Выбор номинальных параметров теплоносителя и рабочего тела

В результате обстоятельных технико-экономических исследований этого вопроса в настоящее время принято считать, что давление пара в одноконтурной установке нецелесообразно принимать выше 6,5...7 МПа.

Обычно кипящий реактор генерирует сухой насыщенный пар (если не предусмотрен внутриядерный перегрев), поэтому давление пара однозначно определяет и его температуру. По принятым параметрам пара в диаграмме i-s можно нанести положение точки Аяр (соответствует точке Апг двухконтурной ЯЭУ). Построение всех последующих точек рабочего тела выполняется аналогично тому, как это рекомендуется для двухконтурных ЯЭУ.

В качестве примера приведем параметры свежего пара для ЯР РБМК_1000: давление пара 6,9 МПа; температура пара 280,4оС.

теплоноситель ядерный энергетический реактор

8. Выбор давления в главном конденсаторе ргк

Давление пара в главном конденсаторе ргк определяет нижнее давление в цикле теплового двигателя, т.е. давление конца процесса расширения рабочего тела. С точки зрения экономичности цикла это давление целесообразно принимать возможно меньшим. Причем, даже относительно небольшое уменьшение давления оказывает весьма существенное влияние на КПД цикла. Так, например, снижение давления в конденсаторе с 0,004 до 0,003 МПа увеличивает КПД установки примерно на 2%, а увеличение давления с 0,004 до 0,005 МПа снижает экономичность более чем на 1%. В то же время величина давления в главном конденсаторе существенно влияет на параметры всей низкопотенциальной (с точки зрения энергетического уровня) части ЯЭУ: ЦНД, главный конденсатор, система технического водоснабжения. Ее стоимость составляет существенную часть полной стоимости АЭС (до 20...25%), поэтому к выбору давления в главном конденсаторе подходят взвешенно, на основе тщательно выполненного технико-экономического анализа.

Так как конденсирующейся в ГК пар находится на линии насыщения, то его давление однозначно определяется температурой корнденсации. Поэтому для получения низкого давления ргк необходимо обеспечить низкую температуру конденсации.

Зная сложное влияние величины ргк на целый ряд показателей ЯЭУ (экономичность, надежность, массогабаритные показатели, энергозатраты, стоимостные показатели реализации принятогоо значения ргк), ее следует принимать с учетом всех особенностей ЯЭУ. Рассмотрим качественное влияние различных факторов на величину принимаемого в расчет ргк.

Величина принимаемого в расчет давления ргк влияет на основные показатели ЯЭУ следующим образом:

а) снижение ргк ведет к увеличению термического КПД цикла. Правда, при весьма значительном снижении ргк можно достичь критического истечения пара из каналов проточной части турбины, в результате чего дальнейшее снижение давление в главном конденсаторе не приведет к росту мощности турбины и КПД установки. Кстати заметим, что в этом случае температура конденсата продолжает снижаться, в результате чего при неизменной мощности турбины КПД установки также снижается.Но это явление может наступить при столь низких значениях давления (примерно 0,002 МПа и ниже), которые в практике турбостроения не рассматриваются;

б) снижение ргк ведет к росту влажности пара на последних ступенях турбины, что наряду с увеличением эрозии рабочих лопаток турбины приводит к снижению внутреннего КПД турбины и может существенно обесценить увеличение КПД цикла. Для предотвращения отрицательного влияния этого фактора в установке предусматривают промежуточную сепарацию и промежуточный перегрев пара, параметры которых будут рассмотрены ниже;

в) пар в главном конденсаторе находится на линии насыщения (влажный пар - смесь воды и пара на линии насыщения), поэтому снижение давления ргк связано с однозначным снижением температуры конденсации tгк. При фиксированном значении температуры охлаждающей воды снижение температуры конденсации приводит к снижению температурного напора теплопередачи в конденсаторе и может быть компенсировано только соответствующим увеличением поверхности теплопередачи Fгк. Это положение хорошо иллюстрируется уравнением теплопередачи любого теплообменного аппарата, в том числе и главного конденсатора:

Qгк = kгк Fгк tгк (12)

