CC BY
19
ИЗВЕСТИЯ
ТОМСКОГО ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ПОЛИТЕХНИЧЕСКОГО Том 63 - ИНСТИТУТА имени С. М. КИРОВА 1944
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕПЛА ЦИРКУЛЯЦИОННОЙ ВОДЫ НА ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ ДЛЯ ПРОИЗВОДСТВА ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ
БУТАКОВ И. Н.
Заслуженный деятель науки и техники, профессор доктор
Как известно,'расчетную температуру охлаждающей воды при вхо/е ее в конденсатор паровых турбин принимают обычно 15°С. Здесь сказалось некритическое перенесение опыта Западной Европы в нашу страну,, несмотря на различие климата. Температура воды 15°—18°С является средней для большинства рек нашей страны в течение лишь трех летних месяцев, между тем как в течение чуть не семи месяцев эта температура держится 0°-2°С. Если в конденсаторе турбины, рассчитанной для р2 — 0,04 — 0,05 ата и —15°С, вакуум вследствие более холодной циркуляционной воды окажется глубже расчетного, то конечное расширение пара будет происходить уже вне пределов облопачивания в выпускном патрубке турбины, т. е. окажется в лучшем случае совершенно неиспользованным. Если же принять во внимание, что для создания нужных проходных сечений в лопатках последних ступеней при больших' объемах пара даже при р2 — 0,04 ата приходится эти проходные сечения рассчитывать в обрез, допуская большие скорости пара, чтобы избежать разнообразных конструктивных усложнений вплоть до увеличения числа корпусов, то становится понятным, что по мере углубления вакуума удельный расход пара в турбине может даже возрасти вследствие ухудшения относительного внутреннего к.п.д. К этому надо добавить снижение температуры конденсата из-за более глубокого вакуума, так что турбина, построенная'для вакуума р2 — 0,04 — 0,05 ата, станет давать при более глубоком вакууме перерасход топлива из-за переохлаждения конденсата. Из опыта установлено, что понижение температуры конденсата на 1°С. вызывает перерасход топлива примерно на 0,15%. Во избежание этого прибегают к уменьшению кратности охлаждения, чтобы получить нормальный вакум р2 — 0,04 — 0,05 ата, что, однако, ухудшает коэфициент теплопередачи в конденсаторе из-за уменьшения скорости воды в трубках его. Поэтому часто предпочитают повышать температуру охлаждающей воды путем перепуска части воды из сливного канала в приемный колодец или же заглушают нижний ряд труб конденсатора. Во всех таких случаях приходится отказываться от возможности использования глубокого вакуума, обеспечиваемого климатическими и географическими условиями СССР. Из сказанного ясно, что в условиях большей части-СССР, при столь резкой разнице температур в водоемах в течение года, можно выгодно утилизировать дар нашей суровой природы—низкие температуры воды—в течение около семи месяцев в году лишь в особой установке, работающей только в этой именно семимесячный период т. е, в течение около 4500—5000 час/год, каковой коэфициент использо-
321
вания надо считать вполне достаточным для оправдания существования такой особой установки тем более, что дополнительная мощность, получаемая в этот именно период, является.' особенно нужной так как он охватывает осенне-зимний максимум нагрузки.
Если считать, что основные турбины станции должны получать циркуляционную воду круглый год при температуре 15°С, чтобы иметь расчетные условия для своей работы, то температура воды при выходе из конденсатора будет порядка 25°С, и, следовательно, в течение 4500—5000 часов в году для особой установки будет налицо такой же примерно перепад температур, как в установке Клода и Бушеро, предназначенной для использования разницы температур в тропических морях на поверхности и на глубине 1000 метров. Отсюда следует, что и в разбираемом случае использования тепла отработавшей циркуляционной воды целесообразно применить установку по типу Клода и Бушеро.
Что касается конструктивного осуществления описываемой установки, то большой интерес представляет конструкция, разработанная для первой такой установки, долженствующей работать по принципу Клода и Бушеро, смонтированнной на пароходе „Тунис® (рис. 1). Общая мощность этой установки 2200 к^вт, которую должны вырабатывать 8 однодисковых турбинок по 275 квт каждая, работающих на общий вал, на концах которого размещены генератор тока и компрессор холодильной установки,
которая предназначаем лась для выработки ------------------------------_____ льда, столь необходимого для тропических стран, где намечалось пустить установку(ост-ров Куба). Восемь турбинок заключены в общий барабан диаметром 6 м и длиной 23 м с толщиной стенок 12 мм, внутри которого и должно поддерживаться необходимое разрежение, так как там размещены камеры испарителей и смешивающих конденсаторов. Часть последних была выполнена в виде поверхностных конден-, саторов.
Рассмотрение рис. 1 приводит к заключению, что выполнение такой установки не представляет больших трудностей. Она не требует обязательного участия специальных турбостроительных заводов, где бы она, конечно, могла быть выполнена с еще большим успехом Это касается тепломеханической части. Генераторы тока, понятно, надо лучше всего получить от специальных заводов.
Если —средневзвешенный удельный расход пара кг/квтч для конденсационной части станции и ш—кратность охлаждения, то количество циркуляционной воды Я'вод — с1эш кг/квтч. Зависимость между и (1э для разных т дана на рис. 2 в виде цучка прямых.
