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

Уравнение (6-121) справедливо при заданных расходах охлаждаю­ щей воды G Bj и выражает частную зависимость оптимальной унифициро­

ванной поверхности конденсатора /7рПТот условий технического водо­ снабжения всех рассматриваемых районов.

Для комплексного определения оптимальной поверхности конден­ сатора необходимо найти ее значение в случае, когда суммарный расход циркуляционной воды изменяется, обеспечивая заданный для каждого района свой вакуум, а капитальные затраты в конденсатор, систему технического водоснабжения и на циркуляционные насосы оказываются переменными.

При этом

монт сооружений технического водоснабжения, 1/год; К в0;-— капита­ ловложения в систему водоснабжения, руб.; 3 ll0j — затраты на цир­ куляционные насосы, руб./год; г,-— постоянный для каждого района коэффициент, зависящий от типа водоохладительного устройства.

Отсюда условие оптимума унифицированной поверхности конден­

где температура воды tBj на входе в конденсатор в общем случае зависит от GBj и только для прямоточной системы технического водоснабжения может быть принята постоянной. Воспользуемся следующим тождест­ венным преобразованием:

где ДtBj — перепад температур охлаждающей воды в системе конден­ сатор—водоохладительное устройство, который однозначно выража­ ется из теплового баланса конденсатора

230

Зависимость tBj = /(А/Вд-) для различных систем технического водо­ снабжения на основании их технических показателей имеет вид для испарительных градирен

гдеау,- — постоянный коэффициент, зависящий от местной температуры наружного воздуха; tej — нормально-естественная температура воды в водоеме, °С; о — удельная площадь активной зоны водохранилища, м2/(м3/сутки); M 2j — линейно зависящий от AtBj коэффициент:

где Аг'ср^ — средний температурный напор в конденсаторе, °С; Ат}- — разность температур насыщения пара и воды на входе в конденсатор, °С.

Полученная зависимость (6-132) справедлива в таком общем виде

для прямоточного водоснабжения tBj = 0.

Подставляя (6-132) в (6-125), после преобразований получаем зна­ чение оптимальной унифицированной поверхности конденсатора:

и эксплуатационным расходам на циркуляционные насосы, руб./год.

Изложенная выше методика позволяет определить поверхность кон­

денсатора Fопт — FрПТ = /vjnT, одновременно удовлетворяющую уравнениям (6-121) и (6-135). Такая поверхность является унифициро­ ванной и одинаковой для всех районов вероятной эксплуатации про­ ектируемых блоков, однако вакуум и кратность охлаждения в конден­ саторе каждого блока, имеющего свою температуру охлаждающей воды, будут отличаться'друг от друга. Экономический вакуум для каждого

блока будет достигаться при оптимальном расходе воды GВТ через конденсатор заданной поверхности, соответствующем конкретным ус­ ловиям района его эксплуатации. Это условие оптимума соответствует равенству

где ANj и ДNnj — приращения мощности главной турбины и циркуля­ ционных насосов при увеличении расхода охлаждающей воды, кВт;

величина ^ —- определяется по (6-116).

U i K .Tj

Температура насыщения пара tK_Tj на основании (6-115) и (6-122):

где производная t B]- = OAisj■определяется в зависимости от типа систе-

мы технического водоснабжения по (6-133) или (6-134).

Производную мощности циркуляционных насосов по расходу воды найдем на основе зависимости

где т]ц н — к. п. д. насосной установки; ДН к} — суммарный напор насоса.

Как уже указывалось, расчетная скорость воды в трубках конден­ сатора должна выбираться на таком уровне, чтобы гидравлическое со­ противление конденсатора турбопривода на всех режимах не превыша­ ло сопротивления главного конденсатора, на который подается основ­ ной поток циркуляционной воды. Поэтому переменной частью общего Напора будет являться только сопротивление HBj циркуляционных во­ доводов, через которые поступает суммарный расход охлаждающей во­

232

ды для всех конденсаторов блока. Величину HBj представим, согласно [28, 16], зависимостью

где GB0 и GB0J — расходы воды на главный конденсатор и конденсатор турбопривода при исходном напоре HBOj, кг/с.