Увеличение поверхности теплопередачи Fгк однозначно ведет к увеличению его массогабаритных показателей. Кроме того, снижение ргк ведет к росту удельного объема пара и, следовательно, к росту его объемного расхода, что требует увеличения длины лопаток на последних ступенях турбины. Как следствие этого, растут массогабаритные показатели турбины. Рост объемного расхода пара ведет к увеличению скорости потока пара и, следовательно, к усилению эрозионных процессов на последних ступенях турбины. В связи с этим устанавливаются более жесткие нормы влажности на последних ступенях ЦНД, особенно для быстроходных турбин;

г) как уже отмечалось, снижение давления в главном конденсаторе сопровождается снижением температуры конденсации и, следовательно, снижением температурного напора теплопередачи в конденсаторе ?tгк. Но так как охлаждающая вода в главном конденсаторе нагревается, то средний температурный напор может снизиться до недопустимого уровня (см. рисунок 8), а величина поверхности теплопередачи может увеличиться до неприемлемых значений.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 8 - Изменение температурного режима по длине главного конденсатора

Для поддержания среднего температурного напора теплопередачи в приемлемых пределах можно увеличить расход охлаждающей воды (т.е. увеличить кратность циркуляции m - расход воды, отнесенный к расходу конденсирующегося пара, m = Gв/Gп). Благодаря этому можно уменьшить степень нагрева охлаждающей воды и таким образом увеличить средний температурный напор теплопередачи. Однако, увеличение расхода охлаждающей воды требует значительного роста мощности циркуляционных насосов, что приводит к увеличению затрат электроэнергии на собственные нужды и, следовательно, к снижению КПД ЯЭУ нетто. Это особенно актуально для установок, где охлаждающая вода прокачивается через градирни или брызгальные установки (оборотная система водоснабжения). Из-за двухкратной прокачки охлаждающей воды в пределах одного цикла ее использования значительно увеличиваются затраты электроэнергии на обеспечение энергоустановки охлаждающей водой (примерно в 2 раза). Если же принята прямоточная схема трассы охлаждающей воды (через пруд, реку или море), то затраты электроэнергии уменьшаются. Заметим, что для АЭС, возможная авария которой может привести к радиоактивному загрязнению источника технической воды, поэтому прямоточная система охлаждения (река, озеро, море) крайне нежелательна. Hежелательна также и оборотная система технического водоснабжения с прудом-охладителем, так как возможное его радиоактивное загрязнение также ставит весьма трудоемкую задачу по его дезактивации;

д) одним из эффективных направлений снижения затрат на функционирование низкопотенциальной части ПТУ является последовательное включение конденсаторов по охлаждающей воде. При правильно подобранном соотношении параметров установки это может привести либо к увеличению КПД ПТУ на 0,2...0,4%, либо к уменьшению массогабаритных показателей теплообменного оборудования на 8...10%.

Положительный эффект от последовательного включения секций главного конденсатора обусловлен тем, что в первой по потоку охлаждающей воды секции обеспечивается несколько более глубокий вакуум, так как она работает при более низкой температуре охлаждающей воды.

В нашем же случае для упрощения рассмотрения вопроса при последовательном включении секций главного конденсатора по охлаждающей воде в расчет будем принимать среднее значение давления в главном конденсаторе, условно считая, что эти секции конденсатора по полости конденсации пара объединены в общую конструкцию. На результатах расчета это допущение существенно не скажется.

Заметим, что для турбин АЭС, которые работают на насыщенном паре, характерен повышенный расход пара на главный конденсатор. Поэтому для таких ПТУ давление в главном конденсаторе принимается не ниже 0,004 МПа, а для мощных турбин, для которых расход пара на конденсатор больше, может оказаться целесообразным давление 0,0045 МПа и выше.

С учетом взаимосвязи рассмотренных факторов выбор давления в главном конденсаторе следует сопровождать одновременным выбором параметров, непосредственно влияющих на его величину или зависящих от него - тип принятой системы технического водоснабжения, температура охлаждающей воды, зависящая от климатических условий района расположения АЭС, кратность циркуляции в главном конденсаторе и зависящая от него степень нагрева охлаждающей воды. Технико-экономические исследования влияния различных факторов показывают, что давление в главном конденсаторе ргк определяется главным образом стоимостью системы технического водоснабжения.