Циркуляционная вода при температуре 25°С направляется в испаритель турбины низкого давления, причем после испарения части воды главная масса ее по выходе из испарителя (отходящая вода) имеет тем-
г/1/?внь' к тиобин н* нети
8.0
3.5
«.о- *у
/Аб*Г>е
Рис. 2
шературу 15,5°Стемпературе 15,5°С отвечает теплота испарения т= 58 кал., и, следовательно, с 1 кг поступающей в испаритель циркуляционной воды будет получено пара (25—15,5): 587 = 9,5/587 — 0,016 кг, или для каждого (квтч главных турбин 0= 0,016.с1э.ш кг. На рис. 3 показана -зависимость О от йэ в виде пучка прямых для разных значений ш. Температуре 15,5°С воды в испарителе отвечает давление пара §,018 ата, так что при давлении в конденсаторе 0,01 ата имеем удельный расход лара в турбине низкого давления с!тнд = 860/0,55.17 = 90 кг/квтч. Здесь
осторожности ради относительный электрический к.п.д. принят всего 7]6=:0,55.
КЛ ^ хт 0,016.(1Э.Ш « о * .
Мощность турбины низкого давления N =-^ = 1,8.10~4.аэ.т
квт на каждый квтч главных турбин, или, если принять, как часто бывает, ш =60 и = 4,5, то получим 1,8.60.10-4.4,5 = 0,05 квт, т. е. мощность турбины низкого давления составляет в данном случае 5°/0 от мощности главных турбин. Зависимость N от йэ изображена на рис. 4. Из сказанного следует, что турбина низкого давления, использующая тепло отработавшей циркуляционной воды, может во многих случаях покрыть расход электроэнергии на собственные нужды станции, так как последний составляет для торфяных, нефтяных станций и для станций с цепными решетками чаще всего 4—5°/0 (Шатурская ГРЭС в 1939 г.—3,53%). 1
Количество охлаждающей воды на квтч турбины низкого давления при смешивающей конденсации определится из уравнения
598. с1э™* + Яэ" = 6,6 (с1этнд + q*^l)i 2) '
1) Температура отходящей воды принята 15,5°С, так как для пополнения убыли цирку ляционной воды из-за испарения части ее в испарителе и из-за возможных утечек необходимо давать добавку из отработавшей воды из конденсатора турбины низкого давлений при температуре 6,6°С. К тому же надо учесть некоторое охлаждение воды на пути ло зсонаенсаторов главных турбин.
3) При давлении в конденсаторе 0,01 ата температура воды принята б,6°С, т. е. принят о, что парциальное давление воздуха будет настолько малым, что им можно пр?не-'-речь. Как увидим ниже, такое допущение не будет расходиться сильно с действительностью.
откуда
аэтвд (598—6,6)
107 кг,
или на квтч главных турбин я"ВОд = 107.0,016.(1э.т = 1,7ё9.ш кг. Зависимость д\ол от йв—на фиг. 5. Возникает вопрос о затрате энергии на соб-
Рис. 4
ственные нужды по перекачке больших количеств воды в связи с установкой турбины низкого давления. Мощность, затрачиваемую на перекачку охлаждаюшей воды для турбины низкого давления на 1000 квтч глав-
а' Г~'
Рис. 5
ных турбин, определим, считая, что ст. включает в себя нивеллириую
преодолеваемая высота Н" в м. вод., Нх высоту, фрикционные и местные
ности с проистекающей отсюда порчей вакуума и возможным уменьшением расхода энергии на откачку воздуха из конденсаторов главных турбин. Это тоже одна из выгодных сторон применения описываемой установки. Итак, всего имеем воздуха на 1000 китч главных турбин яобВо3д = — 0,0825 си т. кг. Конечно, не все это количество воздуха приходится экстрагировать, так как часть его остается в воде, сливаемой в реку и посылаемой в конденсаторы главных турбин. На основании опытов Клода в Угре с полупромышленной установкой позволительно считать, что
Рис. 8
речь может итти об удалении лишь 3/4 всего воздуха, так что подлежит экстракции q = 0,75.0,0825 сЦ ш —0,062 ш, причем надо понимать, что коэфициент 3/4 оценивает и поступление воздуха чрез неплотности, чем еще больше усиливается запас надежности в расчете, почему примем
кг
окончательно а =0,06 сЗэш--.
1000 квтч
На рис. 8 и 9 даны пучки прямых для определения количеств воздуха на 1000 квтч главных турбин для разных значений кратности охлаждения.
делить мощности № и № для разных значений qBo/ и qQo/ и для разных высот Н' и Н/'. Всего, следовательно, на перекачку воды затрачиваете» Ы = + № квт. Но прежде до устройства утилизационной установки затрачивалось N0 квт, так что за счет утилизационной установки надо относить дополнительные квт ЫД0П = Н —Заметим кстати, что сброс воды из смешивающего конденсатора турбины низкого давления в реку будет происходить самотеком, если нивеллирная высота окажется не менее 10 м, а конец спускной трубы будет опущен под уровень воды в реке.
Гораздо серьезнее стоит вопрос об экстракции воздуха. Последний попадает в конденсатор, во-первых, с паром из испарителя, уносящим:,
газы из циркуляционной воды главных турбин; во-вторых, выделяясь из охлажлатошей воды турбины низкого давления; в-третьих, чрез неплотности всей части тракта, находящейся под разрежением. На рис. 7 дана кривая для значений коэфициента растворения воздуха в воде в зависимости от его температуры [1]. Коэ-фициент растворения есть отношение веса воздуха, содержащегося в куб. м воды данной температуры, к весу того же объема атмосферного воздуха, находящегося в соприкосновении с этой водой (закон Генри). Поэтому для холодной воды при температуре 1°С, поступающей в конденсатор турбины низкого давления, имеем количество растворенного воздуха 1,293.0,028.273/234 — 0,036 кг/м3, т. е. на каждую 1000 квтч главных турбин.
ч'вози = 0,036.1,7. <1э. ш = 0,06. й9. ш кг.
