Регенеративный цикл паротурбинных установок

При прохождении через турбину пар по мере расширения увлажняется. Снижение сухости пара вызывает ухудшение гидродинамического режима в проточной части турбины, сопровождающееся с уменьшением относительного КПД турбины. Одним из способов повышения сухости пара является промежуточный перегрев пара.

Циклы с промежуточным перегревом пара

И регенеративным отбором пара

Циклы ПТУ с промежуточным перегревом

Промежуточный (вторичный) перегрев пара. Причины применения промежуточного перегрева пара. Принципиальная схема установки с промежуточным перегревом. Цикл ПТУ с промежуточным перегревом пара. Циклы ПТУ со сверхкритическими параметрами водяного пара. Циклы ПТУ с двумя промежуточными перегревами пара.

Регенеративные циклы. Регенеративный подогрев питательной воды. Предельная регенерация. Схема установки с регенеративными отборами пара. Смешивающие и поверхностные подогреватели питательной воды. Изображение регенеративных циклов в координатах T, s. Термический КПД регенеративного цикла. Влияние числа отборов на КПД регенеративного цикла.

По теме выполняется контрольная работа (зад. № 13, 15) и лабораторная работа (№ 5) только для очно-заочной формы обучения.

После изучения теоретического материала следует ответить на вопросы для самопроверки по этой теме. Ответы можно найти в учебниках [1,3].

Принципиальная схема ПТУ с промежуточным перегревом представлена на рис. 4.6.

После того как поток пара, совершая работу в турбине (в ступенях высокого давления ПТ–1), расширяется до некоторого давления р_пр (р₁>р_пр >р₂), он выводится из турбины и направляется в промежуточный пароперегреватель (ППП), где его температура повышается до величины t₁. После ППП пар вновь поступает в турбину (в ступени низкого давления ПТ–2), где расширяется до давления р₂ и после выхода из турбины попадает в конденсатор К.

Цикл Ренкина с промежуточным перегревом пара представлен на Ts - и hs – диаграммах (см. рис. 4.7).

 

 

Рис. 4.6

 

На этих диаграммах цикл Ренкина с промежуточным перегревом представлен фигурой 1 – 7 – 8 – 9 – 3 – 5 – 4 – 1. А соответствующий цикл без перегрева (основной цикл Ренкина) изображен фигурой 1 – 2 – 3 – 5 – 4 – 6 – 1. Сухость пара на выходе из турбины в основном цикле равна х₂, а в цикле с промежуточным перегревом – х₉. Из диаграмм очевидно, что х₉ > х₂, т.е. Δх= х₉ - х₂>0, следовательно, сухость пара за счет промежуточного перегрева повышается.

Применение промежуточного перегрева пара еще способствует повышению термического КПД цикла Ренкина .

Выражение для напишем в виде

 

,

 

 

Рис. 4.7

 

где l_п - полезная работа пара при прохождении через турбину;

q₁ – количество теплоты, подводимое к рабочему телу, каждая из этих величин состоит из составляющих

 

,

 

где =(h₁-h₇)- работа потока пара, совершаемая до вывода из турбины для промежуточного перегрева;

=(h₈-h₉)-работа пара при его расширении в турбине после промежуточного перегревателя ППП;

=(h₅-h₃) – техническая работа, затрачиваемая на приводе питательного насоса ПН.

Окончательно полезная работа выразится в виде

 

. (4.24)

 

Общее количество теплоты, подводимой к рабочему телу, состоит из следующих составляющих:

, (4.25)

 

где =(h₄-h₅) - теплота, подводимая в паровом котле ПК к конденсату для его нагрева до температуры насыщения t_н при р₁;

=(h₆-h₄)-теплота, подводимая к кипящему конденсату для превращения его в сухой насыщенный пар;

=(h₁-h₆)-теплота, подводимая к сухому насыщенному пару для его перегрева в пароперегревателе ПП;

=(h₈-h₇)-теплота, подводимая к пару в промежуточном пароперегревателе ППП.