Комплексные технико-экономические исследования по рассмотренным проблемам для ПТУ мощностью 500...1000 МВт приводят к следующим общим рекомендациям:

а) оптимальная кратность циркуляции находится в диапазоне 40...80 (до 90), чему соответствует нагрев охлаждающей воды порядка..12оС. Дальнейшее увеличение кратности циркуляции нецелесообразно, так как при этом уменьшение давления в конденсаторе будет весьма незначительным;

б) минимальный температурный напор теплопередачи в главном конденсаторе рекомендуется принимать в диапазоне от 3...5 до..10оС. При этом давление в конденсаторе может быть принято в диапазоне 3,5...5 кПа.

Несколько более конкретизированные рекомендации с учетом района расположения АЭС и типа системы технического водоснабжения сводятся к следующему:

а) для средних умеренных широт, где в качестве водоохлаждения для АЭС используется водохранилище, может быть принята в расчет среднегодовая температура охлаждающей воды 13,5...16,5оС. В этом случае давление в главном конденсаторе может быть принято 4,0...5,5 кПа при кратности циркуляции m = 39...44. Если температура охлаждающей воды 15...22оС (более южное расположение АЭС), то кратность циркуляции может быть принята около 50;

б) для более южных районов, где в качестве водоохладителя для АЭС используются градирни, среднегодовая температура охлаждающей воды может быть принята 21,5...23,5оС. В этом случае среднегодовое давление в главном конденсаторе может быть принято ргк = 5,5...7,5 кПа при кратности циркуляции m = 40...4 Если климатические условия позволяют принять в расчет температуру охлаждающей воды ниже 15...22 оС, то при кратности циркуляции порядка 50 в расчет можно принять ргк = 5,5...6 кПа.

При выборе давления в ГК и других важных параметров низкопотенциальной части АЭС следует ориентироваться на результаты комплексного анализа влияния соотношения этих параметров на конечный показатель экономичности установки - стоимость произведенной электроэнергии. При этом следует иметь ввиду, что снижение стоимости электроэнергии не должно достигаться за счет ухудшения безопасности работы АЭС. Последнее комплексное исследование показывает, что целесообразно идти на некоторое повышение давления в ГК за счет снижения кратности циркуляции даже при несколько сниженной расчетной температуре охлаждающей воды. Так например, сочетание параметров, характеризующих регион расположения Ленинградской АЭС мощностью в 1200 МВт (tох = 18 0С) при несколько сниженном расходе охлаждающей воды (до 150 000 м3/ч) приводит к оптимальным параметрам главного конденсатора: поверхность теплопередачи 97 600 м2 (Lтр=14 м, nтр=80 000), давление в конденсаторе 0,057 кГс/см2 (5,5 кПа).

Заметим, что в практике стационарной атомной энергетики встречаются случаи, когда давление в главном конденсаторе принимают существенно отличающимся от общепринятого. Например, на АЭС "Мюльхайм-Керлих" при значительной мощности турбоагрегата (1295 МВт) за счет существенного увеличения давления в конденсаторе удалось ограничиться четырьмя выхлопами ЦHД (два ЦHД в составе турбоагрегата). Это значительно упрощает конструкцию турбоагрегата и уменьшает его стоимость.

Определенный интерес представляют обобщенные данные по рассматриваемым параметрам, принятым в зарубежной практике стационарного турбостроения (таблица 1).

Таблица 1 - Обобщенные параметры ГК зарубежных АЭС

Обзор систем технического водоснабжения зарубежных АЭС показывает, что с учетом дефицита водных ресурсов в промышленно развитых районах мира все большее распространение получают оборотные системы водоснабжения. Например, в США системы водоснабжения составляют следующие соотношения:

- прямоточная система (река, море) - 31%;

- естественные озера - 8%;

- прудовые системы - 27%;

- системы с градирнями - 34%.

В ФРГ, Англии, Японии АЭС сооружаются в основном с прямоточными системами водоснабжения, но с небольшими удельными площадями поверхности - 7...10 м2/кВт.

В заключение приведем параметры некоторых ЯЭУ отечественных АЭС (см. таблицу 2). Следует иметь в виду, что в силу различных причин (например, проектирование АЭС с учетом унификации оборудования) реальные параметры не всегда находятся в оптимальных диапазонах.

