Бродов - КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН. Энергетика и энергомашиностроение и специальности Турбостроение москва энергоатомиздат 1994 ббк 31. 363 Б
 Скачать 1.86 Mb.
|
|
30 денсационных турбин значение этой температуры устанавливается [46, 58, 61, 74] на уровне 60—70 С, а для теплофикационных турбин на некоторых режимах [61, 74] может достигать 85 С. Особое место здесь занимает турбина Т, для которой заводом-изготовителем установлен [38] диапазон предельной температуры в выхлопном патрубке 80—120 С. Понижение давления в конденсаторе конденсационной турбины по сравнению с расчетным приводит к перегрузке рабочих лопаток последних ступеней турбины из-за увеличения срабатываемого на них теплоперепада. В особо неблагоприятных условиях при этом оказывается последняя ступень турбины, на долю которой приходится наибольшее изменение тепло- перепада. Эти положения с учетом вышеприведенных данных показывают, что экономичность ПТУ и надежность работы турбины существенно зависят от эффективности работы конденсационной установки в условиях эксплуатации. Знание функциональной зависимости от ранее перечисленных факторов см. формулу (1.14), называемой характеристикой конденсатора, необходимо как при проектировании конденсатора, таки особенно для эксплуатации. В последнем случае на основе таких зависимостей могут выбираться оптимальные режимы работы конденсационной установки в целом. Рассмотрим влияние различных параметров на эффективность работы конденсационной установки при переменном режиме ее работы. Для этого воспользуемся формулой (1.9). На рис. 1.12 представлены качественные зависимости, показывающие характер изменения и взаимосвязь основных параметров, характеризующих работу конденсатора. В качестве определяющего параметра при этом использована удельная паровая нагрузка конденсатора Формулу (1.10), определяющую нагрев воды в конденсаторе, преобразуем к следующему виду Отсюда следует, что при с достаточной для практических целей точностью Эта характеристика есть прямая линия, проходящая через начало координат. Угол наклона 31 прямой определяется угловым коэффициентом (рис. 1.12,a). Увеличение в условиях эксплуатации по сравнению с расчетными данными указывает, как правило, на недостаток охлаждающей воды и уменьшение кратности охлаждения. При неизменной подаче охлаждающей воды эксплуатационная величина в общем случае может характеризовать нагрузку конденсатора. Зависимость при = =const качественно представлена на рис. в. Как показывает опыт эксплуатации ПТУ, возможны такие условия, когда при изменении удельной паровой нагрузки от до средний коэффициент теплопередачи изменяется очень слабо или даже остается практически постоянным (рис. в, кривая 1). Обычно это соответствует малым присосам воздуха в конденсатор. При значительном изменении присоса воздуха в конденсатор по мере уменьшения его паровой нагрузки может наблюдаться скачкообразное изменение коэффициента теплопередачи рис. в, кривая 2), что объясняется началом перегрузки воздушного насоса, те. переходом в его характеристике с рабочей ветви на перегрузочную. В этой области процесс конденсации происходит при низких значениях коэффициента теплопередачи, что определяется большим диффузионным сопротивлением пограничного слоя на пути 32 Рис. 1.12. Взаимосвязь параметров, определяющих эффективность работы конденсационной установки при переменном режиме передачи теплоты от конденсирующегося пара охлаждающей воде. Недогрев воды до температуры насыщения согласно формуле (1.13) является сложной функцией удельной паровой нагрузки и коэффициента теплопередачи. Однако если предположить, что средний коэффициент теплопередачи к при переменном расходе пара в конденсатор остается постоянным, то недогрев воды также будет пропорционален удельной паровой нагрузке. Следовательно, можно записать Данную зависимость нельзя считать строгой, так как в действительности коэффициент теплопередачи по мере снижения расхода пара в конденсатор уменьшается. Как правило, это определяется увеличением присосов воздуха в конденсатор приуменьшении его паровой нагрузки при этом значение должно быть больше, чем при к. Опытные данные полностью подтверждают это положение. Качественной иллюстрацией этого процесса служит рис. 1.13. С уменьшением удельной паровой нагрузки недогрев вначале уменьшается пропорционально (это соответствует , а затем происходит отклонение от этой зависимости в сторону увеличения недо- грева (риса. При этом чем ниже температура охлаждающей воды, тем раньше (при больших значениях наступает отклонение. При хорошей воздушной плотности у большинства конденсаторов