PL150808B1 - Sposób podwyższania sprawności termicznej obiegu turbiny parowej - Google Patents

Description

OPIS PATENTOWY

Patent dodatkowy do patentu nr Zgłoszono: ^{80 09 24} Pierwszeństwo ____ /P. 226946/ c z. f · u L ΝIA

U t;du Patentowego

Int. Cl.® F01K 7/16

URZĄD

PATENTOWY

RP

03 29

Zgłoszenie ogłoszono:

Opis patentowy opublikowano: 1990 12 31

Twórca wynalazku: Robert Szewalski

Uprawniony z patentu: Polska Akademia Nauk, Instytut Maszyn Przepływowych, Gdańsk /Polska/

SPOSÓB PODWYŻSZANIA SPRAWNOŚCI TERMICZNEJ OBIEGU TURBINY PAROWEJ

Przedmiotem wynalazku jest sposób podwyższenia sprawności termicznej obiegu termodynamicznego turbiny parowej uzyskany na drodze rewaloryzacji pary roboczej w akcie ekspansji· W celu wyjaśnienia wynalazku posłużono się rysunkiem, na którym fig.1 przedstawia wykres entropowy znanego konwencjonalnego obiegu termodynamicznego turbiny parowej, fig· 2 wykres znanego konwencjonalnego obiegu termodynamicznego turbiny parowej z przegrzewem międzystopniowym w trakcie ekspansji, fig.3 - wykres entropowy obiegu termodynamicznego turbiny parowej według wynalazku, z jednym procesem rewaloryzacyjnym w trakcie ekspansji i tym samym podziałem obiegu na dwa zamknięte obiegi częściowe, fig«4 - wykres obiegu termodynamicznego turbiny parowej według wynalazku, lecz z dwoma procesami rewaloryzacyjnymi w trakcie ekspansji i tym samym z podziałem obiegu na trzy zamknięta obiegi częściowe, fig«5 - schemat układu siłowni według wynalazku i stosownie do fig.4 z dwoma procesami rewaloryzacyjnymi w trakcie ekspansji, fig«6 - wykres entropowy obiegu do przykładu obliczenia·

Znany obieg termodynamiczny turbiny parowej /siłowni parowoturbinowej/, fig· 1 obejmuje cztery procesy składowe:

- ekspansje pary w turbinie, od 9tanu poczętkowego /1/ na wlocie do turbiny do etanu końcowego /2/ na wylocie do skraplacza, obarczoną stratami wyrażonymi przez sprawność wewnętrzną /inaczej: wykresową/ turbiny,

- skroplenie pary w skraplaczu na drodze /2-3/,

- sprężenie skroplin /3-4/ w pompie zasilającej, do ciśnienia podyktowanego ciśnieniem panującym w wytwornicy pary,

- doprowadzenia ciepła do strumienia wody zasilającej, a następnie pary, na drodze /4-1/·

150 808 i

150 808

Sprawność termiczna obiegu wyraża się stosunkiem różnicy ilości ciepła doprowadzonego z zewnętrz do obiegu /ςχ/ i odprowadzonego z niego z kolei na zewnętrz do ilości ciepła doprowadzonego /ηχ/:

i jest w rezultacie funkcję parametrów poczętkowych pary oraz końcowych, nadto sprawności pompy zasilajęcej oraz strat ciśnienia strumienia zasilajęcego podczas przepływu przez wytwornicę pary, wreszcie sprawności wewnętrznej /wykresowej/ turbiny.

Sprawność termiczna rośnie ze wzrostem ciśnienia poczętkowego /p^/ pary aż do pewnej granicy, podyktowanej objętościowym strumieniem pary na wlocie do turbiny,oraz dopuszczalnym stopniem zawilgocenia względnie suchości pary w końcu ekspansji /x₂/· Sprawność termiczna rośnie też, w danym przypadku zasadniczo bez ograniczeń, ze wzrostem temperatury poczętkowej pary /T^/, lecz ograniczona wytrzymałość materiałów w warunkach wysokiej temperatury określa najwyższę dopuszczalnę wartość tej temperatury. Metody służęce podwyższeniu osięgalnej sprawności termicznej turbiny obejmuję poza stosownym doborem parametrów pary na wlocie do turbiny /ciśnienia oraz temperatury wzgl. stopnia zawilgocenia/ i ciśnienia P2 /przeciwciśnienia/ na wylocie, nadto zmniejszeniem do minimum strat wewnętrznych w układzie:

- regeneracyjny podgrzew wody zasilajęcej,

- przegrzew pary wtórny, inaczej: międzystopniowy, w pewnych przypadkach nawet dwukrotnie w trakcie ekspansji.