После выбора параметров рабочего тела в главном конденсаторе и параметров охлаждающей воды целесообразно построить диаграмму t-q теплообменивающихся сред, которая наглядно иллюстрирует температурные напоры теплопередачи (см. рисунок 9).

Таблица 2 - Параметры конденсационных установок отечественных АЭС

Значение энтальпии рабочего тела на входе в ГК, равное энтальпии пара на выходе из последней ступени ЦНД, определяется давлением пара в ГК (потерей давления в выхлопном патрубке турбины можно пренебречь) и влажностью пара на выходе из ЦНД. На настоящем этапе расчета, когда еще не определены параметры пара на выходе из турбины, значение ipтвх можно оценить приближенно, приняв сухость пара на выходе из ЦНД по прототипным данным. Тогда ipтвх = х i"+(1-х) i'. Здесь х - сухость пара на выходе из ЦНД (обычно для быстроходных ЦНД х = 0,92…0,93), i" - энтальпия насыщенного пара при давлении в ГК, i' - энтальпия насыщенной воды. Значение энтальпии рабочего тела на выходе из ГК можно принять как энтальпию воды на линии насыщения при давлении в ГК ipтвых = i'. С учетом этого выражение (13) примет вид

tоввых = tоввх + (i - i) x / (m cp) = tоввх + r x / (m cp) (14)

Для получения приемлемой величины поверхности теплопередачи ГК и, следовательно, приемлемых массогабаритных показателей конденсационной установки целесообразно параметры теплообменивающихся сред подобрать так, чтобы температурный напор на "горячем" конце конденсатора tк - tоввых был в пределах 3...10 oС.

В последующем, при расчете массогабаритных показателей конденсационной установки, может быть построена ее уточненная диаграмма t-q.

9. Выбор параметров промежуточной сепарации и промежуточного перегрева пара

Рассматривая циклы ПТУ, мы отмечали, что для повышения КПД цикла целесообразно повысить давление свежего пара и снизить давление в главном конденсаторе до предельно возможных в разумных пределах значений. Для борьбы с неизбежным при этом увеличением влажности пара на последних ступенях турбины предусматривают промежуточную сепарацию и промежуточный перегрев пара. Причем, для ЯЭУ АЭС, работающих на насыщенном паре сравнительно невысоких параметров, можно ограничиться однократной промежуточной сепарацией и промежуточным перегревом, т.е. проточную часть турбины делить на две части (ЦВД и ЦНД) с однократным выводом пара для сепарации и перегрева. Правда, иногда в турбине выделяют три части (ЦВД, ЦСД и ЦНД - см. К-1000-60/1500-1), но это связано с более рациональной компоновкой ее проточной части (различное количество параллельно включенных цилиндров). Однако обычно и в этом случае ограничиваются однократной промежуточной сепарацией и перегревом.

Для ЯЭУ АЭС, работающей на насыщенном паре сравнительно невысоких параметров, практически все разнообразие возможных схем сводится к одному варианту: однократная промежуточная сепарация в выносном сепараторе с последующим паровым перегревом. В качестве греющей среды используется либо часть потока свежего пара, отбираемого от главного паропровода (одноступенчатый перегрев), либо сочетание двух ступеней перегрева (I ступень - перегрев пара за счет тепловой энергии пара, отбираемого от промежуточной ступени ЦВД, II ступень - перегрев пара за счет тепловой энергии пара, отбираемого от главного паропровода). С термодинамической точки зрения двухступенчатый перегрев предпочтительнее. Правда, одноступенчатый перегрев проще конструктивно и схемно, при этом несколько меньше потеря давления перегреваемого пара, меньше капитальные затраты. Если принята двухступенчатая схема перегрева, то, как показывают исследования, целесообразно так подобрать место отбора пара от турбины, чтобы тепловые нагрузки первой и второй ступеней были примерно равны. Практически можно принять в расчет повышения температур перегреваемого пара в обоих ступенях одинаковыми.

