Промежуточном охладителе

Данный способ регулирования применяется при сжигании газа, мазута, твердых топлив, в основном как дополнительный в сочетании с ППТО (по промежуточному перегреву) и впрысками воды по тракту высокого давления.

Возвращающийся из турбины пар, подлежащий промежуточному перегреву, поступает во вторую ступень 9 промежуточного пароперегревателя, затем проходит .в теплообменник 13, предназначенный для регулирования его температуры, и далее в первую ступень пароперегревателя 8 и обратно в турбину. Дополнительное регулирование температуры перегретого пара осуществляется вспрыскивающими пароохладителями. Трубы конвективных поверхностей нагрева очищаются от загрязнений дробеочистным устройством. Все конвективные поверхности нагрева выполнены в виде пакетов из горизонтальных змеевиков. Наружный диаметр труб поверхностей нагрева равен 32 мм.

Данный способ регулирования применяется при сжигании газа, мазута, твердых топлив, в основном как дополнительный в сочетании с ППТО (по промежуточному перегреву) и впрысками воды по тракту высокого давления.

Если подвергнуть пар промежуточному перегреву при 34 ата до 450°, то процесс изобразится линией *«-*• 'А.»"* i'n-n-* 1к.п-

Удельный расход теплоты этой турбины при максимальной мощности был около 8500 кДж/(кВт-ч) [~2030 ккал/(кВт-ч)], что на 11% ниже, чем турбиной К-ЮО-90-2 ЛМЗ для параметров пара 8,8 МПа и 723 К. В этой экономии значительная роль принадлежала промежуточному перегреву пара, за счет которого удельный расход теплоты турбиной снижался приблизительно на 4%. В целом эти первые турбины высокого давления с промежуточным перегревом пара оказались вполне прогрессивными. Опыт их эксплуатации позволил уверенно применять промежуточный перегрев пара во всех последующих мощных конденсационных турбинах высокого давления и весьма содействовал усовершенствованию конструкций цилиндров, проточных частей высокого давления, клапанов, лабиринтовых уплотнений и систем регулирования. Большое значение имело также создание новой двухъярусной лопатки для ЧНД, возродившей это перспективное направление в проектировании ЦНД.

Невысоким начальным параметрам пара и низкому промежуточному перегреву соответствует большой удельный расход пара. Так, удельный расход пара влажнопаровой турбиной ХТГЗ мощностью 1000 МВт на расчетном режиме g= = 5,8 кг/(кВт-ч), тогда как турбиной ЛМЗ для сверхкритических параметров пара мощностью

Описанные особенности компоновки паросиловой установки с П-образ-ньши котлами имели место и .на электростанциях с начальным давлением пара 35 и 100 ата. В них отмеченные недостатки не сказывались благодаря групповой компоновке котлов и турбин, применению дешевых труб для паропроводов и отсутствию промежуточного перегрева пара. С переходом к блочной компоновке котлов и турбин, к одно- и двукратному промежуточному перегреву, а также с применением все более дорогих сталей (особенно аустенитных) для паропроводов недостатки П-образной компоновки котлов становятся все более и более ощутительными. Аустенитные паропроводы для свежего пара прокладываются в несколько ниток, так как толщина стенки трубы пока ограничена условиями надежной сварки величиной до 25—30 мм. Для паропровода системы вторичного перегрева во избежание потери экономичности цик-

При применении этого способа к промежуточному перегреву все эти качества не могут, однако, уравновесить одного крупнейшего недостатка — значительного снижения тепловой экономичности пароводяного цикла при впрыске воды в тракт промежуточного перегрева. Величина этого снижения показана ниже; причина его сводится к тому, что пар, образующийся из впрыскиваемой в промежуточном перегревателе воды, не совершает работы в части высокого давления цикла. Проходя только части среднего и низкого давления турбинного агрегата, этот пар как бы вытесняет выработку электрической энергии в установке высокого давления, заменяя

Наличие оптимального значения давления промежуточного перегрева можно показать, рассматривая цикл с промежуточным перегревом пара в Т, S-диаграмме (рис. 4.8). Такой цикл является сложным, состоящим из исходного цикла без промежуточного перегрева, с подводом теплоты Qo> совершаемой работой Wo, и КПД т)о и из дополнительного цикла, соответствующего промежуточному перегреву пара, с подводом теплоты Q&, работой W& и КПД тД. Выражение КПД сложного цикла с промежуточным перегревом пара напишем в виде

На рис. 4.6 показана также зависимость термического и внутреннего КПД турбоустановки с одноступенчатым промежуточным перегревом пара от начального давления при постоянной начальной температуре пара. Как видно, оптимум начального давления пара существенно возрастает благодаря промежуточному перегреву. Особенно быстро возрастает КПД при одновременном повышении начальных давления и температуры, например при сопряженных их значениях (см. рис. 4.6).