Вода, поступающая в испаритель при температуре 25°С/273 + 25 = 293 К, должна была бы содержать воздуха 1,293.0,019.273/296 = 0,0225 кг/м8,.. или на 1000 квтч гл. турбин яВ03д = 0,0225 с!э ш кг. Но эта вода, направляясь из испарителя в конденсаторы главных турбин, опять оттуда возвращается в испаритель, подвергаясь непрерывной дегазации, так что содержание воздуха в ней должно быть гораздо меньше, так как проникновение воздуха в эту воду возможно только чрез неплотности, при чем наиболее уязвимым здесь является участок, находящийся под разрежением. Заметив это, мы все же примем в данном случае, для надежности расчета, полное количество воздуха, но не будем в последующем брать во внимание приток воздуха чрез неплотности в системе вследствие, с одной стороны, трудности его учета при отсутствии указаний опыта применительно к описываемой установке, а с другой стороны, и потому, что поступление воздуха через неплотности имеет большое значение в поверхностных конденсаторах нормальных турбин при ничтожном сравнительно количестве растворенных газов в конденсате. В разбираемой же установке присосом воздуха допустимо пренебречь по сравнению с огромным количеством растворенных газов, особенно в холодной.1 воде при наличии конденсации смешением. Поскольку в испарителе турбины низкого давления будет происходить дегазация циркуляционной: воды, в конденсаторах главных турбин уменьшится опасность проникновения воздуха в пределах этих конденсаторов чрез возможные неплот-
сопротивления Н2 в м вод. ст. водовода, но уменьшена на величину Н3 вод. ст. разницу между барометрическим столбом и столбом, отвечающим давлению в конденсаторе турбины низкого давления, так что Цп = Н{ -4- Н2 — Н3 в м вод. ст.
Поэтому затрачиваемая мощность в квт
1000 а " Н" 3600.75.1,36.0,65
где к.п.д. насосного агрегата, включая электромотор, т]н—0,65.Точно также для перекачки отходящей воды из испарителя через конденсатор глав.
м 6т
Л ■МООкЪгпг V,
¿50 200 г$0 ;. 30© 350 4ДО 450 500 550 600 650 700 7^0 &СО'
Рис. 6
9 есд Н д'вод
аых турбин и обратно в испаритель затрачивается мощность на 1000 жвтч главных турбин
ЮОО.Явод'.Н' _ = 0,0042.д'т.Н'1
Ы' =
3600.1,36.75.0,65
где под Н' разумеются фрикционные и местные сопротивления в м. вод. ст. всего тракта, по которому следует вода. Рис. 6 дает возможность опре-
Теперь мы можем подойти к определению парциального давления воздуха в смешивающем конденсаторе турбины низкого давления, которое, как известно, может быть найдено по формуле:
Рь-
Gb.Rb.Tb
__ 29,27.Т-Ть
О.Ун. 10000 10000. Ун.х
Здесь
у ~Оь1В — т0т0038 — отношение количества воздуха к количе-
16.<Зэ.т
ству пара,
Тъ = Тп —279,6 К—температура паровоздушной смеси, Ун—удельный объем пара в м3/кг и паросодержание х —1,0,
\ ко
чеатвц йдзаихя | I
-4-—________*_____!■••— !_______±------1---4—
6ИНН! НИЗКОГО ДЛ&ЛвНЙЯ
&
А 5
пелбЪо6а(Рпся ; для- опр*дел,АниА *ащ«го калихйст&а экстрагируйлюгя боЗу реа
с/.
5.0
5 5*
6,0 к%
Рис. 9
Так как при Р2=0,01 ата Ун = 131,6, то
п 29,27.0,0038.279,6 л ллплпоо
Рь = —---~ = 0,0000238 ата.
131,6.104
Величина Рь давления настолько мала, что ею вполне допустимо пренебречь при расчетах. Тут же мы получаем удельный объем воздуха при его парциальном* давлении в конденсаторе турбины низкого давления
29,27.279,6
Vi
= 262 м3/кг,
0,0000238
т. е. он оказывается в два раза больше удельного объема пара, так что при экстракции на один объем воздуха будет приходиться два объема пара. '
После определения количества воздуха, подлежащего экстракции, обращаемся к определению необходимой для этогр мощности. Чтобы уменьшить затрату последней, следует использовать принцип фракционного удаления воздуха, примененный Клодом в его установке и состоящий в предварительной дегазации вблизи вершин барометрических столбов холодной и теплой воды, как указано на схеме рис. 10, где В—испаритель, С—конденсатор; Д—дегазеры; К—охладитель; Т—турбина; 1—холодная вода; 2—вода из конденсатора; 3—отходящая вода из испарителя; 4—теплая вода; а, Ь, с, (1 и е—трубопроводы для смеси воздуха и пара при
& I!
Рис. 10
температурах 1°—2° С(а, Ь), 6,6°С (с), 25°C(d,e) и соответственных давлениях для столбов ртути 65 мм; 35 мм; 7,35 мм; 35 мм и 65 мм. Таким образом, получается три ступени экстракции а всего получается пять заборов смеси. Вследствие этого будет уменьшена работа экстракции, так как таковая, как известно, при изотермическом сжатии пропорциональна логарифму отношения атмосферного давления к давлению в месте забора смеси, и, следовательно, при заборе смеси при давлении 0,1 ата по-
требуется работа экстракции пропорциональна» аргументу log jfi , или
1,0, между тем как эта работа после камеры конденсации пропорциональна
log ' , т* е. в 2,0 и даже 3 раза более, если учесть дополнительные
обемы пара, которые, сильно разжижают каждый объем воздуха в конденсаторе. Поэтому-то мощность при экстракции газов из барометрических столбов потребуется примерно в 3—4 раза меньше, чем только из
конденсатора турбины низкого давления. В задании на экстрактор Клодом было определено 60% по весу воздуха извлекать из барометрических столбов при давлении 65 мм рт. ст. (0,088 ата), 25% ври давлении 35 мм рт. ст. (0,048 ата) и лишь 15°/0 при давлении конденсатора вместе-с 4 объемами пара [2]. В результате применения принципа фракционного удаления воздуха работа экстракции газов снизилась, так что затрачиваемая мощность в конце концов составила не более 7—8% от* мощности турбинной установки низкого давления [3]. Заметим еще, что в построенном по проекту акад. Рато экстракторе, чтобы избежать сжатия-
Рис. 11
до атмосферного давления смешанного с воздухом пара, предусматривается сжатие пара до давлений в промежуточных ступенях экстрактора,, сообщенных с холодильниками, где пар частично конденсируется, и; таким образом, не участвует уже в последующем сжатии.
