Регенеративный подогрев питательной воды

Потери теплоты с охлаждающей водой в конденсаторе турбины прямо пропорциональны количеству отработавшего пара, поступающего в конденсатор. Расход пара в конденсаторе можно значительно уменьшить (на 30—40%) путем отбора его для подогрева питательной воды из нескольких ступеней турбины после того, как он произвел работу в предшествующих ступенях.

При большой разнице между температурой испарения воды в котле и температурой конденсату откачиваемого из конденсатора, можно подогревать питательную воду паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины, использовав его теплоту парообразования. Такой подогрев питательной воды называется регенеративным.

Регенеративный цикл по сравнению с обычным циклом имеет более высокую среднюю температуру подвода теплоты при той же самой средней температуре ее отвода и поэтому обладает более высоким термическим КПД.

Повышение экономичности в цикле с регенерацией так же, как и в комбинированном цикле, пропорционально мощности, вырабатываемой на тепловом потреблении, т. е. на базе теплоты, переданной питательной воде в системе регенерации. Это количество теплоты зависит от разности температур питательной воды и конденсата и практически не зависит от числа регенеративных отборов пара. Однако электрическая мощность турбины, вырабатываемая при одном и том же потреблении теплоты на подогрев питательной воды и при одном и том же расходе свежего пара, весьма существенно зависит от числа отборов и распределения нагрева питательной воды в регенеративных подогревателях. При одной и той же температуре питательной воды максимальной мощности соответствует бесконечно большое число отборов, а минимальной — один отбор.

В случае одноступенчатого регенеративного подогрева питательной воды наименьший экономический эффект от регенерации будет при очень высоком или очень низком давлении отбираемого пара, близком к давлению свежего или отработавшего пара, а наибольший — при некотором промежуточном давлении.

Убедиться в этом можно путем следующих рассуждений. Рассмотрим схему турбинной установки с одной ступенью регенеративного подогрева питательной воды (рис. 23). Питательная вода прокачивается насосом через трубную систему подогревателя, обогреваемую снаружи паром, отбираемым из турбины. При этом температура питательной воды на выходе из подогревателя будет несколько ниже температуры насыщения греющего пара. Разность этих температур, называемая недогрееом воды, составляет от 1,5 до 6 °C.

Наряду с поверхностными подогревателями при низком давлении отбираемого пара применяются также смешивающие подогреватели, в которых греющий пар смешивается с питательной водой и недогрев отсутствует.

Здесь питательная вода при прокачке через подогреватель нагревается и энтальпия ее повышается от h'_к до h_пв. Энтальпия же отбираемого из турбины пара, греющего питательную воду, при этом понижается от h_п до.

h'_п. Конденсат греющего пара с энтальпией h'_п возвращается в.

конденсатор. Допустим, что недогрев питательной воды в подогревателе составляет откуда находим долю отбираемого пара:

Относительная мощность, развиваемая этим паром, будет соответственно иметь вид:

Обозначив количество отбираемого пара, выраженное в долях расхода свежего пара, поступающего в турбину, через а, составим уравнение теплового баланса подогревателя:

Эта мощность создается без потерь теплоты в конденсаторе.

Если по оси ординат отложить энтальпии отбираемого пара h_п, а по оси абсцисс — энтальпии его конденсата, то можно получить графическую зависимость 1 между этими величинами. Учитывая недогрев питательной воды и смещая на дh = h'_п — h_пв линию 1 эквидистантно влево, получаем зависимость 2 энтальпии обогревающего пара от энтальпии питательной воды.

Поскольку разность энтальпий отбираемого пара и его конденсата, стоящая в знаменателе формулы, мало зависит от давления отбираемого пара, можно считать, что мощность L_а, развиваемая отборным паром, пропорциональна площади заштрихованного прямоугольника, имеющего стороны h'_п — h'_к — дh и h₀ — h_п .Площадь этого прямоугольника F, а следовательно, и мощность L_а при энтальпии отбираемого пара h_п, равной энтальпии свежего (hр) или отработавшего (h_к) пара, будет равна нулю. Максимальная же мощность L_а в рассматриваемом случае одноступенчатого подогрева питательной воды будет достигнута при некотором промежуточном значении энтальпии отбираемого пара, близком к среднему значению энтальпии свежего и отработавшего пара, когда нагрев питательной воды в подогревателе составит примерно половину нагрева ее от температуры конденсата до температуры насыщения, соответствующей давлению в котле.

Если вместо одноступенчатого применить, например, трехступенчатый регенеративный подогрев питательной воды, то выработка мощности? L_а возрастет до значения, пропорционального площади, ограниченной контуром АаbcdefgА.

При бесконечном же числе регенеративных отборов пара выработка мощности? L_а достигла бы максимально возможного значения, эквивалентного площади фигуры АСВА.