зависимость во всем диапазоне нагрузок, как правило, изменяется плавно см. рис. б. При больших присосах воздуха возможен перегиб зависимости вверх (рис. б, что обычно определяется перегрузкой воздушного насоса. В общем случае увеличение недогрева воды 33 Рис .1.13. Зависимость недогрева воды от удельной паровой нагрузки конденсатора и температуры охлаждающей воды на входе Рис. 1 14. Нормативная характеристика конденсационной установки турбины К (G=73 000 м 3 /ч) обычно свидетельствует об уменьшении коэффициента теплопередачи в конденсаторе, вызванном, как правило, уменьшением температуры воды на входе, увеличением присосов воздуха в вакуумную часть турбины, а также загрязнением поверхности охлаждения или совместным действием этих факторов. Давление в конденсаторе согласно зависимостями) является сложной функцией всех рассмотренных выше параметров и факторов. Качественный характер этой зависимости приведен на рис. г Давление в конденсаторе (температура насыщения) будет тем меньше, чем меньше каждое из слагаемых в формуле (1.9) и каково соотношение параметров С увеличением удельной паровой нагрузки и температуры воды на входе в конденсатор давление увеличивается. На рис. 1.14 в качестве примера приводится характеристика конденсационной установки (конденсатора) турбины КВ соответствии с принятой практикой по оси абсцисс отложена не удельная паровая нагрузка, а расход пара в конденсатор. 34 1.6. Охлаждение конденсаторов паровых турбин Как показано выше, для создания в конденсаторе разрежения через его трубную систему необходимо прокачивать охлаждающую воду. Конденсаторы паровых турбин являются основными потребителями воды в системе технического водоснабжения тепловых и атомных электростанций. Доля воды, идущей на охлаждение конденсаторов, составляет 90—94%. При этом необходимо иметь ввиду, что для конденсаторов паровых турбин АЭС расход охлаждающей воды в 1,5—1,7 раза выше, чем для ТЭС. Это в основном определяется применением на АЭС турбин насыщенного пара невысоких параметров, у которых в конденсаторы поступает существенно больше пара. В среднем для производства 1 кВт*ч электроэнергии требуется 130 кг воды для ТЭС и 200 кг для АЭС. В табл. 1.4 в качестве примера приводятся данные по расходу охлаждающей воды на конденсационные установки ряда паровых турбин при номинальном режиме их работы и расчетных значениях температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор. Расход воды на конденсатор (конденсационную установку) определяется из уравнения теплового баланса конденсатора и характеризуется кратностью охлаждения т — количеством воды, необходимым для конденсации 1 кг пара (см. §1.4). Капитальные затраты на систему технического водоснабжения достаточно велики и составляют до 10—12% от общей стоимости установленного 1 кВт мощности. В связи с этим система технического водоснабжения обычно выбирается на основе технико-экономического анализа при проектировании станций в целом. Снабжение конденсаторов паровых турбин охлаждающей водой может производиться от различных источников. Рассмотрим общие положения но применяемым в настоящее время системам технического водоснабжения электростанций. Различают три основных типа системы водоснабжения прямоточная, оборотная с водохранилищами-охладителями, оборотная с градирнями Таблица 1.4. Расходы охлаждающей воды на конденсационные установки паровых турбин при расчетном значении температуры воды на входе Марка турбины К ПТ-60/75-130/13, Т К, Т ПТ-135/165-130/15 К К Т К К К К К К К К Расход воды, м 3 /ч 8000 8000 16 000 12 500 25000 36000 28 000 36 000 52 000 55 000 83 000 120 000 73 000 170 000 108 000 Наиболее эффективной и экономичной является система прямоточного водоснабжения. Источником воды при такой системе обычно является река, море или озеро. Вода из водоема циркуляционным насосом прокачивается через конденсатор и сбрасывается обратно в водоем. Если в качестве водоема используется река, то сброс должен осуществляться ниже по течению реки. Если водоемом служит озеро, то места забора и сброса воды должны быть разнесены на расстояние, исключающее подмешивание нагретой воды к свежей охлаждающей. При использовании в качестве источника соленой морской воды необходимы специальные меры защиты оборудования от коррозии. В этом случае трубки конденсатора, его водяные камеры и трубные доски должны выполняться из коррозионно-стойких металлов. Необходимы также дополнительные мероприятия по обеспечению герметичности узла вальцовочного соединения трубок в трубных досках. Использование прямоточной системы водоснабжения ограничено, что определяется двумя основными