При выборе параметров промежуточной сепарации и промежуточного перегрева следует иметь в виду, что ни сепарация пара, ни его перегрев не приводят непосредственно к увеличению экономичности цикла и КПД установки в целом. Эти меры приводят даже к некоторому снижению КПД. Но они открывают возможность для выбора начальных и конечных параметров цикла такими (максимально возможное давление свежего пара и минимально низкое давление пара в конденсаторе), которые обеспечивают более существенное увеличение КПД. В связи с этим при выборе параметров промежуточной сепарации и перегрева может идти речь лишь о минимизации неизбежных при этом потерь тепловой энергии. Кроме того, необходимо учитывать, что устройства, обеспечивающие сепарацию и перегрев, весьма громоздкие, сложные и дорогостоящие. Так, например, для одной из ПТУ мощностью в 1000 МВт установлено 4 СПП (по количеству ЦНД), каждый из которых представляет собою конструкцию высотой 8 м и диаметром 4 м. Материал теплообменной поверхности - дорогостоящая сталь 08Х14МФ, не склонная к коррозии под напряжением в условиях высоких концентраций хлоридов, неизбежных при доосушке пара перед его перегревом. В связи с этим выбор параметров промежуточной сепарации и перегрева необходимо связывать также с минимизацией стоимостных затрат на указанные устройства. Например, исследования показывают, что минимальная стоимость сепаратора при однократной сепарации пара лежит в диапазоне разделительного давления 0,..0,8 МПа.

Основными параметрами, которые определяют экономичность и стоимость ПТУ при наличии внешнего сепаратора и перегревателя, являются:

а) разделительное давление рразд = рzцвд(см. рисунок 6);

б) температура промежуточного перегрева tпп; если принят двухступенчатый перегрев пара, то рассматривают tпп1 и tпп2.

Выбор значения tпп сводится к выбору температурного напора на "горячей" стороне перегревателя tппmin, который в значительной степени определяет величину поверхности теплопередачи (рисунок 10);

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 10 - Диаграмма t-q одноступенчатого пароперегревателя

в) давление греющего пара I ступени перегрева (если принят двухступенчатый перегрев);

г) общая потеря давления в трубопроводах пара, сепараторе, перегревателе (см. рисунок 6):

pобщ = pzцвд - рцнд = pтр1 + pс + pпп + pтр2 (15)

Выбор параметров промежуточной сепарации и промежуточного перегрева - сложная комплексная задача, которая в каждом конкретном случае может быть выполнена на основе детальных технико-экономических исследований. Ниже изложены некоторые общие рекомендации по выбору этих параметров на начальной эскизной стадии проектирования ПТУ. Критерием правильности сочетания выбранных параметров может быть получение предельно допустимых приемлемых значений влажности пара на последних ступенях ЦВД и ЦНД.

От величины разделительного деления рразд непосредственно зависит влажность пара за ЦВД и ЦНД, массогабаритные показатели узла СПП, величина потерь тепла на участке сепарации и перегрева.

Чем выше рразд, тем меньше влажность пара на выходе из ЦВД, но тем больше влажность за ЦНД.

Увеличение давления рразд сложным образом влияет на массогабаритные показатели перегревателя. Увеличение давления ведет к уменьшению количества передаваемого тепла и улучшает коэффициент теплоотдачи от поверхности нагрева к пару, в результате чего увеличивается коэффициент теплопередачи. Оба эти фактора способствуют уменьшению необходимой поверхности теплопередачи и массогабаритных показателей СПП. Правда, при этом несколько снижается температурный напор на входе в перегреватель tппmax (см. рисунок 10), что снижает уменьшение поверхности теплопередачи.

Технико-экономические исследования показывают, что потери тепла в контуре также сложным образом зависят от значения рразд. Существует оптимальное рраздопт, при котором тепловые потери ПТУ минимальны.

В общем случае можно принять, что величина разделительного давления зависит только от давления свежего пара. Рекомендуется достаточно простая эмпирическая линейная зависимость, которая дает оптимальное с точки зрения экономичности установки значение разделительного давления

pраздопт = 0,12 рнач + 0,13, МПа, (16)

где рнач - начальное давление расширения пара в турбине, т.е. давление пара на входе в ЦВД.

Зависимость дает достаточно хорошие результаты при рнач = 4,5...8 МПа и ргк = 3,9 кПа.

Для окончательного решения вопроса необходимо учесть влияние величины разделительного давления не только на экономичность цикла и технико-экономические показатели установки, но и на значения влажности за последними ступенями ЦВД и ЦHД. Принятое здесь значение рразд следует считать как значение первого приближения. После построения процессов расширения пара в турбине в диаграмме i-s эта величина может быть существенно уточнена (о приемлемых значениях влажности см. далее).