На практике, исходя из технико-экономических расчетов, применяется ограниченное число отборов, обычно не более девяти. При этом точки отбора выбираются с таким расчетом, чтобы в каждом из подогревателей энтальпия питательной воды повышалась приблизительно на одно и то же значение, т. е. чтобы теплопадения между соседними отборами пара были приблизительно одинаковыми. Как видно на рис. 19, при таком выборе точек отбора мощность, вырабатываемая паром регенеративных отборов, а следовательно, и экономическая эффективность регенерации будут максимальными.

Путем регенеративного подогрева температура питательной воды, вообще говоря, могла бы быть повышена до температуры, близкой к температуре насыщения, соответствующей давлению свежего пара. Однако при этом сильно возросли бы потери теплоты с уходящими газами котла. Поэтому в международных нормах типоразмеров паровых турбин рекомендуется выбирать температуру питательной воды на входе в котел равной 0,65— 0,75 температуры насыщения, соответствующей давлению в котле. В России при сверхкритических параметрах пара и начальном давлении его р₀ =.

= 23,5 МПа температура питательной воды принимается равной 265—275 °С.

Коэффициент полезного действия идеального регенеративного цикла (при бесконечном числе отборов) может быть оценен с помощью Т, s-диаграммы (рис. 25), на которой подведенная в котле теплота, равная q^?_1p = h₀ — h_пв, эквивалентна площади фигуры 1аbcd21, а теплота, отведенная в конденсаторе, равная q^?_2p = Т_К(s₀ -s_пв), эквивалентна площади фигуры 1ае21. Следовательно, термический КПД идеального регенеративного цикла без промежуточного перегрева пара с бесконечным числом отборов пара будет равен.

Аналогично для идеального регенеративного цикла с промежуточным перегревом пара КПД.

Термический КПД цикла без промежуточного перегрева пара и без регенерации.

Аналогично для цикла с промежуточным перегревом.

Следовательно, повышение экономичности, которое может быть достигнуто в идеальном регенеративном цикле с бесконечным числом отборов, по сравнению с циклом без отборов составит:

• а) для случая без промежуточного перегрева
• б) для случая с промежуточным перегревом

При ограниченном числе подогревателей г в регенеративной системе и заданной энтальпии питательной воды h_{п в} выигрыш в экономичности при правильном выборе давлений отборов пара можно приближенно оценить с помощью формуле.

где h_z — энтальпия пара верхнего регенеративного отбора; г— коэффициент, учитывающий степень совершенства регенеративной схемы (у = 0,98…0,99).

Более точный расчет экономичности турбинной установки с конкретной регенеративной системой производится следующим образом.

Задавшись относительными внутренними КПД отсеков турбины, изображают процесс расширения пара в h, s-диаграмме и отмечают точки регенеративных отборов. Далее составляют тепловые балансы подогревателей, из которых находят относительные количества отбираемого пара, и подсчитывают работу, производимую 1 кг пара, подводимого к турбине.

В общем случае уравнение теплового баланса составляется так:

Здесь коэффициент в указывает количество питательной воды, протекающей через рассматриваемый подогреватель; h_т, h'_т — энтальпии отбираемого пара и его конденсата; а_j — доли конденсата дренажей.

Работа, совершаемая 1 кг пара, поступающего в турбину, подсчитывается как сумма произведений использованных теплоперепадов на расход пара через каждый отсек турбины.

Здесь h_I, h_II, h_!II—энтальпии пара в первом, втором и третьем отборах; a_I, а_II,…, а_г — относительные количества отбираемого пара в I, П,…, z-м отборах; Н_i^z =h_г — h_к.

Расход свежего пара находится по формуле.

где N_i — внутренняя мощность турбины, кВт; Н₁ — приведенный использованный теплоперепад, кДж/кг КПД установки без промежуточного перегрева пара определяется по формуле.

Термический КПД конденсационной турбоустановки с z регенеративными отборами пара можно также вычислить по формуле.

где Н₀ — общий изоэнтропийный теплоперепад турбины, кДж/кг; a_j — относительный расход пара, поступающего на регенеративный отбор; Н_0j — изоэнтропийный тепло-перепад между начальными параметрами пара и давлением в соответствующем отборе, кДж/кг; h₀, h_пв — энтальпии пара перед турбиной и подогретой питательной воды, кДж/кг; j — номер отбора.

Для установок с промежуточным перегревом пара аналогичные формулы приведены в примере расчета.

Регенерация положительно влияет на относительный внутренний КПД первых ступеней благодаря повышенному расходу пара через ЦВД и соответствующему увеличению высоты лопаток.

Объемный расход пара через последние ступени турбины при регенерации уменьшается, что снижает потери с выходной скоростью в последних ступенях турбины.