Экстрактор [4], построенный по проекту акад. Рато, состоит из 17 колес, разбитых на 3 группы, вращающихся с общей скоростью 4900 обор, мин., с приводом от электромотора через редуктор. Два первые колеса имеют диаметр 720 мм и периферическую скорость 335 м/сек. После этих двух колес выхлоп смеси прй* давлении 0,048 ата произво-
«
дится в охладитель № 1. Третье и четвертое колеса с диаметром 580 мш пропускают не только воздух из охладителя № 1, но и смесь из иредва-рительных дегазеров при давлении 0,048 ата. Пятое колесо имеет диаметр 680 мм. Сюда подается добавок смеси воздуха и пара из второй пары дегазеров при давлении 0,088 ата. Выхлоп после пятого колеса при давлении 0,132 ата осуществляется в охладитель № 2. Три первых колеса группы среднего давления с диаметром до 560 мм дают выхлоп при 0,27 ата в охладитель № 3. Три последних колеса этой группы с уменьшенным диаметром до 380 мм выталкивают воздух при давлении 0,52 ата в охладитель, № 4. Колеса двух первых групп типа с радиальными лопатками. Эти радиальные колеса имеют большое преимущество: не дают никакого аксиального усилия, так что две первых группы не получили уравновешивающего приспособления. Группа высокого давления состоит из шести колес при уменьшающихся диаметрах от 360 мм до 320 мм4. Они вращаются с более умеренными периферическими скоростями (177—188 м/сек). Эти колеса сжимают воздух от 0,52 ата до до 1,05 ата, чтобы вытолкнуть его в атмосферу без промежуточного охлаждения. Колеса третьей группы старого типа—ячейковые, почему тут создается аксиальное давление по направлению к всасу. Поэтому для третьей группы предусмотрен уравновешивающий поршень. В статье Монтейля дан продольный разрез ансамбля из трех групп-корпусов, общая длина которых, включая электромотор, 8,4 м; соединение вала между корпусами полуэластичное. Три выхода вала полностью изолированы от окружающей атмосферы, так что исключается проникновение воздуха в машину. Этот результат достигается устройством закрытых подшипников, Чтобы избежать попадания смазки в компрессор, реализован в нижней части подшипника уравновешивающий канал, где устанавливается промежуточное давление между давлениями, имеющимися на обоих концах закрытого подшипника.
В нижеследующей таблице приводятся проектируемые величины давлений всаса и выхлопа по концам каждой группы колес для разбираемого' нами случая утилизационной установки.
Группа колес I и III IV V
Колеса 1-2 ) 3 4—6 6-8 9—11 12-17
Давление всаса в ата 0,01 0,03 0,05 0,10 0,25 0,50
Давление выхлопа в ата 0,03 0,65 ! 1 0,10 0,25 0,50 1,05
Как известно, наивыгодное отношение х между конечным давлением сжатия и начальным давлением в частях многоступенчатых компрессоров с точки зрения затрачиваемой мощности получается тогда, когда
п ____
Х ~ * ' ГДе П число 0ТДельных сжатий. В нашем случае, следо-
1 5__
вательно, х = 1/1,05/0,01 ~ 2,54. Но оказывается, что избыток потребной мощности незначителен даже при больших отклонениях порядка 20% от теоретического промежуточного давления: он выражается дробными частями не превосходя обычно 0,5%[5]. Поэтому нет надобности гнаться за соблюдением точного выполнения наивыгодного соотношения. Тут полезно, конечно, учесть еще и опыт сооружения .первого экстрактора по проекту акад. Рато. Распределение по весу по точкам отбора экстрагируемого воздуха примем: 15°/0 в конденсаторе, 25°/0 при давлении 0,03 ата я 60°/0 при давлении ОД ата.
Обращаемся теперь к определению затрачиваемой мощности при сжатии смеси воздуха и пара с учетом фракционного принципа и наличия промежуточных охладителей. Можно в основу расчета здесь положить три гипотезы: 1) сжатие "изотермическое; 2) сжатие адиабатическое; 3) сжатие политропическое. Затрачиваемые теоретические мощности на сжатие будут неравны между робою, а именно МИЗОт < МЛиаб < Иполит. Для перехода от теоретической мощности к действительной необходимо ввести для трех указанных выше процессов три разных опытных коэфи-
NN«301 ^адиаб ^ полит
......... ____ действ =---= -------=--. Считая, что сжатие
"*)изот "*]адиаб ^ полит
смеси будет происходить по политропическому закону с показателем политропы п = 1,3, так как в данном случае будет участвовать в процессе вместе с воздухом и пар, найдем потребную теоретическую мощность по формуле
или в квт
L = —. PxV, n— 1
N: 1.3.Pi - Vi
Pa/Pi^-l 1»
0,3.3600.75.1,36 L
если Vt дано в м3/час. Для облегчения расчетов можно воспользоваться графиком (фиг. 11), положив Рх/10000 = 1 атм. и V1 = 1 м3. Откладывая по оси абсцисс P2/Pi, на оси ординат получим мощность в квт/м3 при наличии начального давления в 1 атм. Эта мощность для рервой пары колес при Pä/Pi — 3 будет равна
Li= ^3250^03580 ^^ззэ ^
Количество отсасываемого воздуха из конденсатора 0,15 q кг/1000 квтч и удельный объем его 262 м3,'кг., который благодаря наличию пара удвояется, ибо, как указывалось выше, на 1 объем воздуха в конденсаторе приходится два объема пара, так что в каждый момент будет извлекаться из. конденсатора двойной вес пара по отношению к весу воздуха. Поэтому необходимая полная мощность для двух первых колес
Ni — 0,0339.0,15.q.262.2 0,01 —0,0266 q = 0,0016d3.m квт/1000 квтч.