Существенное значение имеет величина принятой в расчет температуры перегрева пара tпп. Она заметно влияет на экономичность ЯЭУ: чем выше tпп, тем выше экономичность цикла. Но при фиксированном значении температуры греющей среды принятие большего значения tпп приводит к уменьшению температурного напора теплопередачи, что в свою очередь требует увеличения поверхности теплопередачи. Это увеличивает стоимость СПП. Технико-экономические исследования показывают, что минимальный температурный напор ?tппmin на "горячей" стороне перегревателя (см. рисунок 10) следует принимать в районе 20...25oС.

Важно отметить, что пароперегреватель является паро-паровым теплообменным аппаратом, имеющим низкое значение коэффициента теплоотдачи к перегреваемому пару. Поэтому коэффициент теплопередачи пароперегревателя в целом также низкий. Для ограничения величины поверхности теплопередачи обычно принимают высокий температурный напор. По причинам того же характера в греющей полости пароперегревателя не рекомендуется предусматривать охладитель дренажа. Для ПТУ с турбинами К-220-44, К-500-65/3000 и К-750-65/3000 значение tппmin составляет 13,9; 14,5 и 16,5oС соответственно. Несколько сниженное значение tппmin по сравнению с оптимальным обеспечивает более высокую экономичность ПТУ, но стоимостные показатели этих установок (в том числе конечный показатель - стоимость 1 кВтч электроэнергии) несколько завышены. Для ПТУ с турбинами К_1000_60/3000 и К-1000-60/1500 tппmin = 24,3oС, что соответствует оптимальному значению.

Если пароперегреватель принят двухступенчатым, где его первая ступень обогревается паром, отбираемым из соответствующей ступени ЦВД, то можно рекомендовать повышение температуры перегреваемого пара делить примерно поровну между первой и второй ступенями. При этом значение tппmin каждой ступени целесообразно также принимать в пределах 20…25 оС. Диаграмма t-q такого пароперегревателя показана на рисунке 11.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 11 - Диаграмма t-q двухступенчатого пароперегревателя

Потери давления в паровом тракте между ЦВД и ЦНД р однозначно приводят к потерям энергии, и поэтому должны быть приняты в расчет минимальными. Однако потери давления неизбежны. Их занижение может потребовать неприемлемо больших проходных сечений парового тракта и существенно увеличит стоимостные показатели энергоустановки. В справочной литературе величина р оценивается примерно в 4% от давления среды. Если перегрев двухступенчатый, то эта величина может быть принята несколько большей - 6%. Иногда встречаются и более высокие оценки р = 9...11%.

Приведем сведения по рассматриваемым параметрам для реально выполненных отечественных ЯЭУ АЭС (таблица 3).

Таблица 3 - Параметры узла СПП

Как следует из таблицы 3 параметры промежуточной сепарации и промежуточного перегрева в реальных установках не в полной мере соответствуют оптимальным значениям. Причины этого различны, в том числе и те, что некоторые параметры выбирались в интересах унификации оборудования. Например, для турбин К-220-44 и К_500_65/3000 ЦНД не разрабатывались специально, а были заимствованы из турбин сверхкритических параметров обычных ТЭС. Некоторая потеря экономичности ПТУ позволила решить задачу быстрого ввода в строй АЭС.

И второе важное замечание. Для быстроходных турбоагрегатов принят одноступенчатый перегрев пара. При этом конструктивно СПП более простой, менее дорогостоящий. Однако, проработки более современного и более совершенного быстроходного турбоагрегата в составе установки АЭС - 2006 привела конструкторов к замене одноступенчатого перегрева пара на двухступенчатый, что несколько увеличивает КПД установки.

Для окончательного решения вопроса о правильности принятого сочетания параметров как промежуточной сепарации и промежуточного перегрева пара, так и параметров рабочего тела в цикле в целом следует в диаграмме i-s построить процессы расширения пара в ЦВД и ЦНД и оценить полученные при этом значения влажности пара на последних ступенях турбины. Предельная влажность на последней ступени ЦВД может быть принята несколько больше, чем на последней ступени ЦНД, где удельный объем пара и скорость пара весьма велики. Hа последней ступени ЦВД влажность пара может достигать 14...15% (до 16%), на последней ступени ЦНД она ограничивается величиной 7…8% (до 9...10%). Правда, известны тихоходные турбины, где влажность на последней ступени ЦНД достигает 13%, например, в турбине К_1000_60/1500-2. Это объясняется несколько меньшими окружными скоростями в тихоходной турбине.

