Термодинамические процессы в цикле Ренкина в ПТУ

1. Какие термодинамические процессы происходят в цикле Ренкина в ПТУ.
Паротурбинная установка (ПТУ) состоит из турбоагрегата (собственно
турбины) и вспомогательных систем (конденсатора; регенеративной установки;
деаэратора; питательной установки; системы циркуляционного и технического
водоснабжения и ряда других). Назначение и работа систем ПТУ рассматривается в гл.3
настоящего конспекта лекций.
Турбоагрегат (турбина) - тепловой двигатель, преобразующий тепловую
энергию рабочего тела в механическую энергию вращения ротора. В ПТУ основным
элементом (ядром установки) является паровая турбина, т.е. турбина, использующая в
качестве рабочего тела водяной пар.
ПТУ может быть включена как в схему ТЭС (т.е. пар генерируется за счет тепла,
выделяющегося при сгорании органического топлива), так и в схему АЭС, где пар
генерируется за счет энергии, выделяющейся при ядерном распаде. В дальнейшем в
основном рассматриваются ПТУ ТЭС, так как ПТУ АЭС более подробно изучаются в
курсе "Тепловые и атомные электростанции".
На рисунке 1.1 приведена схема простейшей паротурбинной установки,
включенной в схему тепловой электростанции. Котельная установка (I) включает в себя
водяной экономайзер (ВЭ), парообразующие поверхности котла (ПГ),
пароперегреватель (ПП); паротурбинная установка (II) паровую турбину (Т),
конденсатор (К), циркуляционный насос (ЦН), питательный насос (ПН).
Пар из котельной установки поступает в турбину, где его тепловая энергия в
процессе расширения преобразуется в механическую энергию. Паровая турбина
является приводом электрического генератора (ЭГ), который преобразует
механическую энергию вращения ротора турбины в электрическую энергию.
Отработавший в турбине пар поступает в конденсатор, охлаждаемый водой, которая
подается циркуляционным насосом, где конденсируется, а образующийся конденсат
питательным насосом подается в котельную установку. ПТУ реализует тепловой цикл
Ренкина, изображенный в координатах "Т-S" на рис.1.2. Рассмотрим основные
процессы, характеризующие этот цикл. Необходимо отметить, что приведенный на
рис.1.2 цикл является теоретическим (идеальным), т.е. не учитывает потери в основных
элементах ПТУ, а также гидравлические сопротивления, связывающих их
трубопроводов.
Процесс а-b - адиабатическое (изоэнтропийное) сжатие питательной воды
питательным насосом.
Процесс b-с - нагрев питательной воды в водяном экономайзере до температуры
кипения, соответствующей давлению воды в точке b (процесс изобарный).
Процесс с-d - испарение питательной воды в парообразующих поверхностях
(ПГ) котельной установки (процесс изобарно-изотермический).
Процесс d-e - перегрев пара в пароперегревателе котельной установки (процесс
изобарный).
Процесс е-f - адиабатическое (изоэнтропийное) расширение пара в турбине.
Процесс f-a - конденсация в конденсаторе отработавшего в турбине пара (процесс
изобарно-изотермический).
Характерные точки рассматриваемого теплового цикла нанесены на рис.1.1 схемы
простейшей ПТУ.
Процесс b-c-d-е сопровождается подводом теплоты ( q1 ) в котельной установке
от продуктов сгорания топлива. Для совершения работы в соответствии со вторым
законом термодинамики необходимо отнять теплоту от рабочего тела ( q2 ), что
осуществляется следующим образом: теплота, выделяющаяся при конденсации пара,
передается циркуляционной воде и безвозвратно теряется.
Рис.1.1. Принципиальная схема простейшей ПТУ:
Т - паровая турбина; ЭГ - электрический генератор; К - конденсатор;
ЦН - циркуляционный насос; ПН - питательный насос; ВЭ - водяной экономайзер;
ПГ - парогенератор; ПП - пароперегреватель.