При совместном рассмотрении уравнений (6-136) -у- (6-141) после некоторых преобразований получим формулу для расчета экономи­ ческого расхода охлаждающей воды через унифицированный конден­ сатор :

GlT=VW2%.*Gr}<»} /;ЛЛтД1-Д*,/Д*ср,)+Д*в, tBj]l[hHj+2hBj], (6-142)

Экономический вакуум в каждом районе определяется из уравнения теплообмена конденсатора по найденному значению экономического

Определение оптимального числа оборотов и унифицированной пло­ щади выхлопа приводной турбины. Характерной особенностью проек­ тируемой приводной турбины является зависимость расчетной площади выходного сечения fz от числа ее оборотов пт. При заданном соотноше­ нии скоростей площадь выходного сечения последней ступени стано­ вится обратно пропорциональной квадрату числа оборотов:

где fz0 — площадь выхлопа при исходном значении расчетного числа оборотов, равном пт0.

Это приводит к тому, что выходная скорость и выходные потери ока­ зываются пропорциональными четвертой степени числа оборотов. Вме­ сте с тем увеличение расчетного числа оборотов вызывает определенное уменьшение габаритов и стоимости /Ст всего турбонасосного агрегата. По этим причинам для каждого турбоблока имеется свое число оборотов

турбопривода п°пт, которое мбжно определить по минимуму приведен­ ных суммарных затрат. Так же, как и поверхность конденсатора, число оборотов турбопривода питательного насоса унифицируется для груп­

2 3 3

пы блоков. В этих условиях, согласно (1-46), переменная часть приве­ денных затрат

где р ат — доля отчислений на амортизацию и ремонт от капиталовло­ жений в турбонасос, унифицированный по числу оборотов, 1/год; ANj — изменение мощности главной турбины в зависимости от числа оборотов турбонасоса, кВт,

где Alj — изменениеудельной работы расширенияв главной турбине, определяется по (6-109).

По данным ЦКТИ, капиталовложения в турбонасос пропорциональ­

где /(т0 — капиталовложения в турбонасосныйагрегатприисходном числе оборотов, руб.; бт — постоянный показатель степени, который зависит от условий изготовления, мощности турбопривода, принимает­ ся в пределах 1 < Ьт< 2.

Оптимальное число оборотов п°пт найдется из условия

С учетом приведенных выше зависимостей получаем

где Nnj — внутренняя мощность питательного насоса, кВт; hsj — изоэнтропный теплоперепад в приводной турбине, кДж/кг; г|0гу и т]п —внут­ ренний относительный к. п. д. турбины и к. п. д. насоса, зависящие от числа оборотов.

По данным ЦКТИ, в пределах «т = 3000 -у 6000 об/мин

234

где

По найденному значению п°пт, используя (6-145), определяем уни­ фицированную расчетную площадь f°zm выходного сечения приводной

турбины.

Ниже приводятся данные расчетов оптимальных унифицированных типоразмеров турбопривода и его конденсатора для блоков с турбинами

К-500-240, К-500-166, К-800-240, К-1200-240-3 (однократный промежу­ точный перегрев) и К-1200-240-2 (двукратный промежуточный пере­ грев), проведенных по изложенной методике. В качестве исходных при­ няты приведенные в гл. I тепловые схемы энергоблоков и перспектив­

щаемой электростанции paj = 0,105 1/год; удельная стоимость конден­ сатора LlFj — 25 руб./м2.

Зависимости оптимальной унифицированной поверхности конден­ сатора турбопривода Копт от площади выходного сечения fz приводной турбины для различных условий проектирования блоков 500 и 800 МВт показаны соответственно на рис. 6-14 (кривая / соответствует одному турбонасосу, кривые II — двум) и 6-15. Результаты комплексной оп­ тимизации характеристик унифицированных турбонасосных агрегатов и конденсаторов для энергоблоков мощностью 500 -ь 1200 МВт,

235

Г Л А В А VII

ОСОБЕННОСТИ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОЙ ОПТИМИЗАЦИИ ЦИКЛОВ КОМБИНИРОВАННЫХ УСТАНОВОК

§ 7-1. ОСОБЕННОСТИ ОПТИМИЗАЦИИ ЦИКЛОВ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ

ПАРОТУРБИННЫХ БЛОКОВ

Как известно, полезное использование тепла отработавшего пара у потребителей вызывает всегда соответствующее повышение давления этого пара на ТЭЦ по сравнению с конечным давлением в конденса­ ционных блоках. Так, при использовании отработавшего пара для ото­ пления давление отбора составляет 70 250 кПа = 0,7 -у- 2,5 кгс/'см2. При подаче пара на технологические установки его потребное давле­ ние может составлять 700 -f- 1600 кПа = 7 — 16 кгс/см2 и выше. Такое повышение давления приводит к тому, что отработавший пар оказы­ вается не насыщенным, а несколько перегретым; степень перегрева его будет тем больше, чем. выше давление отбора. По этим причинам в теп­ лофикационном цикле (относящемся к отбираемому на теплоснабже­ ние пару), как правило, отсутствуют потери от влажности, но имеются потери энергии от перегрева отработавшего пара. В этих условиях вли­ яние изменения начальных параметров пара на потери полезной работы в реальном цикле оказывается противоположным подобному изменению параметров конденсационного цикла. Например, если в конденсацион­ ном цикле с повышением начального давления увеличиваются потери от влажности пара в последних ступенях турбины, то в теплофикацион­ ном при таком же повышении давления потери от перегрева отработав­ шего пара уменьшаются. Повышение же начальной температуры ока­ зывает обратное действие: в конденсационных циклах уменьшаются потери от влажности, в теплофикационном, наоборот, увеличиваются потери от перегрева отработавшего пара. В результате этого повышение начального давления наТЭЦдает больший эффект, а оптимальное зна­ чение этого давления оказывается больше, чем на конденсационной станции. Повышение же начальной температуры на ТЭЦ всегда ме­ нее эффективно, чем на КЭС.

Второй особенностью теплофикационных циклов является необ­ ходимость обязательного обеспечения заданного отпуска тепла потре­ бителям (QT= const). При всяком же изменении параметров теплофика­ ционного цикла будет меняться и количество тепла qT, отданного в теп­ ловую сеть одним килограммом пара. Следовательно, возникает опре­

2 3 7

Более того, становится невозможным определить оптимальное зна­ чение параметров по максимуму работы 1 кг пара, а в ряде случаев и по максимуму внутреннего к. п. д. Термодинамический оптимум в этих условиях будет соответствовать максимуму произведения расхода пара Ь т на его удельную полезную работу /т, т. е. максимуму полезной вы­ работки электроэнергии на тепловом потреблении:

При постоянном значении QT максимум Этбудет строго соответст­ вовать максимуму отношения lT/qT, называемого «удельной полезной выработкой энергии на тепловом потреблении»,

у /т/дт, (7-4)

где /т — разность между энергией, выработанной 1 кг пара, и ее расхо­ дом на привод питательного насоса установки.

Наиболее важное значение при анализе циклов теплофикационных установок имеет определение оптимального начального давления пара рг и давления промежуточного перегрева пара рп п (для отопительных ТЭЦ). Что касается начальной температуры пара, то она, как правило, является заданной по условиям качества металлов и унификации. Оп­ тимальную температуру питательной воды, поскольку ее значение не влияет на состояние отработавшего пара, можно определять по мето­ дике, разработанной для конденсационных блоков.

Рассмотрим указанные выше особенности оптимизации на примере простейшего цикла противодавленческой установки (рис. 7-1). Опре­ делим вначале термодинамически наивыгоднейшее начальное давление

выражаются зависимостями (3-21) -у- (3-23) для обычных конденсацион­ ных установок.

Внутренний к. п. д. цикла r\t и удельная выработка энергии у одно­

2 3 8

После подстановки (3-21) -у- (3-23) и (7-8) в (7-7) и некоторых пре­ образований получим оптимальное значение коэффициента изобарного расширения, соответствующего оптимальному начальному давлению,

«?пт= [Л0г — ЛГХ— (1—11Гах)Р°48/(ЛнУ1)]/[Л0г(1 — T2s/Ti) — лТахЬ (7‘9)

Сравнение этого выражения с расчетной зависимостью (3-24) по­ казывает в данном случае их полную идентичность. Однако, посколь­ ку отработавший пар в теплофикационной установке имеет более высо­ кое давление и является перегретым, здесь температура T 2S оказы­ вается значительно выше температуры Т 2 конденсационного цикла.

1 п

В результате этого оптимальное начальное давление оказывается су­ щественно больше в теплофикационном цикле, чем в конденсацион­ ном [8].

Определим теперь термодинамически наивыгоднейшее давление промежуточного перегрева пара в теплофикационном цикле, приведен­ ном на рис. 7-2. Начальные параметры пара, температуру промежуточ­ ного перегрева и противодавление р %примем заданными. В этих усло­

где Л(2= 1 — T j T n.

239