Если построение процессов расширения пара не приводит к приемлемым значениям влажности пара на последних ступенях цилиндров турбины, то необходимо внести соответствующую коррекцию в выбранное значение разделительного давления. Здесь уместно заметить, что принятие в разрабатываемой установки двухступенчатого перегрева с целью некоторого увеличения экономичности установки (ее КПД) неизбежно приводит при прочих равных условиях к некоторому увеличению массогабритных показателей СПП. Действительно, принятие двухступенчатого перегрева пара приводит к уменьшению среднего для СПП в целом температурного напора (сравни диаграммы t - q, показанные на рисунках 10 и 611). Поэтому при двухступенчатом перегреве потребуется увеличение поверхности теплопередачи и, следовательно, увеличение массогабаритных показателей СПП. Отсюда увеличение стоимостных показателей - в конечном счете, стоимости киловатт·часа выработанной электроэнергии. Для ограничения этого показателя можно рекомендовать некоторое увеличение в разумных пределах разделительного давления, так как при этом уменьшается тепловая нагрузка на пароперегреватель (см. рисунок 6), что в свою очередь способствует уменьшению поверхности теплопередачи. Правда, при этом следует иметь ввиду, что увеличение разделительного давление увеличивает влажность пра на выходе из ЦНД. Поэтому пользоваться этим способом следует осторожно, особенно если в расчет принята быстроходная турбина.

Для построения процессов расширения пара в проточной части турбины необходимо оценить внутренний КПД проточной части i. Строго говоря, внутренний КПД для каждой ступени турбины - величина индивидуальная. Обычно значение i несколько снижается вдоль проточной части турбины. Однако для оценочных расчетов на эскизной стадии проектирования ЯЭУ в целом в расчет можно принять среднее значение внутреннего КПД отдельно для ЦВД и ЦНД.

Для качественно выполненных проточных частей современных турбин большой мощности при Ne > 100 МВт эффективный КПД турбин может достигать е= 0,83...0,86 при механическом КПД мех = 0,990...0,995.

Можно воспользоваться обобщенными данными КПД современных турбин, приведенными на графике (рисунок 12). Из характера кривых, показанных на рисунке, следует, что при значениях мощности больше 10...15 МВт увеличение мощности турбины не сопровождается ростом ее экономичности.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 12 - Номинальные КПД турбины:

а) - эффективный КПД; б) - механический КПД

Заметим, что существуют различные эмпирические зависимости, по которым также можно оценить значение внутреннего КПД турбины.

Значения внутреннего КПД проточной части турбины и допустимые значения влажности на последней ступени турбины можно также принять, ориентируясь на прототипные данные некоторых турбин отечественных АЭС (таблицы 4 и 5).

Таблица 4 - Параметры ЦВД отечественных ТА

*) ЦВД турбин К-1000-60/1500-1 и К-1000-60/1500-2 унифицированы.

Таблица 5 - Параметры ЦНД отечественных ТА

*) Вместе с ЦСД (4 ст.ЦСД и 5 ст.ЦНД).

10. Выбор параметров пара турбопривода питательного насоса

Если привод питательного насоса паротурбинный, то необходимо определить параметры пара на входе и выходе из турбины с тем, чтобы можно было оценить расход пара на турбину и включить его в материальные и тепловые балансы, которые составляют при расчете параметров рабочего контура.

Питание паром турбопривода питательного насоса (ПH) может быть организовано различным образом. Это может быть подача свежего пара или подача пара из одного из отборов пара. Hа отечественных АЭС, на которых предусмотрены турбоприводы ПH, пар к турбине подается от паропровода после СПП, т.е. к турбоприводу подается перегретый пар. Тогда точка начала расширения пара в турбоприводе Атпн (см. рисунок 6) лежит на изоэнтальпе справа от точки выхода пара из перегревателя Апп. С учетом сравнительно большой протяженности паропровода от перегревателя до турбопривода суммарные гидравлические сопротивления можно оценить р = 8...10%.