I - котельная установка;
II - паротурбинная установка
Рис.1.2. Теоретический тепловой цикл ПТУ в координатах T-S
2.
Основные способы совершенствования цикла ПТУ
2.1 Повышение начальных параметров пара
2.1.1 Повышение начальной температуры ( t0 )пара
Сравним изображенные на рис.2.1 идеальные циклы, отличающиеся только
начальной температурой пара, при одинаковых значениях начального и конечного
давлений (т.е. P0  idem, Pк  idem ). Цикл "a-b-c-d-e-a" имеет начальную
температуру пара - Т 0 , а цикл "a-b-c-d1-e1-a" имеет начальную температуру пара -
Т 01 , причем Т 01 > Т 0 . Цикл "a-b-c-d1-e1-a" получен присоединением к основному
циклу "a-b-c-d-e-a" дополнительного цикла "e-d-d1-e1-e", имеющего более высокую
среднеинтегральную температуру подвода теплоты (процесс "d-d1") по сравнению с
основным циклом, т.е. среднеинтегральная температура подвода теплоты основного
 среднеинтегральной температуры цикла "a-b-c-d1-e1-a". Поскольку
цикла Т1э  Т1э
Т к рассматриваемых циклов одинакова (так как Pк  idem ), то в соответствии с
формулой (6) термический КПД цикла "a-b-c-d1-e1-a" выше термического КПД цикла
"a-b-c-d-e-a".
Рис.2.1. Идеальные циклы ПТУ с различной начальной температурой пара
Таким образом, можно сделать следующий вывод: повышение начальной
температуры пара приводит к увеличению термического КПД цикла ( t0  t  ).
Кроме того, смещение процесса расширения пара в турбине вправо (процессы " d-e" и
"d-e1" ), приводит к уменьшению влажности пара, работающего в последних ступенях
турбины, что благоприятно отражается на экономичности (увеличение 0i последних
ступеней) и надежности работы турбоагрегата.
Повышение начальной температуры пара при неизменном значении его
начального давления приводит к увеличению удельного объема пара, а значит и
объемного расхода, что, в свою очередь, обусловливает большие высоты лопаток
первых ступеней турбины, а значит и их больший относительный внутренний КПД.
Вышеизложенное позволяет утверждать, что увеличение начальной температуры пара
перед турбиной с термодинамической точки зрения всегда оправдано и эффективно, так
как увеличивается не только термический КПД цикла, но и его абсолютный внутренний
КПД - i . Практические трудности, которые возникают при увеличении начальной
температуры пара, связаны с тем обстоятельством, что применяемые в современном
энергомашиностроении стали теряют прочность при высоких температурах. Для того
чтобы обеспечить надежную работу в течение длительного времени по мере увеличения
температур, приходится от простой углеродистой стали переходить к жаростойким
сталям, в особенности для поверхностей нагрева пароперегревателя, паропроводов
свежего пара и деталей головной части турбины, что приводит к заметному повышению
стоимости всей электростанции. С учетом этого обстоятельства современные ПТУ
проектируются на работу с начальной температурой пара, не превышающей 540-565 оС.
2.1.2. Повышение начального давления пара
На рис.2.2 представлены циклы "a-b-c-d-e-a" и "a-b1-c1-d1-e1-a" отличающиеся
только начальным давлением пара ( t0  idem, Pк  idem ), причем P01  P0 . При
повышении начального давления увеличивается температура при которой происходит
испарение воды в парообразующих поверхностях котла ( Ts1  Ts ). На испарение воды
затрачивается большее количество теплоты, чем на перегрев пара, поэтому повышение
начального давления пара приводит к росту среднеинтегральной температуры подвода
теплоты ( T1э  T1э ), что обуславливает при неизменной Т к рост, в соответствии с (6),
термического КПД цикла Р0  t  . Необходимо отметить, что по мере увеличения
P0 прирост термического КПД снижается и при определенных значениях начального
давления может иметь место отрицательный эффект с точки зрения термодинамической
эффективности цикла (в отличие от повышения начальной температуры, которое, как
отмечалось выше, всегда эффективно).