Третье колесо проходится смесью воздуха и пара из промежуточного охладителя № 1, соединенного с первой парой колес. Хотя часть пара выхлопа из этой пары конденсируется в охладителе № 1, все же пар в смеси останется в количестве, отвечающем температуре насыщения в охладителе № 1. Газ в промежуточных охладителях принято охлаждать до температуры, которая приблизительно градусов на 10 выше начальной (Hütte, 1936, т. 111, стр. 608). Так как начальная температура охлаждающей воды в наших условиях 1°—2°С, то, допуская ее нагрев в охладителе до 10°С, достаточно будет принять охлаждение смеси до 15°С. Этой температуре отвечает парциальное давление пара Рпар~ 0,0174 ата. Поэтому парциальное давление воздуха Рво,д = 0,0300 — 0,0174 — 0,0126 ата. Объем, занимаемый воздухом, после охладителя № 1 Ьудет
увогд= = = 1 м3/10Q0 квтч,
Р 1 '
* ВОЗД
Этот воздух в состоянии насыщений при температуре 15°С принесет влаги из охладителя №1
(фиг. 12) 12'8'°'62'ёэ'ш=0,008.(Кт кг/1000 квтч, ^ 1000
или в куб. м/1 ООО квтч 0,008.78.с!э.ш = 0,62<1э.т,
так что на 1 объем воздуха приходится 1 объем
пара. После же первых двух колес поступило в
охладитель (№ 1)0,15.262.я м3 воздуха и столько же
0,15. Я-262 ,
пара, вес которого -1--— 0,018. аэ .ш
131,6
кг/1000 квтч.
Таким образом, останется в охладителе (0,018 —0,008) аэт^0,01.(1э.т кпЩОО квтч. Затрачиваемая мощность на третьем колесе
N'1 = 0,0136.0,03 ■ 2.0,62. (1э. ш = 0,0005. (1э. тп квт/1000 квтч.
После третьего колеса поступает воздух из трубопроводов предварительной дегазации в количестве 0,25 я при давлении 0,03 ата. Парциальное давление пара в холодном столбе 0,0067 ата. Парциальное давление воздуха
Рвозд = 0,05 — 0,0067 — 0,0433 ата.
Объем воздуха
29,27.0,187.я.275
V
возл
433
0,21 .da.ni
Количество пара при насыщении воздуха при температуре 1°С (рис. 12;
0,00117 кг/1000 квтч
1000
и, следовательно, на 1 м3 воздуха приходится 1 м8 пара.
Количество воздуха из теплого столба 0,25.0,75.ч'возд- Парциальное давление пэра Рпар = 0,0323 ата, так что парциальное давление воздуха Рвозд = 0,05 — 0,0323 = 0,0117 ата. Объем воздуха
29,27.0.75.д'возд .298 0,25
177 ~ ™
V*
09Д
Абсолютное ¿с ьлх-'и* парс $ отл* абс
ее
20
Темпера
тура Фоздухо •С
г//*»
-
30
зэ
"Г
10.03%
\оом
15
10
-г-
и-
и
0,090
оою
>00»
25
25
20
Й-+
15
10
-5
-10
-го
15
л.
10
= 0,208.d9.n1 М8/Ю00 квтч Вес уносимого воздухом пара при температуре 25°С
^23Д208. — 0,0048.4. т кг/1000 1000
Рис. 12 (рис. 12)
квтч.
Температура сжатой смеси после третьего колеса (рис. 11) 35-|-15=50оС. Поэтому после поступления смесей из двух трубопроводов предварительной дегазации перед четвертым колесом будем иметь температуру смеси:
50 (0,15.0,06. d3m -f 2.0,008. d9. m) + 2 5 (0,25.0,75.0,0225. d3. m +
+ 2.0,0048.d9.m)+l (0,25.0,75.0,06.d8.m +2.0,00117.d9.m)=r
^x (0,15.0,06.d3.m-f 2.0,008.d3.m + 0,25.0,75.0,0225.d3.m +
+ 2.0,0048.d3.m-f 0,25.0,75.0,06. d3.171 + 2.0,00117.d9.m),
откуда x=^28°C. Объем смеси из холодного столба при нагревании с 1°С до 28°С увеличится
2.0,21 .d3m. 301/274 = 0,46. d3. т.
Объем смеси из теплого столба тоже увеличится при повышении температуры с 25°С до 28°С
2.0,203. d3. m. 301/298 = 0,42. d3. m.
Объем же смеси из третьего колеса уменьшится при падении температуры с 50°С до 28°С и будет
2.0,62.d3.m. 301/323~l,l6.d3.m
Всего объем смеси воздуха и пара перед четвертым колесом
(0,46 + 0,42+ l,16)d3.rn = 2,04. d3.m куб. м/1000 квтч.
Работа сжатия в четвертом и пятом колесах из рис. 11 при Р2/Р1 =
Л1Л1ЛПС 0,0217 4* 0,0190 ЛЛ0т , „ = 0,10/0,05 = 2 будет -5—1-= 0,0203 квт/м3.
