АЭУ АЭС с ВВЭР. Влияние эксплуатационных факторов на работу конденсатора

6 СПЕЦИАЛЬНАЯ  ЧАСТЬ

 

6.1Специальный вопрос. Анализ влияния эксплуатационных факторов на работу конденсационной установки

 

Основным назначением  конденсационной установки паротурбинного агрегата является конденсация отработанного  пара турбины и обеспечение за последней ступенью, при нормальных условиях, давление пара не выше расчетного, определенного исхода из технико-экономических соображений.

Среднее давление отработанного пара P_к для принятого при проектировании конденсатора на номинальных условиях (расход пара к конденсатор, температуры и расхода охлаждающей воды) составляет 5,0-5,2 кПа. Поскольку оно значительно ниже атмосферного(барометрического) , ему отвечает разрежение в паровом пространстве конденсатора. В отличие от номинальных значений параметров свежего пара перед турбиной давление отработанного пара  P_к  не может поддерживаться в эксплуатации на определенном заданном уровне и заметно изменяет в зависимости от режимных условий. Его значения, отвечающие различным условиям работы конденсаторной установки при удовлетворительном ее состоянии, определяются по тепловым характеристикам.

Кроме того конденсационная  установка в составе ПТУ АЭС  выполняет следующие функции:

-подачу конденсата  в конденсатно-питательную систему  (систему регенерации);

-получение чистого конденсата с малым содержанием солей, воздуха и других газов в нем;

-прием и конденсацию  пара, сбрасываемого из главного  паропровода помимо турбины в  конденсатор через БРУ-К(до 60% номинального  расхода пара на турбину), когда  количество генерируемого пара в паропроизводящей установке превышает количество пара, используемого в турбине(например, при быстром сбросе нагрузки, срабатывании аварийной защиты, вводе и выводе энергетической установки).

В состав конденсационной  установки входят следующие основные элементы:

-собственно  конденсатор-устройство, где происходит  теплопередачи и конденсации  пара;

- источник охлаждающей  воды(пруд-охладитель, брызгальный  бассейн, градирни и т.д.),где  осуществляется охлаждение циркуляционной  воды, нагретой в конденсаторе в процессе теплопередачи;

-конденсатный  насос, обеспечивающий откачку  конденсата из кондесатосборника  и подачу его в конденсатно-питательную  систему;

-воздухоотсасывающие  устройство, служащие для отсоса  паровоздушной смеси из конденсатора  и концевых уплотнений турбины;

- система шариковой  очистки конденсатора;

-трубопроводы  служащие техническими связями,  и арматура, предназначенная для  выполнения необходимых переключений;

-КИП и средства  автоматики (регуляторы), предназначенные  для контроля работы конденсаторной установки и автоматизации технического процесса.

6.1.1 Влияние  давления в конденсаторе на  работу турбоагрегата

Большое влияние  на работу турбоагрегата оказывает  давление в конденсаторе и соответствующие  ему давление за последней ступенью турбины.

В процессе эксплуатации конденсационной установки турбины  давление в конденсаторе P_к может меняться в широки пределах в зависимости от температуры и расхода охлаждающей воды, изменений паровой нагрузки, загрязнений трубок, ухудшения воздушной плотности вакуумной полости конденсатора и связанных с ним систем, находящихся под вакуумом, а также других причин, влияющих на режим работы конденсатора.

При изменении  давлении в конденсаторе в общем  случае могут изменяться: теплоперепад, внутренний КПД последней ступени и всей турбины, потеря с выходной скоростью из последней ступени, расход пара, сбрасываемого в конденсатор(при фиксированном общем расходе пара на турбоустановку), конечная влажность пара. Невозможно рассматривать влияние на внутренний КПД и другие характеристики турбины различных параметров без анализа работы последней ступени:

-режим с докритическими  скоростями истечения пара из  рабочих решеток;

-режим при  сверхкритических скоростях истечения  пара с дополнительным ускорением  потока в косом срезе рабочих решеток;

Критическое давление P_к , устанавливающее границу между этими режимами, определяется выражением, полученным на основании расчетов и экспериментов

 

P_к= P_кр=0,328•10^-3•G_п/F_pz

 

Где G_п – расход пара, сбрасываемого в конденсатор, кг/c;

F_pz – площадь горловинных сечений каналов на выходе из рабочих решеток последних ступеней, м².