Рис.2.2. Идеальные циклы ПТУ с различным начальным давлением пара
При выборе величины начального давления свежего пара необходимо учитывать
ряд факторов негативно влияющих на работу ПТУ при повышении P0 :
- процесс расширения пара в турбине ("d1-e1") сдвигается влево, это приводит к
работе последних ступеней турбины в области более влажного пара, что
обуславливает снижение oi этих ступеней и надежности работы турбоагрегата в
целом;
- уменьшается удельный объем пара, а значит и его объемный расход, что
приводит к уменьшению высот лопаток первых ступеней турбины и связанному с этим
снижению их относительного внутреннего КПД;
- увеличивается металлоемкость трубопроводов и отдельных элементов
турбины, что приводит к удорожанию ПТУ;
- увеличиваются, по условиям прочности, толщины стенок отдельных
элементов турбины (корпус, клапанные коробки и др.), что приводит к возникновению
значительных термических напряжений в этих деталях в пусковых режимах и, как
следствие, к ухудшению маневренности турбоагрегата.
2.1.3. Сопряженные начальные параметры пара
Процесс расширения пара в турбине изображенный на рис.2.3 характеризуется
следующими параметрами:
- конечная степень сухости пара xк  0 ,87 ;
- конечное давление пара рк  4 кПа;
- относительный внутренний КПД турбины oi =0,85.
Рис.2.3. Процесс расширения пара в турбине с сопряженными
начальными параметрами
Данные параметры выбраны из следующих соображений:
- конечная степень сухости пара 0,87 (соответствующая влажность - 13%) предельно допустимая по условиям надежности работы турбины, вследствие
эрозийного износа лопаток последних ступеней;
- рк  4 кПа и oi =0,85 - усредненные значения соответственно конечного
давления и относительного внутреннего КПД турбины, характерные для реальных ПТУ.
Парные значения начальных давлений и температур ( P01 и t01 , P02 и t02 , и т.д.)
соответствующие рассматриваемому процессу расширения пара в турбине называются
сопряженными начальными параметрами пара. Конкретные значения сопряженных
параметров приведены в табл.2.1.
Таблица 2.1
Значения сопряженных начальных параметров пара
Р0 ,
МПа
t0 ,
о
С
20
18
14
12
9
7
5
600
570
540
515
480
450
410
Анализируя приведенные в табл.2.1 значения сопряженных параметров, можно
сделать следующий вывод: использование высоких начальных давлений пара Р0
возможно, по условиям надежности работы турбины, только в сочетании с высокими
начальными температурами. Учитывая что в современных ПТУ, как отмечалось выше,
температура свежего пара не превышает 540-565 оС, то соответствующие давления
свежего пара не должны превышать значения 14-18 МПа. Таким образом, более
высокие начальные давления пара (в частности сверхкритические) не могут
применяться без использования дополнительного технического решения, которым
является промежуточный перегрев пара (промперегрев).
2.2. Промежуточный перегрев пара
На ТЭС, сжигающих органическое топливо применяется газовый
промежуточный перегрев пара. Схема установки с промежуточным перегревом пара
показана на рис.2.4. Пар после расширения от давления Р0 до давления Р1 в части
высокого давления (ЧВД) турбины направляется в промежуточный пароперегреватель,
где к нему дополнительно подводится теплота и температура его повышается от t1 до
t пп (промежуточный пароперегреватель расположен в котле, где пар воспринимает
тепло от продуктов сгорания топлива), близкой к начальной, т.е. tпп  t0 ; далее пар
снова возвращается в часть низкого давления (ЧНД) турбины, где расширяется до
давления в конденсаторе Рк . Цикл с промперегревом в координатах "T-S"
представлен на рис.2.5 (процесс de1 - изоэнтропийное расширение пара в ЧВД;
процесс e1 f - изобарный процесс подвода теплоты к пару в ППП; процесс fg изоэнтропийное расширение пара в ЧНД). Этот цикл можно рассматривать как
сочетание основного цикла "a-b-c-d-e-a" и дополнительного"e-e1-f-g-e".
