CC BY
20
ИЗВЕСТИЯ
ТОМСКОГО ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ПОЛИТЕХНИЧЕСКОГО Том 69. , ИНСТИТУТА имени С. М. КИРОВА 1952 г.
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕПЛА ЦИРКУЛЯЦИОННОЙ ВОДЫ НА ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ ДЛЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ЦЕЛЕЙ
Е. Н. ШАДРИН
В 1944 .году в Известиях Томского ордена Трудового Красного Знамени политехнического института была напечатана статья проф. Бутакова И. Н. „Использование тепла циркуляционной воды на электростанциях для производства электроэнергии". В своей статье проф. Бутаков И. Н. на 'частном примере показал, что использование тепла циркуляционной воды в вакуумных установках может быть экономически выгодным.
Настоящая статья является дальнейшей разработкой проблемы, выдвинутой проф. Бутаковым И* Н.
Количество циркуляционной воды, которое необходимо подавать в конденсатор паровой турбины при нормальной ее работе,
кг\час, (1)
где ос —коэфициент, показывающий, какая доля пара от общего его расхода на турбину поступает в конденсатор; т — кратность охлаждения; й — удельный расход пара турбиной, кг\квт-ч\ Л^— мощность турбины, кет.
Этой воде в конденсаторе передается тепла
С} = а.йЫ{12 — tк) ккал\час. (2)
Здесь ¿2 — теплосодержание отработавшего пара, ккал\кг\ ^ — температура конденсата, °С.
Если температура охлаждающей воды на входе в конденсатор ЭС9 то на выходе из конденсатора температура воды
т
Воду с температурой ¿2 можно направить, как это показано на фиг. 1, в вакуумный испаритель (3) утилизационной турбины (4). В вакуумном испарителе поддерживается давление, соответствующее температуре ¿и поэтому часть воды испарится. Неиспарившаяся вода с температурой ^ опять поступает в конденсатор главной турбины.
Количество пара, получившегося в испарителе, определится по формуле
п ^N(¿2 — и — тМ) ,
иу = --—-7 кг!час, (3)
гх
■ где М — падение температуры воды, обусловленное потерей тепла водоводом в окружающую среду, °С; г —скрытая теплота парообразования при давлении в испарителе* ккал\кг\
х — сухость получающегося пара.
Этот пар поступает в утилизационную турбину 4, где, расширяясь, ¿совершает работу, а затем конденсируется в конденсаторе 5. Мощность утилизационной турбины выразится формулой
А. _ adlS¡{i2~tK — тМ).У1оэ (a—btky)
/Vv —-- KotJl.
860 rx
(4)
Здесь в дополнение к ранее принятым обозначениям введено
Щэ—относительный электрический к.п.д. утилизационной турбины; tky—температура насыщенного пара, соответствующая давлению в конденсаторе утилизационной турбины, °С;
а и Ь~ коэфициенты, зависящие при постоянном давлении в испарителе только от сухости х получающегося пара.
Схема
исполЬзаёанид тепла циркуляционной Ъф на стан-цаях с прямоточнЫм 6одосно$Жением дл9 производства электроэнергии
Пар к утилизационной турбине
Циркуящи OOQQ киспс
юнная та к испавигпеониК
13
üofatka fagéi
Удаление "боваиха. Вода и$ реки
Сброс togbi 6 реку
CSpoc éogbj i реку
Вода из реки
3akpbtmh при работе утилизационной турбин b¡_'
Фиг. 1
В нижеследующей таблице приведены значения этих коэфициентов для давления в испарителе 0,01—0,04 .а та в зависимости от х.
Таблица
X 0,95 0,96 0,97 0,98' 0,99 1
а 29,9 30,46 30,91 31,35 31,79 32,24
Ъ 1,93 1,96 1, 99 2,02 2,05 2,08
Если считать, что главные турбины должны получать воду с температурой tx — 15°С, чтобы иметь расчетные условия для своей работы, то на выходе из испарителя с учетом возможных потерь температура ¿х должна •быть несколько выше. Примем tx — 15,5°С. Следовательно, давление в испарителе, соответствующее температуре tx = 15,5°С, должно быть :роу — 0,018 ama и скрытая теплота парообразования х = 588,5 ккал/кг.