2
Полная потребная мощность
N"2 = 0,0203:0,05.2,04.d3.m — 0,00207.d3.m квт/1000 квтч.
После шестого колеса смесь попадает в охладитель № 2, куда направляется также смесь воздуха и пара из двух трубопроводов предварительной дегазации при давлении 0,1 ата. Температуру в охладителе примем 20°С, а количество воздуха будет q = 0,06.d3.m.
Парциальное давление пара при 20°С Рпар =0,0238 ата, а парциальное давление воздуха Рвозд = 1,0—0,0238=0,0762 ата. Объем воздуха
29,27.298.0,06. d3. m Л .
Увозд = —----- --— = 0,69. d3. ш.
76 2
Количество пара (рис. 12), уносимого воздухом,
J7.0,69"d3^ = o,01175.d3.m кг/1000 квтч, 4 1000
чему отвечает объем пара 0,01175.57,8=0,69.d3.m;
следовательно, на один объем воздуха приходится один объем пара. Ра-
К RT
бота сжатия (рис. 11) при Р2/Рх = 0,25/0,1 = 2,5 будет в-0,0281. Пол-
м3
ная же работа сжатия в группе колес 6—8
N, = 0,0281.0,1.2.0.0,69.dt.m=0,00387.<1,.т квт/1000 квтч.
После восьмого колеса охладитель № 3 с температурой смеси 20°С, так что парциальное давление пара РГлР = 0,0238 ата и парциальное давление воздуха Рвом = 0,25—0,0238 = 0,2262 ата. Объем воздуха
увозд = 1Ч1293 = 8 т м3д000 КВТЧ<
2262
Количество уносимого пара (рис. 12)
Х7^228:^^Л1 = 0,:00388<1э.т кг/1000 квтч. 1000
Объем пара 0,00388.dэ.m. 57,8=0.226.(Зэ.гп. При степени сжатия 0,5/0,25= = 2 полная работа сжатия в группе колес 9—11
N4 = 0,0203.0,25.2.0,228. (1э. т = 0,00232 .йэ.т
В охладителе № 4 примем температуру 15°С. Тогда Рпар = 0,0174 ата и Рвозд —0,5 — 0,0174 = 0,4826 ата. Объем воздуха
29,27.я.288 п.пс .
4826
Количество уносимого пара -^^^-^-^-=0,001360 dэ.ш кг/1000 квтч.
Степень сжатия 1,05/0,5 = 2,1. Полная работа сжатия в последней группе колес 12—17 будет
N5 = 0,022.0,5.2.0,105. (1 }ш = 0,00232. dэm.
Итак мощность, которую необходимо затратить для приведения в действие экстрактора, будет
N1 =0,0016.аэ.1П N3' = 0,0005.дэ.ш N2"= 0,0021 Л9.т N3 = 0,0039. d3.n1 N4 = 0,0023.<1э.т N5 = 0,0023^э.ш
N = 0,0127.<1э.т.
Если принять ^полит = 0,6, то действительно, затрачиваемая мощность
действ = 0,0212.аэ.П1 квт/1000 квтч.,
0,6
На рис. 13 построен пучек прямых для зависимости Мдейств от dэ при разных значениях ш.
Теперь мы имеем все данные, чтобы определить расход энергии на собственные нужды утилизационной установки для любой конденсационной станции, имеющей рабочую мощность Мгл.Тур главных турбин. Возьмем пример такой станции мощностью 1^гл.тур = 14000 квт, dэ = 6,25 кг/квтч и ш = 60. Тогда:
Из .рис. 2: я'вод =375 кг/квтч;
Из рис. 3: Г) = 6,0 кг/квтч
Из рис. 4: N = 0,067 квт/квтч
Из рис. 5: я"ВОд =620 кг/квтч.
Из рис. 6 имеем: 1) при сопротивлении тракта через конденсаторы главных турбин Н' = 10,25 получим N'=16 квт/1000 квтч; 2) для подачи охлаждающей воды в конденсатор турбины низкого давления при Н" =10 м получим N" = 25 квт/1000 квтч. Всего же ?14 (25+16) = 575.. Мощность же, поглощаемая насосами для подачи циркуляционной воды в главные турбины, N0 = 420 квт, так что потребная дополнительная мощность =575—420 = 155 квт. Мощность, необходимая для экстрактора воздуха (рис. 13)
ЭДдейст == 1Ю КВТ.
Всего же энергии на собственные нужды утилизационной установки N^6.«= 355+ 110 = 265 квт. Полная же мощность утилизационной установки (рис. 4) -14000.0,067 = 940 квт, так что расход энергии на соб-
ственные нужды 265.100/940 = 28%. Для покрытия прочих собственных нужд электростанции остается 940—265=675 квт, т. е. 675.100/14000=4,8%. Расход энергии на экстракцию воздуха составляет 110.100/940= 11,7%, в то время как таковой у, Клода был определен 7—8%. Этот перерасход надо объяснять, повидимому, тем, что в утилизационной установке принят более глубокий вакуум 0,01 ата против 0,019 у Клода, В действи-
тельности можно ожидать снижения расхода энергии ría экстракцию воздуха, ибо, как указывалось выше, отходящая вода из испарителя, направляемая в конденсатор главных турбин, в значительной мере будет дегазирована. Некоторого снижения мощности на экстракцию воздуха удастся, вероятно, добиться большим приближением к наивыгодному отношению х между конечным давлением сжатия и начальным давлением в частях многоступенчатого компрессора; наконец, не надо упускать из вида и того, что самая мощность турбины низкого давления была подсчитана с большой осторожностью: в действительности позволительно ожидать более высокого значения относительного к.п.д. этой турбины, а, следовательно, и уменьшения о/0 энергии, расходуемой на собственные нужды.