Рис.2.4. Принципиальная схема ПТУ с промежуточным перегревом пара:
ПГ - парогенератор; ПП - пароперегреватель;
ППП - промежуточный пароперегреватель;
ЧВД, ЧНД - части высокого и низкого давления турбины,
соответственно;
ЭГ - электрический генератор; К - конденсатор;
ЦН - циркуляционный насос; ПН- питательный насос
Рис.2.5. Тепловой цикл ПТУ с промежуточным перегревом
пара в "T-S" координатах.
2.3. Снижение конечного давления пара
Отработавший в турбине пар направляется в конденсатор и конденсируется в
нем при соприкосновении с холодными трубками, внутри которых прокачивается
охлаждающая вода. Процесс конденсации, как отмечалось выше, изобарноизотермический, т.е. величина Pк определяет Т к , и наоборот.
На рис.2.7 изображены тепловые циклы "a-b-c-d-e-a" и "a1-b-c-d-e1-a1",
отличающиеся величиной Pк ( P0  idem, t0  idem ), причем давление Pк в цикле
"a1-b-c-d-e1-a1" ниже соответствующего давления в цикле "a-b-c-d-e-a", а значит,
Т к1  Т к . Таким образом, снижение конечного давления приводит к уменьшению
среднеинтегральной температуры отвода теплоты в цикле (при этом также имеет место
незначительное снижение среднеинтегральной температуры подвода тепла Т 1э ,
которым можно пренебречь), а значит, согласно формуле (6), повышается термический
КПД цикла. Пока ограничимся констатацией этого факта (т.е. Pк   t  ), а
основные факторы, влияющие на величину Pк , будут рассмотрены ниже при изучении
конденсационной установки.
Рис.2.7. Сравнение идеальных тепловых циклов с различными
конечными давлениями в "T-S" координатах
2.4. Регенеративный подогрев питательной воды
Регенеративный подогрев питательной воды наиболее эффективный способ
повышения экономичности ПТУ (экономичность цикла ПТУ за счет регенеративного
подогрева питательной воды повышается на 10-12 %). Такой значительный прирост
экономической эффективности оправдывает существенные затраты на систему
регенеративного подогрева питательной воды и усложнение схемы ПТУ.
Регенеративным процессом называется использование теплоты пара, отбираемого из
турбины для подогрева воды, идущей на питание котлов. На рис.2.8 изображена схема
ПТУ с одноступенчатым регенеративным подогревом питательной воды. Часть пара с
теплосодержанием h1 в количестве G1 , совершившая в турбине определенную работу
при расширении от начального давления P0 до давления P1 , отбирается и направляется
в регенеративный подогреватель П , где передает теплоту, выделяемую при его
конденсации питательной воде. Таким образом, питательной воде передается теплота,
которая при отсутствии регенеративного подогрева, отдавалось бы охлаждающей воде
конденсатора и безвозвратно терялась.
Рис.2.8. Схема ПТУ с одноступенчатым регенеративным подогревом
питательной воды:
ПГ - парогенератор; ПП - пароперегреватель; Т - паровая турбина;
ЭГ - электрический генератор; К - конденсатор; КН - конденсатный
насос; ПН - питательный насос; П - регенеративный подогреватель
2.5. Комбинированная выработка электрической и тепловой энергии
Наряду с потребителями электрической энергии имеются также и потребители
тепла. К основным потребителям тепловой энергии относятся:
- промышленные предприятия (потребляющие тепло в основном в виде пара
определенных параметров для технологических целей);
- бытовой сектор (потребляющий тепло для нужд отопления и горячего
водоснабжения).
Графики потребления тепловой энергии указанными потребителями различны.
Так, потребление тепловой энергии промышленными предприятиями характеризуется
равномерным годовым и неравномерным суточным графиком; в бытовом секторе
наоборот: годовой график - неравномерный, суточный - равномерный. Обеспечить
потребителей электрической и тепловой энергией можно за счет:
1) раздельной выработки;
2) комбинированной выработки.