Regeneracyjny podgrzew wody zasilajęcej za pomocę pary upuszczanej w trakcie ekspansji zmniejsza ilość ciepła /ςχ/, którę trzeba doprowadzić w wytwornicy pary na każdy kilogram czynnika pracujęcego na wlocie do turbiny, przede wszystkim jednak zmniejsza jeszcze bardziej ilość ciepła /q₂/ odprowadzanę do skraplacza, prowadzęc w rezultacie do znaczęcego wzrostu sprawności termicznej turbiny.

Przegrzew wtórny pary w trakcie ekspansji jak przedstawiono na fig.2, przy stosownie dobranym ciśnieniu przegrzewu wtórnego /p*/ przyczynia się również w pewnym stopniu do wzrostu osięgalnej sprawności, a przy tym będź zmniejsza zawilgocenie pary w końcu ekspansji, będź przy niezmienionym stanie końcowym pary /2/ pozwala na stosowanie wyższego ciśnienia poczętkowego /p^/, z korzyścię dla osięgalnej sprawności oraz pracy dajęcej się uzyskać z każdego kilograma pary na wlocie. W rezultacie, w zależności od parametrów pary i mocy jednost kowej turbin można osięgnęć sprawności termiczne turbin do około 43%, a w przypadku stosowania wysokich nadkrytycznych ciśnień pary oraz regeneracji nadkrytycznej nawet 46% i więcej. Dalszy postęp w zakresie osięgalnej sprawności termicznej turbiny upatruje się w realizacji obiegów złożonych, gazowo-parowych.

Okazuje się, że dalsza podwyższenie sprawności termicznej obiegu termodynamicznego turbiny parowej, w szczególności turbiny kondensacyjnej, można też osięgnęć w inny sposób. Strumień pary roboczej o określonych parametrach poczętkowych, ciśnienia i temperatury, rozpręża się w turbinie oddajęc na wał pracę machanicznę, a wstępujęc w toku rozprężania się w obszar pary wilgotnej powiększa swe zawilgocenia tylko do określonej wartości granicznej uznanej za dopuszczalnę ze względów mechanicznych, po czym podlega całkowitemu skropleniu w rewaloryzacyjnym wymienniku ciepła, przekazujęc swoje ciepło skroplenie dopływajęcemu strumieniowi wody zasilajęcej.

Zgodnie z wynalazkiem strumień ten podgrzewa się z kolei do stanu wrzenia 1 odparowuje całkowicie aż do stanu nasycenia albo praktycznie prawie do stanu nasycenia, a więc rewaloryzuje się· W tym stanie rozpoczyna ekspansję w kolejnym fragmencie /sekcji/ turbiny, oddajęc pracę machanicznę na wał, przy równoczesnym wzroście zawilgocenia, znowu tylko do określonej wartości granicznej uznanej za dopuszczalnę. Wprowadzony do kolejnego wymiennika tak zwanego wymiennika rewaloryzacyjnego skrapla aię całkowicie i przekazuje ciepło skroplenia kolejnemu etrumieniowi wody zasilajęcej i tak dalej na przemian aż do osięgnięcia przez strumień pary ciśnienia skraplacza· Stosujęc tsn eposób, strumień pary roboczej, pracujęc w

150 808 obszarze pary wilgotnej, nigdzie nie przekracza dopuszczalnej granicy zawilgocenia, a to pomimo braku przegrzewu międzystopniowego w trakcie ekspansji, jak to wskazuje wykres, fig·

4, dla przypadku dwóch procesów rewaloryzacyjnych w trakcie ekspansji· W rezultacie układ turbiny wykazuje tyle tak zwanych rewaloryzacyjnych wymienników ciepła, przedzielających poszczególne fragmenty /sekcje/ turbiny, ile jest procesów rewaloryzacyjnych pary roboczej w trykcie ekspansji· W każdym z wymienników rewaloryzacyjnych w miejsce strumienia pary wilgotnej, zawilgoconej do określonego granicznego stopnia zawilgocenia, przygotowuje się strumień pary zrewaloryzowanej, a więc pary suchej lub prawie suchej /na przykład x « 0,995/, która kolejno oddaje pracę na wał turbiny 1 tak dalej, aż do ciśnienia skraplacza· Liczba niezbędnych procesów rewaloryzacji pary roboczej w trakcie ekspansji wypada tym samym tym większa, im większy jest spadek entalpii turbiny przypadający na obszar pary wilgotnej·