Изменение мощности турбины при изменении P_к (давление за последней ступенью ЦНД) рассматривается по сравнению с той мощностью, которую развивает турбина при достижении звуковой скорости в выходном сечении рабочей решетки последней ступени  W_2z . Давление за ступенью, соответствующее этому режиму равно критическому P_ко=P_кр.

Пусть при работе последней ступени в докритическом  режиме давление P_к увеличилось по сравнению с исходным значением P_ко  на величину ∆H_at. Это приводит к изменению влажности пара, потери энергии с выходной скоростью и расхода пара в первом регенеративном подогревателе низкого давления, в связи с изменением температуры конденсата на входе в подогреватель

Полное изменение внутренней  мощности турбины составит

 

∆N_it= N_it -N_ito=-(G_по-∆G_п)∆H_i+H_io•∆G_п

 

Где H_io и ∆H_i – внутренний теплоперепад группы ступеней ЦВД до последнего регенеративного отбора пара в расчетном режиме и изменение этого теплоперепада;

 G_по – расход пара в конденсатор в исходном (расчетном) режиме;

 ∆G_п – изменение расхода пара в конденсатор.

Изменение теплоперепада  ∆H_i определяется из выражения

 

∆H_i=(1-x_cp)( ∆H_at•η_i-∆q_bz)

 

где η_i- внутренний КПД процесса в интервале между изобарами P_к P_ко без учета потерь от влажности и с выходной скоростью пара; x_cp- средняя влажность пара по i,s –диаграмме

Изменение потери с выходной скоростью

 

∆q_bz=(С₂²-С₂₀²)/2

 

Где С₂ – абсолютная скорость выхода пара из рабочей решетки последней ступени, определяется из треугольника скоростей на выходе из последней ступени С₂²=W₂² +u₂²- 2uW₂cosβ₂, где W₂=G_п•υ_п/F_pz –относительная скорость парового потока на выходе из рабочей решетки;

β₂- угол выхода скорости W₂ на среднем диаметре;

u- окружная скорость рабочих лопаток на среднем диаметре.

Изменение расхода  пара, поступающего в конденсатор, равно  изменения расхода пара в последнем  по ходу пара регенеративном подогревателе

 

∆G_п= G_по(i’_k-i’_ko)/( i_п-i’_п),

 

где i_п и i’_п – энтальпия отбираемого пара и конденсата этого пара;

i’_k и i’_ko- энтальпия конденсата отработавшего пара при измененном и исходном давлении в конденсаторе.

В турбинах АЭС  изменение давления в конденсаторе в большей степени влияет на режим  работы, чем в турбинах ТЭС. Это  объясняется меньшими располагаемыми теплоперепадами в турбинах АЭС.

Для режимов  с докритической скоростью истечения  пара из рабочей решетки последней  ступени существует прямая пропорциональная зависимость между приращением  теплоперепада и приращением  мощности турбины.

При сверхкритических скоростях истечение пара из рабочей решетки последней ступени изменение Р_к не сказывается на параметры пара перед ступенью. Поэтому мощность всех ступеней, кроме последней, остаются постоянной. Мощность турбины в этом случае будет меняться только в результате изменения окружной скорости в этом случае будет меняться только в результате изменения окружной составляющей скорости выхода пара из рабочей решетки W_2u последней ступени. При наступлении сверхкритического режима истечения пара из последней рабочей решетки прямая зависимость между приращением теплоперепада и приращением мощности будет нарушена. Понижение давления за ступенью при этом сопровождается увеличением скорости  W₂ и отклонением потока пара в косом срезе рабочей решетки. До тех пор, пока не будет достигнуто предельное расширение пара , в косом срезе будет происходить увеличение мощности последней ступени и турбины по мере снижения Р_к.

Давление в  конденсаторе, соответствующее режиму, при котором исчерпывается расширительная способность косого среза сопловой и рабочей решеток последней ступени и прекращается прирост мощности называется предельным вакуумом Р_{к пред}.

Предельное  давление (вакуум) не является наивыгоднейшим. Найвыгоднейшим является так называемый экономический вакуум

Р_{к эк.} > Р_{к пред}. Понижение абсолютного давления в конденсаторе связано с дополнительной затратой электроэнергии на подачу добавочного количества охлаждающей воды в конденсатор.

Таким образом , давление в конденсаторе зависит  одновременно и от работы последней  ступени, и от работы конденсационной установки.

