная нагрузка выходного (торцового) сечения последней ступени турбины, (кг/с)/м2.

Значение величины /г"р в этом выражении определяется расчетом по (6-58), где для проектируемой турбины 0В = 1.

В условиях действующей турбины (постоянного расчетного ваку­ ума) предельное конечное давление /Д)р следует определять с учетом значительного изменения направления абсолютной скорости с2 на вы­ ходе из рабочих лопаток и отклонения потока в косом срезе рабочей решетки. При этом предельное давление р%р и предельный угол откло­ нения потока в косом срезе одновременно не достигаются.

Выражение для предельной величины выходных потерь действую­ щей турбины по-прежнему имеет вид (6-58), где множитель 0В опре­ деляется по формуле (2-106), справедливой для критического истечения в последней ступени.

Относительная скорость выхода с учетом отклонения в косом срезе

где (3gp — выходной угол при достижении предельного вакуума, град. На рис. 6-5 показаны определенные по приведенной методике зна­ чения предельного конечного давления в зависимости от числа вых­ лопов ЧНД для ряда конденсационных турбоустановок большой мощ­ ности (500 -у- 1600 МВт). Эти зависимости получены применительно к начальному давлению пара 23,5 МПа = 240 кгс/см2. Они свидетель­ ствуют о существенном влиянии числа выхлопов на предельный вакуум турбины, особенно в реальном диапазоне zB = 4 — 8. На кривых помечены значения предельного противодавления в соответствии с при­

нятыми в проектах ХТГЗ размерами ЧНД.

Расчетами установлено, что величина предельного давления, со­ ответствующего действительному максимальному приращению мощ­ ности, для обычно применяемых характеристик последней ступени (|32, х2, s2 и др.) оказывается на 20 -f- 30% большей, чем подсчитанная по методике [21]. Это положение, как показали расчеты, оказывается справедливым для всех современных типов турбин большой мощности, работающих на водяном паре.

213

Комплексная оптимизация характеристик ступенчатого конденса­ тора. Сущность ступенчатой конденсации пара заключается в сближе­ нии процессов отвода тепла в цикле и нагрева охлаждающей воды, что позволяет уменьшить потери от необратимого теплообмена в конден­ саторе 17, 28]. На рис. 6-6 приведены схемы е одной и двумя ступенями

Рис. 6-6

Рассмотрим вначале наиболее распространенный случай двухсту­ пенчатой конденсации.

О п т и м а л ь н а я к р а т н о с т ь о х л а ж д е н и я и т е м ­ п е р а т у р н ы е н а п о р ы . При заданных значениях вакуума, выходных потерь и начальной температуры охлаждающей воды годовые затраты на конденсационное устройство составляют:

г Д е Ра.в и р3 р — доли годовых отчислений соответственно на амор­ тизацию и ремонт сооружения системы технического водоснабжения и конденсатора, 1/год; К в.с> K f u K F 2 — величины капиталовложений

2 1 4

соответственно в систему водоснабжения, первую и вторую ступени конденсатора, приходящиеся на единицу расхода охлаждающей воды, руб/(кг/с); Зн — приведенные затраты на циркуляционные насосы руб/(год • кг/с).

Допуская степенную зависимость затрат в систему водоснабжения

тальных вложений при исходной кратности охлаждения, руб/(кг/с); п — постоянный показатель степени, по данным «Теплоэлектропроекта», равный 0,6 -у 1; т — кратность охлаждения.

Удельная поверхность конденсатора первой ступени (по ходу ох­

ного пара в первой ступени конденсатора, °С; tB — начальная темпе­ ратура охлаждающей воды, зависящая при оборотных системах водо­ снабжения от кратности охлаждения, °С.

Используя зависимости для условий одноступенчатой конденса­ ции [28], получаем выражение относительных суммарных приведенных затрат на циркуляционные насосы:

где

ан= (/гк0 — 0,135 2КwB’ )/(йко + /гн);

гк — число ходов воды в конденсаторе; wB— скорость воды в конден­ саторных трубках, м/с; hK0 — гидравлическое сопротивление конден­ сатора в исходном варианте, м вод. ст.; ha — внешний напор циркуля­ ционных насосов, м вод. ст.