факторами для питания водой крупных современных электростанций требуются реки (водоемы) с большими расходами воды (дебит реки или водоема. Обычно считается, что надежность водоснабжения обеспечена, если дебит реки в 3—4 раза превышает расход воды, необходимый для электростанции, или необходимая площадь озера составляет 5—9 мкВт установленной на электростанции мощности в соответствии с современными экологическими требованиями допустимый подогрев воды в реке (водоеме) не должен превышать летом 3 С, а зимой 5 СВ противном случае уменьшается содержание вводе растворенного кислорода, усиливается развитие водной растительности, а в ряде случаев оказывается вредное воздействие на ценные виды холодолюбивых рыб. В условиях неуклонного роста мощностей электростанций и нехватки охлаждающей воды все большее распространение получают системы оборотного водоснабжения. В таких системах нагретая в конденсаторах вода, после охлаждения в атмосферных условиях, повторно направляется в конденсатор. Значительная часть вводимых в настоящее время в действие ТЭС и АЭС имеют оборотную систему водоснабжения. В системе оборотного водоснабжения с водохранилищами- охладителями источником воды обычно является водохранилище, сооружаемое в долине небольшой реки или ее пойме и заполняемое в течение нескольких лет. Забор воды из водохранилища обычно производится вблизи плотины, а подогретую в конденсаторах воду сбрасывают на таком расстоянии, чтобы успела охладиться на . При вытянутой форме водохранилища это расстояние составляет до 12 км. При глубоком водохранилище (болеем) свежую воду забирают с большой глубины (из придонного слоя, а подогретую в конденсаторе сливают здесь же (в верхний поверхностный слой. В системе оборотного водоснабжения с градирнями (на электростанциях небольшой мощности с брызгальными бассейнами) охлаждение нагретой в конденсаторах воды осуществляется в специальных охладителях — градирнях. Градирни используются тогда, когда нет возможности соорудить водохрани лище-охладитель вместе строительства электростанции. Такое положение возникает обычно при строительстве крупных ТЭЦ в городах. Необходимо иметь ввиду, что на отдельных электростанциях встречается также прямоточно-оборотная система водоснабжения с использованием реки или водохранилища-охладителя, а также искусственного охладителя. Выбор системы технического водоснабжения электростанции осуществляется на основе технико-экономического анализа для 37 электростанции в целом (или низкопотенциального комплекса турбоустановки) при обязательном условии обеспечения расчетных значений давлений в конденсаторах (см. §1.4, 1.7). Для более глубокого изучения вопросов технического водоснабжения 'ГЭС, АЭС и ТЭЦ, а также технико-экономических обоснований принятых решений рекомендуются учебники и монографии [28, 53, 62, 64]. 1.7. Влияние давления в конденсаторе на экономичность работы паровой турбины Давление пара за последней ступенью турбины р неравно давлению на входе в конденсатор. В выхлопном патрубке турбины возможно как понижение давления, таки его повышение. Обычно это учитывается коэффициентом полных потерь патрубка по формуле Значение этого коэффициента зависит от формы и размеров патрубка и последней ступени турбины, а также от режима течения пара в патрубке (его осредненной осевой скорости С. Как показано в [66], значения приводимых коэффициентов полных потерь патрубков нуждаются в уточнении. Поэтому при выборе оптимального значения давления в конденсаторе и при рассмотрении его влияния на экономичность работы паровой турбины в первом приближении обычно принимают , что соответствует При изменении давления пара за турбиной (в конденсаторе) изменяются располагаемый на турбину теплоперепад, внутренние относительные КПД последних ступеней, потери с выходной скоростью, расход пара в конденсатор (при неизменном расходе свежего пара на турбину) и конечная влажность пара. При этом следует различать два принципиально разных режима работы последней ступени — режим с докритическими скоростями истечения пара из рабочих лопаток и режим при сверхкритических скоростях истечения с дополнительным ускорением потока пара в косом срезе рабочих лопаток. 38 Критическое давление пара, соответствующее границе между этими режимами, определяется [57. 