Пусть при некотором  расходе пара G_п, постоянной  начальной температуре охлаждающей воды через конденсатор t_1в и при выбранном исходном расходе охлаждающей воды через конденсатор G_в получено абсолютное давление в конденсаторе Р_{к нач.} При увеличении расхода охлаждающей воды будет понижаться абсолютное давление Р_к  и расти развиваемая турбиной мощность N_t. При этом будет расти и затрачиваемая на привод электронасосов мощность N_н. На рис. 6.1 кривыми отмечено приращение мощности турбины  ∆N_н. Разность между увеличением мощности ∆N_t-∆N_н дает полное приращение турбоустановки  ,,нетто” при углублении вакуума за счет увеличения расхода воды G_в. Как видно из рисунка, полезное приращение мощности ∆N_t-∆N_н ( пунктирная кривая) вначале возрастает, достигая максимума в точке А ∆N_э.max, зачем уменьшается и становится равным нулю в точке В (тока пересечения кривых ∆N_t и ∆N_н). Разность ординат ∆N_t-∆N_н и дает кривую полезного роста мощности турбины с максимумом в точке А при оптимальном значении  расхода охлаждающей воды G_в.опт. Точка С соответствует величине экономического вакуума или экономического абсолютного давления в конденсаторе Р_{к эк} ,а точка D – предельному абсолютному давлению в конденсаторе Р_{к пред}.

В реальных условиях обычно нет возможности непрерывного изменения расхода охлаждающей воды и всех параметров конденсационной установки, возможно лишь ступенчатое регулирование расхода охлаждающей воды G_в путем изменения числа работающих циркуляционных насосов путем поворота лопастей и изменения частоты вращения при постоянном напоре.

Очевидно, что  значения Р_{к эк.} Для конкретного турбоагрегата зависит от величины t_1в ,а также от характеристики турбины и конденсационной установки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 6.1 – Диаграмма  приращения мощности турбины ∆N_t и затрат мощности на привод циркуляционных насосов ∆N_н при увеличении расхода охлаждающей воды G_в и изменений давления в конденсаторе P_к. Расход пара в конденсатор G_п и температура охлаждающей воды t_1в постоянны

 

Как отмечалось выше, при заданной нагрузке, определенной температуре охлаждающей воды и  нормальной работе всех элементов конденсационной  установки (КУ) эксплуатационный персонал может влиять на вакуум в конденсаторе путем изменения расхода охлаждающей воды. Это позволяет при известных условиях  достигнуть повышения экономичности турбоустановки за счет рационального режима работы циркуляционных насосов и оптимизации тепловых процессов в трубном пучке конденсатора.

Подача воды ЦН, используемыми в составе ПТУ АЭС, может быть изменена в диапазоне от 20 до 30% (от 100 до 80-70%) поворотом лопастей рабочего колеса. Регулируемый диапазон изменения подачи может быть расширен изменением частоты вращения двухскоростных приводных электродвигателей ЦН.

Увеличение  расхода охлаждающей воды через  конденсатор всегда приводит к уменьшению давления в ней, а при исходном давлении выше предельного для данной турбины – к соответствующему  увеличению развиваемой турбоустановкой  мощности и росту ее экономичности брутто. Увеличение расхода охлаждающей воды требует дополнительной затраты мощности на привод ЦН. Экономическая целесообразность увеличения расхода охлаждающей воды зависит от изменения мощности турбоустановки нетто, от соотношения между приростом мощности турбоагрегата в результате снижения давления в конденсаторе и дополнительной затратой мощности на привод ЦН, увеличение расхода воды целесообразно лишь в том случае, если прирост мощности турбины больше увеличения затраты мощности на привод ЦН. Оптимальный расход охлаждающей воды, отвечающий наибольшему выигрышу мощности, должен определяться для различных значений паровой нагрузки конденсатора (электрической нагрузки ТА) и температуры охлаждающей воды.

Значительное  влияние на изменение нетто в  результате изменения расхода охлаждающей воды оказывает характер изменения мощности  турбины в зависимости от давления в конденсаторе, близких к предельному Р_{к пред}, прирост мощности турбины при понижении давления в конденсаторе уменьшается. При этих условиях возрастает мощность, затрачиваемая на ЦН.

По результатам  определения оптимальных расходов охлаждающей воды при различных  условиях строится график оптимальных  значений подачи циркуляционных насосов G_в^опт. представленных на рис. 6.2