Тогда q₁ представится, как функция энтальпий характерных точек рассматриваемого цикла:

q₁=(h₄-h₅) + (h₆-h₄) + (h₁-h₆) + (h₈-h₇) = (h₁-h₅) + (h₈-h₇). (4.26)

 

Выражение для термического КПД выразится в виде

 

. (4.27)

 

Выражение для термического КПД основного (без промежуточного перегрева) цикла Ренкина:

 

. (4.28)

 

Анализ конкретных численных примеров с помощью формул (4.27, 4.28) показывает, что промежуточный перегрев пара обусловливает повышение термического КПД цикла Ренкина, т.е. >η_t. В современных паротурбинных установках обычно применяется не только однократный, но и двухкратный промежуточный перегрев пара, оценка эффективности двухкратного перегрева осуществляется аналогично вышеприведенному анализу работы цикла с одним промежуточным перегревом пара.

 

Повышение экономичности ПТУ достигается также и путем применения регенеративного подогрева питательной воды за счет теплоты парообразования пара, расширяющегося при прохождении через турбину.

Принципиальная схема ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды при двух отборах пара показана на рис. 4.8.

Пар из промежуточных ступеней турбины ПТ поступает в регенеративные теплообменники смешивающего типа РТ–I и РТ–II, где конденсируется, нагревая питательную воду, поступающую в паровой котел ПК.

Для определения количества отбираемого пара в точках m и n производим анализ процесса движения 1 кг рабочего тела в данном цикле. Обозначим долю расхода пара, отводимого в первом отборе через α₁, а долю отводимого пара во втором отборе - α₂. Тогда доля пара, поступающего после турбины в конденсатор К, будет равна (1- α₁- α₂). Если общий расход пара, поступающего в турбину ПТ, обозначить через D и его энтальпию h₁, то в первый теплообменник РТ-I отбирается α₁∙D кг/ч пара, энтальпия которого h_m, а во второй теплообменник РТ-II поступает α₂∙D кг/ч с энтальпией h_n. Следовательно, до точки m в которой осуществляется первый отбор, в турбине работает D кг/ч пара, за точкой m - (1- α₁)∙D кг/ч пара, а за точкой n, в которой осуществляется второй отбор, работает (1- α₁- α₂)∙D кг/ч пара.

 

Рис. 4.8

 

Соответственно в конденсатор К поступает (1- α₁- α₂)∙D кг/ч пара с энтальпией h₂. Во второй теплообменник РТ-II из конденсатора К подается при помощи насоса Н-1 (1- α₁- α₂)∙D кг/ч конденсата с энтальпией , туда же из второго отбора поступает α₂∙D кг/ч пара с энтальпией h_n. В результате их смешения питательная вода в РТ-II должна нагреваться до температуры насыщения , соответствующей давлению р_n, а энтальпия ее увеличиваться до . В первый теплообменник РТ-I из второго теплообменника РТ-II насосом Н-2 подается уже (1-α₂)∙D кг/ч питательной воды с энтальпией , а из первого отбора поступает α₁∙D кг/ч пара с энтальпией h_m, в результате их смешения питательная вода в РТ-I должна нагреваться до температуры насыщения , соответствующей давлению р_m, а энтальпия увеличиваться до . Из первого теплообменника РТ-I питательная вода в количестве D кг/ч с энтальпией , при помощи насоса Н-1 подается в котел ПК. На этом цикл завершается.

Для определения интенсивности отбора пара в точках m и n необходимо составить условия теплового баланса в соответствующих теплообменниках, исходя из вышеуказанных требований к температурам подогрева питательной воды в них. Цикл ПТУ с регенеративным отбором пара условно представим на hs – диаграмме (см. рис. 4.9).

На этой hs – диаграмме означают:

р₁, t₁ и h₁ – соответственно давление, температура и энтальпия пара перед подачей в турбину;

р₂, t₂ и h₂ – соответственно давление, температура и энтальпия пара на выходе из турбины;

р_mи h_m– давление и энтальпия пара в точке m первого отбора;

р_n и h_n – давление и энтальпия пара в точке n второго отбора;

– энтальпия конденсата при давлении р_m;

– энтальпия конденсата при давлении р_n;

– энтальпия конденсата при давлении р₂.