66] выражением где D K — расход пара в конденсатор, кг/с; F 2 — площадь горловых сечений на выходе из рабочих лопаток последней ступени, м 2 Как показано в [57, 66], для любой паровой турбины при постоянном расходе пара в конденсатор D K и неизменных параметрах свежего пара p 0 , t 0 можно построить зависимость изменения мощности турбины от давления пара в конденсаторе р к : Такие зависимости, полученные на основе расчетных данных, являются неотъемлемой частью технической документации на каждую турбину, поставляемую заводом-изготовителем, а также включаются в типовые энергетические характеристики по результатам испытаний и обобщению опыта эксплуатации больших групп однотипных турбин. На рис. 1.15 поданным в качестве примера представлены графики этих зависимостей для ряда паровых турбин. 39 Рис. 1.15 Поправки к мощности турбин на отклонение давления пара в конденсаторе зона примерно линейной зависимости а — турбина К ХТЗ, б К ХТЗ; в — К ЛМЗ Для режимов с докритической скоростью истечения пара из рабочей решетки последней ступени существует пропорциональная зависимость между приращением теплоперепада и мощности (область, ограниченная линиями I—I и II—II). При сверхкритических скоростях истечения пара из рабочей решетки последней ступени изменение давления в конденсаторе на параметрах пара перед ступенью не сказывается. Поэтому мощность всех ступеней турбины, кроме последней, останется постоянной, а мощность турбины будет изменяться только за счет изменения окружной составляющей скорости выхода пара из рабочей решетки последней ступени. В условиях сверхкритического режима истечения пара из рабочей решетки последней ступени прямая зависимость между приращением теплоперепада и мощности нарушается. Понижение давления за ступенью в этом случае сопровождается отклонением потока пара в косом срезе сопли лопаток. До тех пор пока не будет достигнуто предельное расширение в косом срезе сопли лопаток, по мере снижения давления отработавшего пара мощность турбины будет увеличиваться [57, 58, 66, 73, 74]. Можно выделить основные факторы, определяющих оптимальное давление в конденсаторах конкретной турбины конструкцию турбины (особенно ее последней ступени) и технико- экономические показатели конденсационной установки в целом. Предельное давление обусловлено конструкцией турбины — при определенном расходе пара возможностью обеспечить его расширение в последней ступени лишь до ограниченного противодавления. Для конденсационной турбины давление отработавшего пара, соответствующее режиму, при котором исчерпывается расширительная способность косого среза сопли лопаток и прекращается прирост мощности, называется ПРЕДЕЛЬНЫМ ВАКУУМОМ. Ограничивающее снижение давления в конденсаторе определяется необходимостью больших размеров конденсаторов (больших поверхностей теплообмена, больших расходов охлаждающей воды и большой мощности циркуляционных насосов на ее прокачку через конденсатор (расход электроэнергии на собственные нужды. Для экономичной работы турбоустановки необходимо, чтобы прирост мощности турбины при понижении давления пара в конденсаторе и неизменном расходе пара D K должен быть больше увеличения расхода электроэнергии на насосы. Вакуум, соответствующий максимальной выработке полезной мощности турбоустановки при неизменном расходе пара в конденсатор, является наивыгоднейшими называется ЭКОНОМИЧЕСКИМ ВАКУУМОМ. В реальных условиях эксплуатации турбин предельный вакуум, как правило, не достигается, так как быстрее устанавливается экономический вакуум, при котором полезная мощность турбоустановки (за вычетом затрат мощности на привод циркуляционных насосов) приданном расходе пара в конденсатор достигает максимального значения. В связи с этим величину экономического вакуума обычно считают ОПТИМАЛЬНЫМ ВАКУУМОМ конденсатора для данной паровой турбины. Как показано в [57, 66, 73, 74] и подтверждено результатами многочисленных натурных испытаний турбин, для каждой турбины может быть построена универсальная зависимость относительного прироста мощности от относительного изменения давления отработавшего пара Эта зависимость в отдельных случаях более удобна, так как заменяет сетку кривых при разных расходах пара в конденсатор (см. рис. 1.15). На рис. 1.16 в качестве примера приведена [38] универсальная зависимость для турбины К ЛМЗ. Участок АВ кривой характеризует режим докритического истечения, где относительное изменение мощности линейно зависит от относительного противодавления. Участок кривой ВС соответствует сверхкритическому истечению в ступени с расширением пара в косом срезе сопли лопаток, где эта зависимость становит- Рис. 1.16. Универсальная зависимость приращения мощности турбины К ЛМЗ от давления пара в конденсаторе 41 Таблица 1.5. Расчетные значения давлений в конденсаторах на номинальном режиме работы паровых турбин Марка турбины К-200-130ЛМЗ К ЛМЗ К ХТЗ К ХТЗ К ЛМЗ К ЛМЗ К ХТЗ К-500-60/1500ХТЗ К ХТЗ К ХТЗ К ХТЗ К ЛМЗ Марка конденсатора 200-КЦС-2 300-КЦС-З