215

Суммарные капиталовложения в конденсатор, пропорциональные сумме их поверхностей охлаждения, выразим зависимостью

где ЦР — удельные капиталовложения в конденсатор, приходящиеся на 1 м2 его поверхности, руб/м2.

Переменная часть затрат в конденсационное устройство

Экономически наивыгоднейшая кратность охлаждения определяет­ ся из условия минимума расчетных затрат:

d m /

где Um— безразмерный множитель, зависящий от исходных технико­ экономических факторов [28]:

С большой степенью точности в реальных пределах изменения бопт можно определить по приближенной формуле:

где ат и Ьт — постоянные величины; при относительном расходе пара на первую ступень dt — 0,33 0,5 можно принимать ат = 0,79 — -f- 0,81 и Ьт = 0,73 0,76. Для одноступенчатой конденсации ат —

= 0,83 и Ьт = 0,7.

Как показали расчеты, зависимость (6-76) практически остается одной и той же при различных значениях соотношения 0К в реальном диапазоне его изменения, а также при различном числе ступеней кон­ денсации.

Оптимальная кратность охлаждения при любом числе ступеней

216

Влияние разности температур насыщения пара во второй ступени конденсатора и начальной температуры охлаждающей воды на общую оптимальную кратность охлаждения показано на рис. 6-7, где каждой

ты энергии на привод циркуляционных насосов охлаждающей воды вследствие изменения гидравлического сопротивления конденсатора.

Решающее влияние на выбор давления пара в ступени оказывают доля расхода пара d}, поступающего в данную ступень, и повышение температуры охлаждающей воды Atsj в ступени.

2 1 7

С учетом сказанного переменная часть расчетных затрат A3j, за­

где dK— отношение общего расхода пара в конденсатор к расходу его на входе в ЧНД турбины.

Переменными в правой части функции (6-78) при заданном т яв­ ляются величины Fj, Зн и /п.

Условие оптимума давления пара в рассматриваемой ступени кон­

l'nj — частная производная удельной работы расширения по темпе­ ратуре насыщения tKj, кДж/(кг-°С).

Необходимая в расчетах аналитическая зависимость /„,• = /(/„•;) определяется по общему выражению (2-110). Входящая в правую часть (6-82) величина нагрева воды в ступени зависит от кратности охлаж­ дения и определяется по тепловому балансу ступени:

В з а м о с в я з а н н ы е о п т и м а л ь н ы е д а в л е н и я п а ­ р а и р а с х о д а в о д ы в с т у п е н ч а т о м к о н д е н с а ­ т о р е . Рассмотрим процесс двухступенчатой конденсации в U-диа­ грамме (см. рис. 6-8). Температурный напор на входе во вторую ступень можно выразить разностью:

Л^в1 — приращение температуры охлаждающей воды в первой ступени конденсатора, °С.

218

При оптимальных значениях кратности охлаждения и давления пара во второй ступени оптимальное распределение нагрева воды в ступенях:

С другой стороны, экономически наивыгоднейшая разность темпе­ ратур насыщения пара во второй ступени и температуры охлаждающей воды на входе в эту ступень определяется общей зависимостью (6-79).

Подставляя в (6-90) выражение 1'п2 из (2-110), получаем расчетную зависимость для определения оптимальной температуры конденсации

на рис. 6-9, а, б. На этом рисунке номера кривых соответствуют сле­ дующим типам турбин: 1 — К-1600-240; 2 — К -1200-240; 3 — /С-800- 240; 4 — /<'-500-240; 5 — К -1000-240. При любом заданном сочетании исходных данных достаточно вычислить лишь значение U2 по (6-91) и по соответствующей кривой рис. 6-9, а (для tв = 12° С) или 6-9, б

(для tB = 15° С) найти оптимальную величину/к2, определяющую эко­

219