В заключение необходимо подчеркнуть еще раз, что с применением утилизационной установки будет достигнута экономия в расходе топлива из-за устранения возможности переохлаждения конденсата1), а также из-за уменьшения расхода пара на эжекторы конденсаторов главных турбин вследствие дегазации циркуляционной воды, долженствующей уменьшить попадание воздуха чрез неплотности конденсатора с одновременным увеличением -вакуума вследствие повышения коэфициента теплопередачи, что в свою очередь будет способствовать экономии топлива. Если к тому же пойти на химочистку испарившегося добавка циркуляционной воды/то этим ко всему сказанному устранены будут осложнения в котельной от водных неплотностей в конденсаторах главных турбин. Кроме того удастся несомненно сократить этим путем количество промывок и чисток конден-тсаоров главных турбин, загрязнение которых причиняет порчу вакуума и, следовательно, ведет тоже к перерасходу топлива, нарушает нередко бесперебойную работу станций и вызывает недоотлуск нередко электроэнергии потребителям3). Как известно, проблема поддержания конденсаторов в надлежащем порядке становится все более и более трудной вследствие растущего загрязнения источников охлаждающей воды канализационными сточными водами промышленности и крупных населенных центров. Следует обсудить еще один вероятный момент экономии тут, а именно потенциальное уменьшение расхода электроэнергии на собственные нужды электростанций вследствие возможности выработки в утилизацион- $ ной установке постоянного тока, как это имеет место на многих станциях США. Постоянный ток допускает экономичную регулировку скорости в широких пределах, что важно для электромоторов многих исполнительных механизмов электростанций и что может иметь особый смысл при предстоящем массовом внедрении автоматики. Но главное уменьшение удельного расхода топлива получится, конечно, из-за дополнительной выработки квтч в турбине низкого давления.
Как указывалось выше, часть конденсаторов установки Клода и Бу-шеро предусматривалась в виде поверхностных, что имело в виду получение дистилята, предназначавшегося для приготовления льда. Для наших условий эта возможность получения конденсата в утилизационной установке типа Клода и Бушеро может иметь особое значение, поскольку она может избавить нас от необходимости пользования для добавка при утере конденсата на станции химически очищенной водой в течение 6—7 месяцев в году в периоды самой напряженной работы электростанций.
Переохлаждение конденсата в некоторых случаях зимою постигало на наших станциях 10°—20°С. На ШГЭС лишь иутем введения ряда мероприятий удалось снизить это переохлаждение и держать в пределах 5° С (ШГЭС им В. И. Ленина. 1925—1935 г.г, стр. 114). На ТЭЦ Горьковского автозавода это переохлаждение держится 2°— 3° С (Тепло и Сила. 1935, JNfc 2 статья Лаврова, стр. 20). Таким образом, можно считать, что переохлаждение конденсата увеличивает расход пара, по крайней мере, на 0,5*$.
2) На Чегрэс введение регулярной чистки конденсаторов каустической содой через 6 суток дало повышение к.п.д. турбин примерно на 0,5-И (Теплосиловое хозяйство, 1940, № 12, ст.
Гвоздецкого).
Дистилят этот дегазирован, чго является также весьма ценным. В ряде случаев момент возможности получения такого конденсата для добавка может оказаться решающим, и тогда не придется придавать большого значения неизбежному уменьшению мощности утилизационной установки вследствие ухудшения вакуума при применении поверхностных конденсаторов.
Если считать, что утилизационная установка даст всего 5и/0 экономии в удельном расходе топлива, то для рассмотренного выше частного примера денежная экономия в год при стоимости условного топлива 50 рублей тонна и удельном расходе такого топлива 1,2 кг/квтч будет 14000.4500.1,2.0,05.50/1000 = 190000 рубл. При 10% отчислений по кипи-тализационному фактору это обеспечивает возможность капитализировать сумму 1900000 руб., чтобы без денежного ущерба для народного хозяйства получить 5°/0 экономии в удельном расходе топлива. Отсюда предельно-допустимая величан стоимости установленного квт 1900000/940 = 2000 руб. Соответственные расчеты, сделанные для условий Шатурской ГРЭС при ее удельном расходе условного топлива 0,54 кг/квтч и стоимости этого топлива 91 руб./т., дают предельно-допустимую стоимость установленного квт утилизационной установки около тоже 2000 руб. в предположении, что экономия в топливе будет всего 4°/0. Обе эти цифры свидетельствуют, что предельно-допустимая величина капиталовложений на установленный квт утилизиционной установки должна оказаться достаточной, чтобы реализовать такие установки для получения сбережения в расходе топлива.
Интересно попутно отметить, что крупные установки Клода и Бушеро для утилизации разности температур в тропических морях, по данным Бушеро, должны были -обходиться по 1000—1500 бумажных франков (1926 г) за установленный квт [6] в то время как крупные конденсационные ■станции в Европе обходились тогда 300—450 франков золотом за установ. квт, что в бумажных франках давало по тогдашнему курсу 2100—3100 франков [7], т. е. установленный квт этих станций был раза в два дороже, чем у Клода и Бушеро.