Рис. 4.9

 

При составлении теплового баланса должно соблюдаться следующее требование - в рассматриваемом теплообменнике количество теплоты q_от, отданное отборным паром, должна равняться теплоте q_восп, воспринимаемой конденсатом.

Баланс теплоты в теплообменнике РТ-I.

Пар, из первого отбора поступив в РТ-I, конденсируется, отдавая теплоту , а конденсат в количестве (1-α_I) с энтальпией поступив в этот же теплообменник при смешении воспринимает эту теплоту парообразования, при этом увеличивается его энтальпия до . Следовательно, количество теплоты, воспринимаемое конденсатом, будет равно .

При идеальном цикле имеет место условие , т.е.

 

. (4.29)

 

Аналогично составляется условие теплового баланса для второго теплообменника

(4.30)

 

Совместно решая уравнения (а) и (б) находим

 

;

 

. (4.31)

 

Определяем полезную работу, которую совершает 1 кг пара:

l_п=(h₁-h_m)+(1-α₁)(h_m-h_n)+(1- α₁- α₂)(h_n-h₂), (4.32)

 

где первое слагаемое - работа, совершаемая 1 кг пара до точки m первого отбора; второе слагаемое - работа (1- α₁) кг пара при расширении от точки m первого отбора до точки n второго отбора; третье слагаемое – работа (1- α₁- α₂) кг пара при расширении от точки n до выхода из турбины.

Технической работой, затрачиваемой на приводах питательных насосов Н-1, Н-2, Н-3, ввиду ее малости пренебрегаем. После преобразования формула (4.32) примет вид

 

l_п=(h₁-h₂)-α₁(h_m-h₂)- α₂(h_n-h₂). (4.33)

 

Общее количество теплоты, затрачиваемой на получение 1 кг пара, состоит из следующих двух составляющих. Питательная вода на выходе из теплообменника РТ-I имеет энтальпию , а энтальпия пара на выходе из пароперегревателя ПП перед подачей в турбину ПТ должна равняться h₁. Следовательно, суммарная теплота, которая должна подводиться в паровом котле ПК и пароперегревателе ПП, определится как сумма этих составляющих

 

q₁=(h₆-)+(h₁-h₆)=(h₁-). (4.34)

 

Значение термического КПД равно:

 

. (4.35)

 

Удельный расход пара

. (4.36)

Термический КПД основного цикла Ренкина (без регенерации пара) очевидно, определяется формулой

. (4.37)

 

Если расход пара обозначить через D, то теоретическую мощность, вырабатываемую за счет расширения пара, поступающего в конденсатор, можно выразить:

N_k=D(1-α₁-α₂)(h₁-h₂). (4.38)

 

Мощность, вырабатываемая за счет пара, поступающего в первый отбор, равна

N_I=D(h₁-h_m)α₁ . (4.39)

 

Мощность, вырабатываемая за счет пара, поступающего во второй отбор определяется по формуле

N_II=D∙(h₁-h_n)α₂ . (4.40)

Общая мощность

 

N=N_k+N_I+N_II=D∙[(h₁-h₂)-α₁(h_m-h₂)-α₂(h_n-h₂)] . (4.41)

 

Для каждого количества отборов «α» теплоты существует определенная наивыгоднейшая температура регенеративного подогрева, которая увеличивается с ростом числа отборов:

Например,

при n = 1 → = 132 оС и %; при n = 5 → = 240 оС и %; при n = 8 → = 264 оС и %.

 

При этом параметры пара составляют р₁ = 9 МПа, t₁ = 480 ^оС,

р₂ = 0,004 МПа.

Уменьшение количества пара на последний ступени турбины позволяет уменьшить высоту лопаток, что облегчает конструирование трубки большой мощности.

Экономия от регенерации составляет ≈ 10 – 13 %.

Для существующих конденсационных паротурбинных установок приняты следующие температуры регенеративного подогрева:

а) р₁ = 3,5 МПа, t₁ = 435 ^оС → температура регенеративного подогрева составляет t_n = 150 ^оС;

б) р₁ = 9,0 МПа, t₁ = 480 ^оС → температура регенеративного подогрева составляет t_n = 215 ^оС.