Article

3.4. Реальные процессы в паротурбинной установке и показатели 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:

Ha = ho — hка                                       (3.3)

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

Wa = Нa                                       (3.4)

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

Нна — hк.на — h′ к = wна ,                                       (3.5)

где wна — удельная внутренняя работа насоса.

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:

qo = ho — hк.на                                       (3.6)

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)

В проточной части турбины имеют место потери, в результате которых процесс расширения отличается от адиабатического (изоэнтропийного). Процесс расширения происходит по политропе с ростом энтропии. Конечная энтальпия после турбины будет при этом характеризоваться точкой С, а с учетом потерь в выходном патрубке турбины — точкой С′ , Соответственно

                                     (3.11)

Для характеристики собственно проточной части турбины используют соотношение

                                     (3.12)

Некоторая часть пара отбирается при давлении р<рo с подачей на уплотнения вала турбины и штоков клапанов и последующим возвратом в промежуточное ступени турбины. В результате внутренняя работа 1 кг пара, подведенного к турбине, уменьшится на Δwпр и составит

                                     (3.13)

где ξпр = (0,5 ÷ 1,0) 10-2 — коэффициент потерь с протечками.

Величина w′ i является фактической работой, совершенной 1 кг пара в турбине. Этой работе соответствует внутренний абсолютный КПД турбины

                                 (3.14)

Удельная работа на муфте турбины we меньше w′ i на значение механических потерь, а удельная энергия, снимаемая с выводов генератора w′ э меньше, чем we на потери в генераторе, то есть

                                     (3.15)

где ηмех = 0,96 ÷ 0,98 — механический КПД; ηг — КПД генератора, равный при воздушном охлаждении 0,97 — 0,98, при водородном 0,98-0,99.

С учетом потерь с протечками, механических и в генераторе определяют относительный эффективный КПД турбо-установки:

                                     (3.16)

абсолютный эффективный КПД турбоустановки:

             (3.17)

относительный электрический КПД турбоустановки:

                                     (3.18)

абсолютный электрический КПД-брутто турбоустановки:

                (3.19)

Для определения абсолютного КПД-нетто турбоустановки должен быть прежде всего определен расход энергии на привод питательного насоса. Остальные насосы турбоустановки (конденсатные, дренажные и др.) имеют небольшую мощность, и их относят условно к общестанционным механизмам.

Если расход электроэнергии на привод питательного насоса составляет wэ.н, то удельная выработка электроэнергии нетто

                                     (3.20)

и электрический КПД-нетто турбоустановки

                         (3.21)

Приведенные выше соотношения отвечают простому циклу Ренкина. Они могут быть распространены и на сложные циклы — с регенерацией и промежуточными сепарацией и перегревом пара. В этом случае удельная располагаемая теплота турбины

                         (3.22)

где αп.п — доля пара, прошедшего промежуточный перегрев; Δhп.п — приращение энтальпии пара в промежуточном пароперегревателе; qп.в — теплота, подведенная к питательной воде в регенеративной системе.

Влияние регенеративного подогрева на тепловую экономичность турбинной установки рассматривается в следующей главе.

Для сложных циклов расход пара по отсекам турбины изменяется. При этом удельную внутреннюю работу всей турбинной установки определяют как сумму работ по отдельным частям турбины, что находит свое отражение в методике расчета тепловой схемы турбинной установки.

Для того, чтобы перейти от КПД турбинной установки к КПД всей АЭС, нужно учесть также потери теплоты в реакторном контуре и в трубопроводах. Для двухконтурных АЭС существуют еще потери теплоты в парогенераторе, а потери теплоты в трубопроводах должны учитываться раздельно для I и II контуров. Эти потери теплоты учитываются через КПД реакторного контура ηp, парогенератора rjn r, трубопроводов одноконтурной станции ηтр, трубопроводов I и II контуров двухконтурной АЭС η

тр

, η

IIк
тр

. Тогда КПД-брутто для одноконтурной АЭС

                                     (3.23)

для двухконтурной АЭС

                                     (3.24)

Потери теплоты в трубопроводах, парогенераторах и реакторных контурах невелики. Так, ηтр = 0,985÷0,988. Еще более высокими являются значения ηp и ηп.г . КПД-нетто станции для одноконтурной АЭС

                                     (3.25)

для двухконтурной АЭС

                                     (3.26)

Кроме КПД для характеристики тепловой экономичности используют также величину удельного расхода теплоты. Для турбинной установки

                                    (3.27)

а для станции в целом удельные расходы теплоты АЭС по выработке и отпуску электроэнгергии брутто и нетто составят

            (3.28)

Для определения количества теплоты (кДж), необходимого для выработки 1 кВт · ч электроэнергии, значения qэ и qАЭС (или qЛЭСнт) следует умножить на 3600.

Рис. 3.9. Реальный процесс в паротурбинной установке на насыщенном парс в <em>h, s</em>-диаграмме с промежуточными сепарацией и перегревом
Рис. 3.9. Реальный процесс в паротурбинной установке на насыщенном парс в h, s-диаграмме с промежуточными сепарацией и перегревом

Процесс в h, s-диаграмме на рис. 3.8 представлен для повышенного конечного давления пара. При этом нет необходимости применения в паротурбинной установке промежуточных сепарации и пароперегрева. Но такие условия не характерны для современных паровых турбин. Необходимо более глубокое расширение пара для увеличения располагаемого теплоперепада и термического КПД. Поэтому, как было обосновано в § 3.3, необходимо применение для современных АЭС с водным теплоносителем промежуточных сепарации и пароперегрева, осуществляемых между цилиндрами среднего и низкого давления турбины. Соответствующий идеальный процесс в T, s-диаграмме представлены на рис. 3.4, а реальный процесс в h, s-диаграмме — на рис. 3.9. показывает, что сепарация и промежуточный перегрев пара после цилиндра среднего давления позволяют более чем вдвое увеличить располагаемый адиабатный теплоперепад. Соответственно уменьшается расход пара на турбину, что облегчает ее конструирование для большой мощности.