Если давление в конденсаторе утилизационной турбины принять 0,01 ama, то для наиболее часто встречающихся условий, когда давление пара перед главной турбиной р{) = 30 ama, температура этого пара ¿0~4ОО°С, давление
в конденсаторе главной турбины рн = 0,04 ата, внутренний относительный к.п.д. ее у\о1 = 0,787, кратность охлаждения т — 60, а —0,8, й = 5 кг\квт-чг
0,7, х — 0,95, подсчитанная по формуле (4) мощность Л^ — 0,05 т.е. мощность утилизационной турбины составит в данном случае 5% от мощности главных турбин.
На фиг. 2 приведена номограмма для определения количества пара, получающегося в испарителе, и мощности утилизационной турбийы'для различных значений величин, входящих в уравнение 9. Правило пользования номограммой понятно из фиг. 2.
Отличительной чертой такой утилизационной установки от обычных энергетических установок является большой расход на собственные ьнуж-
Фиг. 2
ды ее. Этот расход в основном складывается из затраты энергии на подачу охлаждающей воды для целей конденсации отработавшего пара в конденсаторе утилизационной турбины и на удаление воздуха из конденсатора.
Охлаждающей воде в конденсаторе утилизационной турбины передается тепла в*кка,А\час
1 — ^оЖад \ гх
тде т^о/ — внутренний относительный к п.д. утилизационной тур-
бины;
Над—а,—Ы\ —адиобатический перепад между начальным и конечным давлением в утилизационной турбине.
Количество охлаждающей воды потребное для конденсации отработавшего пара, определится из уравнения теплового баланса конденсатора. Это уравнение в-случае смешивающей конденсации может быть записано, как
\ ГХ I гх ]
Здесь — температура охлаждающей воды при входе ее в кон-
денсатор утилизационной установки °С, ¿2У — то же при выходе из конденсатора.
Если принять для зимних условий ¿ху = 1°С и если предположить, что при применении смешивающего конденсатора // = то количество охлаждающей воды
аЛЩ12 —и — тМ) ( 1 — ЧоГ^да _*_ГЛ_!— кг/час. (6')
Тогда мощность, затрачиваемая на перекачку охлаждающей воды для конденсатора утилизационной турбины,
ЛГвод = - квт (6)
3,66.
где Ну — напор насосов, подающих эту воду. Напор Ну при смешивающем конденсаторе включает в себя нивелирную высоту Нн расположения утилизационной установки, фрикционные
и местные сопротивления Нщу в м вод. ст., но уменьшен на величину Нр м вод. ст. разницы между барометрическим столбом и столбом, отвечающим давлению в конденсаторе турбины низкого давления. Если высота расположения Нн утилизационной установки меньше 10 м и применить барометрический конденсатор нельзя, то напор Ну должен быть увеличен на величину, равную разности Нр — Нн, с тем, чтобы учесть откачку охлаждающей воды из-под вакуума.
Выражение 6 представляет из себя
в осях А?вод 9 $ уравнение гиперболы, ординаты которой убывают вместе с возрастанием 1УК. Асимптомы этой гиперболы определим, если положим Ыв0д = оо, тогда 1К —1=0 и :/* = !. Если Ц = оо, то М^а = 0. Необходимую точку для построения гиперболы найдем, положив Рк = 0.
Тогда
N806 =
ьйЩг-и-тЫ) ^ 1 — -
3, 66.10
На фиг, 3 построена такая гипербола для ранее разобранного примера.
Гораздо сложнее стоит вопрос об удалении воздуха, попадающего в конденсатор, во-первых, с паром из испарителя, в котором газы выделяются из циркуляционной воды главных турбин, во-вторых, с охлаждающей водой утилизационной турбины и, в-третьих, через неплотности всей •части тракта, находящегося под разрежением.
Охлаждающая вода главных турбин, циркулируя в замкнутом контуре конденсатор—испаритель—конденсатор, непрерывно подвергается дегазации в вакуумном испарителе. Поэтому количество растворенного в ней воздуха должно быть незначительным.
