Материал: Маргулова Т.Х. Атомные электрические станции (1994 г., 5-е издание)

несколько ниже температуры, характерной для точки г, в связи с необходимостью иметь температурный напор At в обычно применяемых поверхностных регенеративных подогревателях.

Рис. 3.5. Сопоставление идеальных термодинамических циклов насыщенного пара при наличии и отсутствии регенеративного подогрева питательной воды

Значительное и легко достижимое увеличение термического КПД при использовании регенеративного подогрева питательной воды привело к обязательному его использованию во всех паротурбинных установках.

3.3.Выбор конечных параметров пара

В§ 3.2 рассматривался вопрос о выборе начальных параметров пара в условиях одинаковых конечных параметров. Но из рис. 3.2 — 3.5 видно, что на тепловую экономичность паротурбинной установки влияют не только начальные, но и конечные параметры пара — чем ниже давление за турбиной (давление в конденсаторе), тем больше производимая работа и больше термический КПД установки. С учетом этого обстоятельства для современных энергоблоков ТЭС сверхкритических параметров на органических топливах расчетное давление в конденсаторе принимается около 0,0035 МПа.

Из рис 3.6. видно, что переход от давления 0,0035 МПа в конденсаторе к 0,0045 МПа снижает термический КПД примерно на 1,5%, но одновременно (рис. 3.7) почти в 1,3 раза уменьшает удельный объем пара — от 40,2 до 31,7 м3/кг. Увеличение удельного объема пара при одном и том же массовом расходе требует соответствующего роста проходных сечений последних ступеней турбины. Если же учесть упомянутый выше повышенный

37

расход пара на турбинах насыщенного пара, то станет очевидной практическая невозможность создания мощных турбин насыщенного пара с конечным давление 0,0035 МПа. Поэтому, несмотря на некоторое снижение

Рис. 3.6. Термический КПД паротурбинной установки в зависимости от вакуума (при неизменных начальных параметрах)

Рис. 3.7. Удельный объем насыщенного пара в зависимости от давления пара в конденсаторе

тепловой экономичности, конечное давление пара для АЭС с водным теплоносителем принимается не ниже 0,0040 МПа, а для мощных турбин предпочтительнее 0,0045 МПа. Конкретный выбор конечного давления пара связан с частотой вращения турбины — 50 или 25 с-1, причем для быстроходных турбин окружные скорости выше и поэтому допустимая влажность меньше.

38

3.4.Реальные процессы в паротурбинной установке

ипоказатели тепловой экономичности АЭС

Выше рассматривались обратимые идеальные циклы. В действительности все процессы, составляющие циклы паротурбинных установок АЭС, протекают с потерями, снижающими тепловую экономичность. Анализ циклов получается наиболее наглядным при рассмотрении их в Т, s-диаграмме. Однако для изучения реальных процессов и тем более для тепловых расчетов элементов АЭС использование Т, s-диаграммы слишком трудоемко, так как определения количества теплоты требуют планиметрирования площадей. Более удобным является использование h, s-диаграммы для водяного пара, в которой по оси ординат откладываются значения энтальпии. На рис. 3.8 представлена h, s- диаграмма водяного пара в пределах значений давления, температуры и влажности, характерных для АЭС с водным теплоносителем. Обращает на себя внимание наличие наибольших значений энтальпии насыщенного пара в области давления 2,5 — 3,6 МПа, что связано с теплофизическими свойствами водяного пара.

Рассмотрим на рис. 3.8 значения энтальпии в разных точках идеального цикла насыщенного пара. В процессе идеального цикла в турбине происходит адиабатное расширение пара от начального давления перед турбиной рa до давления в конденсаторе рк. При этом энтальпии влажного пара перед турбиной ho снижается до энтальпии влажного пара перед конденсатором hка. Разность этих значений энтальпии называется располагаемым адиабатным перепадом энтальпии:

39

Рис. 3.8. Идеальный и реальный процессоры в паротурбинной установке на насыщенном паре в h, s-диаграмме без промежуточных сепарации и пароперегрева

Ее также называют удельной располагаемой внутренней работой идеального цикла:

В холодном источнике происходит конденсация отработавшего пара. Энтальпия конденсата равна энтальпии воды при температуре насыщения для давления в насосе (в одном или, как обычно, в двух последовательных — конденсатном и питательном) до рабочего, энтальпия конденсата увеличивается до значения hк.на. Соответственно адиабатный перепад энтальпии в насосе

где wна — удельная внутренняя работа насоса.

40

В процессе изобарного подвода теплоты конденсат превращается в сухой насыщенный пар и энтальпия пара возрастает до ho. Разность значений энтальпии ho и hк.на

называется удельной располагаемой теплотой турбины:

Отношение адиабатного перепада энтальпии в турбине к удельной располагаемой теплоте составляет термический КПД идеального цикла Ренкина:

(3.7)

В (3.7) не учтен расход энергии на работу насоса, то есть это КПД без учета расхода на собственные нужды, называемый КПД-брутто. С учетом расхода на собственные нужды станции (в данном случае на работу насоса) удельная полезная внутренняя работа идеального цикла Ренкина

(3.8)

Коэффициент полезного действия КПД-нетто с учетом расхода на собственные нужды

(3.9)

На рис. 3.8 показаны ho, hка и Нa. Процесс АА′ подтверждает сказанное в § 3.2 о неизбежности промежуточной сепарации пара — даже для начального давления пара 4,4 МПа (ВВЭР-440) влажность пара превосходит допустимое значение (около 17%) уже при давлении 0,25 МПа, а при конечном давлении пара 0,005 МПа (пунктир до точки А″ ) влажность пара после турбины достигла бы 23%.

В отличие от идеального цикла в реальном цикле Ренкина имеют место потери теплоты. В реальном рабочем процессе в турбине вследствие этого используется не весь располагаемый перепад энтальпии Нa, а лишь часть его Нi, называемая действительным перепадом энтальпии. Соответственно и внутренняя работа 1 кг пара wi = Нi меньше располагаемой wa. Отношение использованного перепада энтальпии Нi к располагаемому На (или внутренней работы 1 кг пара в турбине wi к располагаемой работе wa) характеризует совершенство проточной части турбины (или ее отдельных цилиндров) и паровпускных устройств. Его называют внутренним относительным КПД турбины (цилиндра) ηoi .

Рассмотрим потери теплоты в турбине. При входе в турбину теплота теряется за счет дросселирования пара в регулирующих органах. Этот процесс (АВ на рис. 3.8) происходит при постоянной энтальпии, но увеличивает энтропию и уменьшает располагаемый адиабатический перепад энтальпии до Н′ a. Соответственно коэффициент дросселирования

(3.10)

41