В первом случае электроэнергия вырабатывается генератором, приводимым
конденсационной турбиной, а теплопотребление обеспечивается самостоятельной
котельной. Альтернативой этому решению является выработка электрической и
тепловой энергии комбинированной установкой. Установка состоит из турбины с
противодавлением (типа "Р"), отработавший пар которой подается тепловому
потребителю, и конденсационной турбины (типа "К"). Наличие в схеме
комбинированной установки помимо турбины с противодавлением турбины
конденсационного типа обусловлено тем, что потребность в электроэнергии больше,
чем могут обеспечить турбины с противодавлением, мощность которых определяется
тепловой нагрузкой потребителя. Принципиальные схемы выработки электроэнергии
и теплоты представлены на рис.2.12.
а
б
Рис.2.12. Принципиальные схемы выработки электрической и тепловой энергии :
а - раздельная установка: б - комбинированная установка;
"К" - конденсационная турбина; "Р" - турбина с противодавлением;
ТП - тепловой потребитель
Основные выводы:
- комбинированная выработка электрической и тепловой энергии экономически
эффективней раздельной выработки (так как i  1, а значит, Q  0 );
- величина экономии топлива при комбинированной выработке электрической и
тепловой энергии прежде всего определяется величиной удельной выработки
электроэнергии на тепловом потреблении ( Э ): чем больше Э , тем больше экономия;
- на величину экономии также оказывает влияние величина абсолютного
внутреннего КПД конденсационной турбины: чем меньше i , тем больше экономия.
Сопоставим в "Т-S" координатах тепловые циклы ПТУ с конденсационной и
противодавленческой турбинами (рис.2.13). Поскольку для потребителей теплоты
необходим пар повышенных параметров, давление отработавшего пара в турбине с
противодавлением обычно превышает атмосферное (часто значительно) и процесс
отвода теплоты происходит на более высоком температурном уровне, чем в
конденсационной турбоустановке ( Т 2  Т к ). Поэтому работа пара в турбине с
противодавлением меньше, чем в конденсационной турбине, как это легко заметить,
сопоставляя площади фигур "a1-b-c-d-e1-f-a1" и "a-b-c-d-e-a", эквивалентные теплу,
которое может быть превращено в работу в обеих установках. Однако в
конденсационной установке теплота отработавшего пара, эквивалентная площади "1-ae-2-1", передается охлаждающей воде конденсатора и безвозвратно теряется (ввиду
низкого потенциала тепло отводимое с охлаждающей водой конденсатора не может
быть полезно использовано), в то время как в установке с противодавленческой
турбиной тепло отработавшего пара, эквивалентное площади фигуры "11-a1-f-e1-2-11",
может быть в значительной степени полезно использовано тепловым потребителем.
Необходимо отметить, что в турбоустановках с противодавленческими турбинами
полезно используются также внутренние тепловые потери в проточной части турбины,
так как выделяющееся вследствие этих потерь тепло передается не охлаждающей воде,
а тепловому потребителю. Поэтому оценка совершенства работы ПТУ с
противодавленческими турбинами по абсолютному внутреннему КПД теряет смысл, и
единственным показателем тепловой экономичности турбоустановки данного типа
является упомянутый выше коэффициент Э , т.е. удельная выработка электрической
энергии на тепловом потреблении: при этом удельная выработка электроэнергии на
тепловом потреблении зависит от использованного
теплоперепада
противодавленческой турбины и тем больше, чем меньше давление отработавшего
пара Рп и больше ее относительный внутренний КПД.
В настоящее время на электростанциях применяются ПТУ двух типов:
- конденсационного, предназначенного для производства исключительно
электрической энергии;
- теплофикационного, предназначенного для производства как
электрической, так и тепловой энергии
Рис.2.13. Сравнение идеальных тепловых циклов ПТУ с конденсационной турбиной
и турбиной с противодавлением в координатах "T-S"