Проникновение воздуха возможно только через неплотности. При этом наиболее уязвимым являются части тракта, находящиеся под разрежением. Для надежности расчета мы все же примем полное количество воздуха, растворенного в циркуляционной воде главных турбин. Но в по-
Такое допущение возможно сделать, во-первых, потому, что точный учет количества этого воздуха невозможен из-за отсутствия опытных данных в такого рода установках, и во-вторых, поступление воздуха через неплотности имеет большое значение в установках с поверхностными конденсаторами, где это количество составляет большую часть от всего количества воздуха, попадающего в конденсатор.
По закону Генри количество воздуха Ов в кг, растворенного в Ш иъ воды, при произвольном парциальном давлении может быть выражено уравнением;
Ов = аррвШ, (Т)
где ар — коэфициент весовой растворимости воздуха водой, показывающий, какое количество воздуха в кг в состоянии поглотить 1 мг воды при парциальном давлении воздуха в 1 кг/см2, так что в охлаждающей воде утилизационной установки растворено воздуха в кг/нас
Овх — \0~3арх.рвх. иУу. (7")
Здесь арх —берется для ¿У;
рвх = 1 —рпх, где рпх — давление, насыщенного пара при находится по таблицам насыщенного пара.
Аналогично получим количество воздуха, растворенного в циркуляционной воде главных турбин,
Овг~аргрвгу.тйЫ кг/час.
Здесь значения арг и рвг = 1 — Рпг берутся для ¿2. Таким образом, всего нужно будет удалить воздуха
Ge — 10~3 (арх.рвх . Wy + аргpesznidN) — ak
\w/ . o.dN^—tK—mM)
Wy-\------—>---
rx
pJ(7)
В формуле 7 последний член учитывает количество воздуха, уходящего с водой из конденсатора утилизационной установки. Значение коэфициекта растворимости ак и парциальное давление воздуха рвк при выходе воды из конденсатора берутся для температуры этой воды. Следует заметить, что количество воздуха, уходящего из конденсатора утилизационной установки с охлаждающей водой, составляет доли процента по отношению к количеству воздуха, удаляемого из установки. Поэтому его можно не учитывать, т. е. в формуле (7) можно принять последний член равным нулю.
Чтобы уменьшить затрату мощности на удаление этого воздуха, целесообразно использовать фракционный метод, который заключается в предварительной дегазации вблизи вершин барометрических столбов холодной и теплой воды. Схема такого фракционного метода приведена в вышеупомянутой статье проф. Бутакова И. Н., поэтому мы ее описывать не будем.
Давления, при которых происходит предварительная дегазация, можно взять из опыта установки, смонтированной на одном пароходе и имевшей примерно такие же начальные и конечные параметры. Таковыми давлениями будут: первая ступень—0,1 ama, вторая—0,п5 ama и третья ступень—давление в конденсаторе. При таком распределении давлений по ступеням дегазации в первой ступени будет удаляться 90% всего количества воздуха, во второй—5% и в третьей—около 5%, т.е. в этом случае уже не весь воздух будет сжиматься от давления в конденсаторе до атмосферного, а только часть его. Поэтому и количество работы, затрачиваемой на удаление воздуха, будет меньше.
Следует указать, что выбор числа и мест точек предварительной дегазации относится к категории вопросов технико-экономическо* о порядка. Рассмотрения этого вопроса мы здесь делать не будем, поскольку это выходит за пределы, намеченные настоящей статьей.
Если считать, что удаление воздуха будет производиться механическим "экстрактором, то мощность последнего в зависимости от t\ определится по формуле
adN<P
Nd =- кет.
щ
Зависимость коэфициента Ф, как функции дана на фиг. 4. Зависимость No от tyk представлена на фиг. 3 для ранее разобранного примера. При этом коэфициент полезною действия компрессорной установки при политропическом процессе сжатия принят % —0,6.
Таким образом, мощность, отдаваемая потребителю, определится как разность мощности утилизационной турбины и мощности, затрачиваемой на собственные нужды установки, т. е.
Nn~Ny-- Neod — Nd нет. ' (8)
(J6
На фиг. 3 в графическом изображении дано решение уравнения (8) относительно для данных ранее разобранного примера при Ну= 10 м. Из фиг. 3 усматривается, что полезная мощность утилизационной установки при Рк == 0,01 ama М* —800 кат.