Но интересы народного хозяйства требуют от нас не только борьбы на экономию топлива: они декретируют нам напряженную борьбу и за экономию металла, так как запас в частности железных руд в мире довольно ограниченный. Некоторые предварительные расчеты, проделанные в дипломном проекте студентки Томского Политехнического института Тихоновой 3. А., показывают, что расход металла на установленный квт утилизационной установки при ГРЭС мощностью 14 мгвт не превосходят таковой для локомобильной установки той же мощности (около 200 кг/квт). Таким образом нельзя сказать, что этот расход металла является недопустимым. Тем не менее имеется вероятная возможность значительно сок-кратить такой расход. Дело в том, что утилизационная установка работает в условиях вакуума, т. е. барабан ее, наиболее громоздская часть, подвержена наружному сжатию со стороны атмосферного давления. В этих условиях соблазнительно барабан конструировать из элементов каменного литья, которое, как известно, прекрасно работает на сжатие и удовлетворительно на изгиб, давая временное сопротивление сжатию при звездчатой структуре порядка до 10000 кг/см2 и на изгиб 550—740 кг/см2 [8]. Проблему освоения каменного литья, как машиностроительного материала, необходимо серьезно ставить уже перед отечественным машиностроением независимо от утилизационной установки. Весьма сомнительно, однако, что большие барабаны утилизационных установок удастся изготовить цельными из каменного литья: они, надо думать, будут получаться из отдельных элементов, которые потребуется соединить между собою, добиваясь состояния полнейшей плотности, парализующей всякую возможность про-
никнОвейня воздуха во внутреннюю полость барабана. Должно быть разработано какое-то подобие технологии сварки отдельных элементов в применении к каменному литью. Задача, конечно, не непреодолимая, должен-'ствующая рано или поздно стать перед * инженерами-энтузиастами этого дела, склонными прокладывать новые пути в технике. Вот тогда-то утилизационная установка станет егце более заманчивой, приобретет еще одно серьезное преимущество.
Не исключена возможность изготовления барабана турбины низкого давления из бетона с применением плотных смесей с нанесением плотной штукатурки с затиркой, для достижения воздухонепроницаемости которой в данном случае будет благоприятствовать постоянное орошение стенок внутри барабана. [9] Толщина стенок о барабана должна получиться вполне приемлемой, так как наружный радиус цилиндрического сосуда, нагруженного одним наружным давлением р„, определяется по формуле [10]
V Rd-2p„
где Rd—допустимое напряжение на сжатие. Принимая рн = 1 ата и для бетона Rd~30 кг/см3, получаем г2 —310 см, так что 8 ^ 100 мм. Фактически эту толщину придется, сделать несколько больше ибо при производстве работ трудно избежать небольших неправильностей цилиндрической части с отклонением в сторону овальности, почему на практике и требуется лишь соблюдение условия [11]
е = 2-Г1~г;-<0>01, и + Л
Во всяком случае толщина стенок барабана получится приемлемой Если дальнейшее^ исследование этого вопроса подтвердит целесообразность применения бетона, то задача сооружения турбин низкого давления значительно уцростится. Некоторых трудностей возможно ожидать здесь в связи с вибрациями роторов турбины, могущими повести к нарушению плотности барабана.
ЛИТЕРАТУРА.
1) ChambadaL Le degazage fractionné des eaux chaude et froide dans le procédé Claude— Boucherai. Chaleur et industrie, 19MS № 168, p. 911.
2) G. С 1 a u d е. V extraction des gaz dissous dans le procédé Claude—Boucherot dutilisation de l'énergie thermique des mers tropicals. Le Génie civil, t. C„ № 23, p, 571.
3) G. Claude. Sur l'utilisation de l'énergie'thermique des. mers Comptes rendus, 1.185, p. 988.
4) С Montei I. Description et essais en usine d'un extracteur d'air, Système Rateau, devant être utilisé danj les appareils Claude—Boucherot. Rev. gén. de l'électricité, 18/II 1933, pp. 217—229.
5) Гинц. Термодинамические основы поршневых и турбокомпрессоров. 1933 г. Энерго-издат, стр. 40.
6) Bou ta ri с. L'utilisation de l'énergie thermique des océans. Chaleur et Industrie
1928, № 94, p. 60.
7) Le Paige. Les Tendances actuelles dans construction des supercentrales électriques Rev. univ.: des mines, 8-e serie, t. II, № 6, 15/IX 1929, p. 25.
8) Строительния промышленность, 1935, № 3, стр. 4 >. По данным акад. Будникова (Химическое машиностроение, 3940 г., № 4—5, статья Володина и Клинова) соответственные цифры 830 и 980 кг/см2.
9) Техническая энциклопедия, T. II, 1937, стр 738, статья В. Скрамтаева о бетонах.
10) Кадыков В. И. Расчет цилиндрических сосудов. Ленинград, 1933 г. стр. 23.
11) Булгаков В. В. Влияние отклонений формы трубы от круглой на ее сопротивленце внешнему давлению ГТИ. Москва, 1930, стр. 3.
Стра-
ница
89
92
95
97
98
101
178
193
203
203
214
221
318
318
323
323
325
326
3 A M Е Ч Е H II Ы M О П Е Ч А
ТКИ
Строка
Напечатано
Должно быть
Рис. 3
7 снизу 19 снизу
19 снизу 15 снизу
17 снизу 4 сверху
12 сверху ; 17 снизу
8 снизу
4 сверху
Подпись к рис. 5
14 снизу 1 сверху 1 сверху На рис. 6 33 сверху
(Рисунок перевернут)
02
Z
2тД
окружающей
s =
I/ -
п п
__Е_
1 + Z2
I = К. V 1-е
заключающихся (28)
¡о2-
Гм
LM
t" 1 а
»1)1
î" 1 а
Потери тепла неполноты горении.
(рис. 3)
атуру
г = 58
П'вод н я"вод
/2 3 f- 25 ~ 293 К,
- *02
ZT
В уравнении (27) ос является гкн^ателем степени
Zmv
окружностей
п
"о
1о
i + Z2
Гм
Lm
t
i = 1м \ 1 — e заключающийся (26)
ï v
log — t a
kl
itf 1 a
Потери тепла от неполноты горения.
(рис. 4)
пературу
г = 587
Q 'вод И Я'вод
S /273 + 25 = 293 К/,