Указанные недостатки отсутствуют при паровом промежуточном перегреве конденсирующимся паром (рис. 4.11). Паровой перегрев можно выполнить, используя для этого некоторую часть свежего пара или пара из отбора турбины. Теплообмен в этом случае происходит при температуре не выше критической (около 647 К) или немного выше (при сверхкритическом начальном давлении свежего пара). Это определяет невысокую возможную температуру промежуточного перегрева пара, соответственно пониженное его давление и малый энергетический эффект. Теоретически при низком давлении промежуточного перегрева возможно даже снижение термического КПД теоретического цикла. Однако повышение внутреннего относительного КПД ступеней турбины в связи с уменьшением конечной влажности пара приводит в конечном счете к повышению КПД турбоустановки на 2—3% благодаря паровому промежуточному перегреву.

= SQ (1 + Ар) (здесь 1 + Ар — величина сопротивлений в промежуточном охладителе, принятая одинаковой для всех охладителей);

Потери давления (в процентах от абсолютного давления) составляют в больших камерах сгорания промышленных турбин 0,5—1,5%, в малогабаритных камерах сгорания от 3 до 6%. (Эти малогабаритные камеры не дают полного сгорания топлива, но расходуют тепла на 5% больше, что при расчетах может быть учтено в значении коэффициента Я). Потери давления в промежуточном охладителе 1—1,5%. В регенераторах потери давления на стороне высокого давления можно принимать от 0,5 до 1,0%, а на стороне низкого давления — от 1,5 до 2,5%. Остальные потери давления в коммуникациях цикла все вместе взятые не

Каждый зубец в нижней части цикла представляет собой процесс политропического сжатия воздуха в компрессоре с последующим охлаждением до первоначальной температуры в промежуточном охладителе.

низкого давления, сжимается и затем охлаждается в промежуточном охладителе № 1, после которого он поступает в компрессор среднего давления и через промежуточный охладитель № 2 направляется в компрессор высокого давления, где приобретает наибольшее давление цикла (10-ь 12 ата), при котором работает газовая турбина высокого давления.

Степень повышения давления в КВД 2,25; в КНД 1,95; степень понижения давления в турбине 4,0. Относительные потери давления: в регенераторе 3,7%; в концевом охладителе 0,8%; в промежуточном охладителе 1,2%; в воздушном котле 3,3%. Температурный напор в регенераторе 30° С.

ГТУЗЦ в Оберхаузене (ФРГ) подобна установке Каширской ГРЭС. Начальные параметры воздуха 3,14 МПа, 710° С. Степень повышения давления в КНД 2,3; в КВД 1,87; степень понижения давления в турбине 3,8. Относительная потеря давления по тракту высокого давления от компрессора до турбины равна 5,8%; по тракту низкого .давления от турбины до компрессора — 4,8%; в промежуточном охладителе — 1,4%. Температурный напор в регенераторе около 28° С.

В регенеративном цикле обычной ПТУ полезная работа характеризуется площадью 9'911121313'9' '. В цикле ПГУ к ней добавляются площади полезной работы 8'899'8' и 3'34'3'i3', получаемые за счет нагрева питательной воды в газоводяном нагревателе бив промежуточном охладителе воздуха 10.

где Asn в и А/п. в — приращение энтропии и энтальпии питательной воды при нагреве ее воздухом в промежуточном охладителе или газом в газоводяном подогревателе; 7"к — температура конденсации пара при давлении за турбиной или в отборе; увыхл — относительное снижение теплоперепада в паровой турбине на участке вытеснения паровой регенерации за счет потери с выходной скоростью; т]в 0 — внутренний относительный к. п. д. паровой турбины на том же участке; а? — относительный расход пара на регенерацию в вытесненных отборах; ^?тб — коэффициент энергоценности пара вытесненных отборов; т]" — электрический к. п. д. регенеративного парового цикла.

Из этих условий вытекает целесообразность высокотемпературного сжатия в КВД, что соответствует минимальным потерям тепла с охлаждающей водой в промежуточном охладителе воздуха.

Изменение относительного расхода тепла в промежуточном охладителе воздуха при постоянной скорости вращения компрессора на частичных нагрузках

Установка двухвальная, открытого цикла, имеет промежуточный охладитель воздуха и регенератор. Трехступенчатая турбина низкого давления приводит 11-ступенчатый компрессор низкого давления. Мощность турбины низкого давления 13 360 л. с., скорость вращения ее вала 2800 об/мин. Пятиступенчатая турбина высокого давления приводит электрический генератор и 13-ступенчатый компрессор высокого давления. Мощность, потребляемая компрессором высокого давления, равна 11 160 л. с., скорость вращения вала турбокомпрессорной группы высокого давления 3000 об/мин. Расход воздуха 95 кг/секг степень повышения давления в компрессоре низкого давления 2,57. В промежуточном охладителе температура воздуха уменьшается от 119 до 32° С. Общая степень повышения давления 5,5. Температура воздуха на выходе из компрессора высокого давления 119° С. В регенераторе она повышается до 308° С. Температура газов перед турбиной высокого давления 6БО° С. Степень регенерации 75%.