Кроме того, мощность циркуляционных насосов главной турбины уменьшится на величину
rr camdN
ДАf н = Нн,-кет,
3,66.10^
так как вода будет подаваться в конденсатор главной турбины не из источника водоснабжения, а из испарителя утилизационной установки, включение которой уменьшает напор циркуляционных насосов на величину Нн. ?
пою
60-Ю
5V 10
Температура пара i конденсаторе. tK °с
Фиг. 4
Так вот, если #« — 10 м, то при к.п.д. циркуляционного насоса г\н = 0,65 Шцн ~ 250 нет. Эта мощность может быть также отдана потребителю. Следовательно, всего потребителю будет дополнительно отдано 1050 кет, т,е. увеличение к.п.д. конденсационной станции, обусловленное включением утилизационной установки, может составить более 4%.
Расчетная температура воды при входе в конденсатор утилизационной установки ГС поддерживается в течение шести-семи месяцев в
году, т.е. в течение 4500—5000 часов в году включение установки позволит отдавать потребителю дополнительно 1050 кет,Пр« повышении мощность утилизационной турбины уменьшается. Но если даже считать коэ-фициент использования установленной мощности 5000 час/год, то дополнительная полезная выработка составит
5000X1050 = 5,25.10° квт-ч в год.
При условно взятой стоимости 10 коп/квт-ч это позволит сэкономить 5,25.10е.0,1 =525000 руб. в год.
7. Изв. ТПИ, т. 69.
97
При 10-процентном отчислении по основным фондам это даст возможность капитализовать 5250000 руб., чтобы без денежного ущерба для народного хозяйства выработать 5,25.106 квт-ч в год. Отсюда предельно допустимая величина стоимости установленного нет будет
5,25.10е ,ОПА .
= 4200 руб.
1250
Таким образом, предельно-допустимая величина стоимости установленного кет должна оказаться достаточной, чтобы реализовать такие установки для выработки электроэнергии на базе использования тепла циркуляционной воды на электростанциях.
Кроме выработки электроэнергии непосредственно утилизационной турбиной, нужно отметить также возможность уменьшить расход пара на главную турбину, а следовательно, обеспечить экономию топлива за счет получения более глубокого вакуума в конденсаторе главной турбины. Дело в том, что утилизационная установка в ряде случаев может быть расположена в непосредственной близости от станции. Это даст возможность у главных турбин применить одноходовые конденсаторы с большей кратностью охлаждения, которые обеспечивают меньшую разность температур воды на входе и выходе ее из конденсатора. А так как температура предполагается постоянной, то с уменьшением зоны нагревания воды в конденсаторе понизится что позволит получить в главной турбине более глубокий вакуум. Углубление же вакуума на \% дает экономию топлива примерно 1,5%.
Помимо указанных достоинств утилизационной установки, следует указать еще на одну положительную сторону применения таковой.
Известно, что при определенном возвышении 'станции над уровнем воды в источнике и при некотором удалении станции от последнего прямоточная система водоснабжения становится экономически невыгодной. В таких случаях переходят на оборотную систему водоснабжения, которая обладает рядом существенных недостатков, а именно:
1) увеличивается расход пара турбиной из-за более высокой температуры охлаждающей воды;
2) для сооружения охладителей циркуляционной воды требуется дополнительная площадь и значительные капиталовложения;
3) в зимнее время наблюдается образование туманов и обледенение сооружений, расположенных в непосредственной близости от охладителя циркуляционнбй воды и др.
Если в систему циркуляционных водоводов включить утилизационную установку, то, как показывают исследования, предельная высота подачи воды и удаление станции от источника водоснабжения увеличиваются примерно в полтора раза, т. е. значительно расширяется область применения прямоточного водоснабжения.
Кроме этого, наличие в циркуляционном контуре главной турбины химически очищенной воды избавит станцию от затруднений, обусловленных отложением накипи в конденсаторах, увеличит за счет этого коэфициент использования установленной мощности, что также позволит получить дополнительную выработку квт-ч, могущих пойти на удовлетворение нужд потребителей.