Отработавший пар турбопривода ПН может направляться на конденсатор (собственный конденсатор или конденсатор главной турбины). Тогда говорят о турбине конденсационного типа. Организация сброса пара после турбопривода ПН на главный конденсатор позволяет упростить схему компоновки всего узла ТПН и, следовательно, увеличить его безотказность

Возможны схемы, когда турбина работает с противодавлением. Тогда отработавший пар может направляться, например, в одни из регенеративных подогревателей или на некоторую нижерасположенную ступень турбины. Последние варианты заметно усложняют общую схему рабочего контура. Hа отечественных АЭС с турбопитательными насосами применяются конденсационные турбины с автономными конденсационными установками.

Давление пара в конденсаторе турбопривода ПН рктпн можно принять того же порядка, что и в главном конденсаторе ргк. В этом случае конденсат из конденсатосборника турбопривода ПН подается в конденсатосборник главного конденсатора собственным конденсатным насосом. Такая схема, например, принята в ПТУ с главной турбиной К_1000-60/3000 и К-1000-60/1500-2. При этом ргкср = 0,05 кГс/см2, рктпн = 0,054 кГс/см2. Возможно и иное решение. Например, в ПТУ с главной турбиной К-1000-60/1500-1 давление в конденсаторе турбопривода ПН принято несколько большим среднего давления в главном конденсаторе - рктпн = 0,06 кГс/см2, при ргкср = (0,0374 + 0,0383 + + 0,0459)/3 = 0,04 кГс/см2.

В этом случае оказалось возможным осуществить безнасосный слив воды из конденсатора турбопривода ПН в главный конденсатор, что упрощает установку и увеличивает ее надежность.

Потерей давления в выхлопном патрубке турбопривода ПН можно пренебречь.

Для построения процесса расширения пара в турбине необходимо оценить ее внутренний КПД iтпн. В реальной ЯЭУ мощностью 1000 МВт принят турбопривод ТПН К-12-10П, для которого iтпн составляет 0,79. Для получения столь высокой экономичности турбопривода он выполнен с достаточно развитой проточной частью - количество ступеней равно 10 (турбина ОК-12А - конденсационная одноцилиндровая турбина активного типа с полным подводом пара с 10 ступенями давления). С учетом того, что начальная точка расширения пара сдвинута в диаграмме i-s несколько вправо по отношению к точке начала расширения пара в ЦНД главной турбины (см. рисунок 6), можно ожидать, что влажность пара за последней ступенью турбопривода ПН не будет выступать ограничительным фактором. Так, например, в реальной установке К_12_10П сухость пара за последней ступенью составляет около 0,94...0,95.

Список литературы

1. Атомные станции. Аппаратура, приборы, средства системного контроля и управления. Общие технические требования; Технорматив - Москва, 2014. - 12 c.

2. Григорьев В.А. Тепловые и атомные электрические станции; Книга по Требованию - Москва, 2014. - 13 c.

3. Седнин А. В., Карницкий Н. Б., Богданович М. Л. Атомные электрические станции. Курсовое проектирование; Вышэйшая школа - Москва, 2014. - 8 c.

4. Тевлин С. А. Атомные электрические станции с реакторами ВВЭР-1000; МЭИ - Москва, 2014. - 10 c.

5. Ямской Николай Московские бульвары. Начало прогулки. От станции "Любовь" до станции "Разлука"; Центрполиграф - Москва, 2014. - 13 c

6.Маргулова Т. X., Кабанов Л. П., Плютинский В. И., Байбаков В. Д. Атомная энергетика сегодня и завтра. -- М.: Высшая школа, 2009, 166 с.

7. Маргулова Т. X. Некоторые основополагающие концепции проектирования атомных электростанций с водным теплоносителем. -- М.: Труды МЭИ № 660, 2003

8.Atomwirtschaft-Atomtechnik, № 1-12, 1992 и № 1-6, 2003.

9. Воронин Л. М. Особенности проектирования и сооружения АЭС. -- М.: Атомиздат, 2010.

10 Воронин Л. М. Особенности эксплуатации и ремонта АЭС. -- М.: Атомиздат, 2011.

Размещено на Allbest.ru