К К 800-КЦС 1200-КЦС К К К К К КЦ-1000 Плошадь поверхности охлаждения одного корпусам Число конденсаторов Число ходов поводе Температура воды на входе, С 10 12 12 12 12 12 22 22 12 15 15 20 Давление, кПа 3,43 3,43 3,43 3,63 3,43* 3,58* Ю 5,88 3,92 4,41 3,92 5.09 * Среднее значение давления, так как конденсаторы секционированы. ** С каждой стороны турбины (натри конденсатора общая площадь поверхности всей конденсационной установки 91 200 мг ся нелинейной. На участке CD, где расширительная способность косого среза исчерпывается, мощность последней ступени с уменьшением противодавления не увеличивается, а мощность турбины в целом может даже уменьшаться (штриховая линия CD') за счет увеличения отбора пара в первый походу воды подогреватель низкого давления. В табл. 1.5 в качестве примера представлены оптимальные расчетные значения давлений в конденсаторах ряда паровых турбин на номинальном режиме их работы. Для оценочных расчетов применительно к современным электростанциям можно принимать оптимальные значения давлений в конденсаторе в следующих диапазонах ТЭС и АЭС 3,5—5,5 кПа; ТЭЦ и АТЭЦ 6,0-9,0 кПа. Для большинства турбин средних параметров изменение давления в конденсаторе на ±1 кПа приводит к изменению мощности турбины примерно на 1%. Для турбин с высокими параметрами пара и промежуточным перегревом изменение мощности при изменении конечного давления может составлять меньшую относительную величину (до 0,9%), что определяется большим располагаемым теплоперепадом у этих турбин. В тоже время у турбин АЭС изменение мощности турбины при изменении давления в конденсаторе на ±1 кПа приводит к гораздо большему изменению относительной мощности (до 2,0%), что определяется малым располагаемым теплоперепадом особенно у турбин насыщенного пара. Такие данные по ряду турбин представлены в табл. 1.1. Пример 1.3. Определить, как изменится мощность турбины К, если давление в конденсаторе изменится с р к —5 кПа до р к '=6 кПа при расходе пара в конденсатор D k =800 т/ч. Воспользуемся графиком поправок к мощности турбины К на отклонение давления пара в конденсаторе (см. рис. 1.15,6). Согласно этому графику, при увеличении давления с р к кПа до р к '=6 кПа притч мощность турбины уменьшится на 4500 кВт. Уменьшение мощности по отношению к номинальной мощности турбины составит В [58, 59, 62] выбор оптимального давления пара в конденсаторе предлагается осуществлять на основе оптимизации так называемого низкопотенциального комплекса турбоуста- новки. В наиболее общем случаев состав комплекса включается часть низкого давления турбины, вся конденсационная установка и система технического водоснабжения. Основой разрабатываемой системы являются математические модели, содержащие уравнения теплового и материального балансов, гидродинамики и энергии для комплекса в целом. Основным методическим положением, заложенным в модели комплекса, является условие равенства параметров и расхода теплоты на турбоуста- новку для всех сравниваемых вариантов. Этот методический прием позволяет исключить из рассмотрения всю остальную часть электростанции и рассматривать только низкопотенци¬ альный комплекс, что существенно упрощает задачу. Каждый элемент оборудования и сооружений низкопотенциального комплекса электростанции характеризуется значениями его кон структивно-компоновочных, расходных и термодинамических параметров, а комплекс в целом — составом и схемой соединения элементов оборудования и сооружений. Рассматриваемые варианты низкопотенциального комплекса отличаются параметрами оборудования, а также составом и схемой соединения элементов. Как правило, оптимизируются число выхлопов ЦНД и их характеристики (например, длина лопатки последней ступени, основные конструктивные характеристики конденсаторов (поверхность охлаждения, размеры трубок и др, градирен (площадь орошения и количество, водохранилища-охладителя (площадь активной зоны, брызгального устройства (площадь орошения, насосных станций (тип и количество насосов, работающих параллельно, участков циркуляционного тракта (проходное сечение водоводов) и др. Критерием выбора оптимальных вариантов низкопотенци¬ ального комплекса является минимум приведенных затрат где 3 — приведенные затраты, руб/год; Е н — нормативный коэффициент эффективности капитальных вложений, год Ki — капитальные вложения в элемент i низкотемпературного комплекса, руб а i коэффициент амортизационных отчислений по элементу i; коэффициент 1,18 учитывает затраты на текущий ремонт п — число рассматриваемых элементов низкотемпературного комплекса с изменяющимися капитальными вложениями З пр — затраты, связанные с обеспечением |