Opisany obieg termodynamiczny pary odbiega w znaczący sposób od konwencjonalnego obiegu Rankina· Jest obiegiem złożonym z kilku zamkniętych obiegów Rankina składowych, skojarzonych termicznie pomiędzy sobą poprzez odpowiedni wymiennik ciepła· Na fig»3, przedstawiającej wykres entropowy najprostszego układu turbiny parowej według wynalazku z jednym tylko wymiennikiem rewaloryzacyjnym można stwierdzić: Para robocza w stania 2* ulega w wymienniku skropleniu i przekazuje ciepło skroplenia /ig “ *3/ k3/kg wodzie zasilającej obiegu dolnego, niskoprężnego, która z kolei nagrzewa się od temperatury skroplin w skraplaczu do temperatury nasycenia odpowiadającej ciśnieniu p^, a następnie odparowuje do stanu 1* na górnej krzywej granicznej /x^ 1/· Tym samym czynnik roboczy - para wodna, który w stania 2* był /skrajnia/ zawilgocony, w stanie 1* jest suchy bądź prawie suchy, ulega zatem rewalory* zacji· Stąd ilość czynnika pracującego /pary roboczej/ w obiegu dolnym, o niższym ciśnieniu początkowym p^ wypada zawsze mniejsza aniżeli w skojarzonym z nim termicznie obiegu górnym, zgodnie z równaniem bilansowym energii wymiennika ciepła:

^Mg /*2 - *3 / - ^Md /4 *4 / gdzie: Mg i - strumienie masowe czynnika pracującego, odpowiednio w obiegu górnym i dolnym, i^., l£·, 13·· 14 - wielkość entalpii w stanach 1*, 2*, 3* i 4 /według oznaczenia na rysunku fig»4/· Tym samym maleje również ilość ciepła qg odprowadzanego ostatecznie do wody chłodzącej w skraplaczu i rośnie sprawność termiczna całego obiegu, złożonego z kilku pracujących podobnie zamkniętych obiegów składowych·

Obieg według wynalazku zasługuje na uwagę zarówno ze względu na osiągalną sprawność, jak i z uwagi na znaczące uproszczenia układu obiegu termodynamicznego turbiny parowej, w porównaniu z obiegiem konwencjonalnym· Pod względem sprawnościowym przewyższa /około 44%/ własności turbiny konwencjonalnej na ciśnienie początkowa nadkrytyczne z 2-ma przegrzewami międzystopniowyml w trakcie ekspansji /około 43%/·

Równocześnie układ turbiny i całej siłowni upraszcza się w sensie konstrukcyjnym, z uwagi na:

- niższą temperaturę początkową pary wymaganą przy danym ciśnieniu początkowym, co prowadzi do obniżenia kosztów urządzania kotłowego, a także samej turbiny,

- brak przegrzewów wtórnych wraz z Odpowiednimi rurociągami, które są bardzo kosztowne w założeniu i jednocześnie ograniczają niezawodność ruchową zespołu,

- brak regeneracyjnego podgrzewu wody zasilającej, w zakresie ciśnień podkrytycznych·

Na miejace wysokotemperaturowych przegrzawaczy pary roboczej układu konwencjonalnym oraz układ regeneracyjnego podgrzewania wody zasilającej występują tu wymienniki rewaloryzacyjna, pracująca z reguły przy niewysokich temperaturach, a ustawiane w bezpośrednim sąsiedztwie turbiny ograniczają odpowiednia spadki ciśnienia pary·

Liczba procesów rewaloryzacji pary roboczej w trakcie ekspansji rośnie za wzrostem ciśnienia początkowego pary, co przedstawiono na wykresie dla obiegu termodynamicznego na flg»4, z 2-krotną rewaloryzacją pary, przy zastosowaniu układu siłowni uwidocznionego na

150 808 fig.5. Układ składa elę z wytwornicy pary WP, trzech turbin Tl, T2 i T3, dwóch rewaloryzacyjnych wymienników ciepła, RWCj, RWCjj oraz skraplacza SKr· Dwie pompy obiegowe sprężające czynnik roboczy kolejno od stanu 3 do 4 oraz stanu 3** do 4**, oraz pompę zasilającą sprężającą czynnik roboczy ze stanu 3* do 4* oznaczono tylko symbolicznie· Wreszcie, przy przejściu na ponadkrytyczne ciśnienie początkowe pary, na przykład 400 barów, można z korzyścią dla układu ograniczyć ewentualnie temperaturę początkową, przybliżając w ten sposób punkt początkowy ekspansji do górnej krzywej granicznej·

W tym przypadku jest również korzystne jednoczesne zastosowanie regeneracji nadkrytycznej, w celu podwyższenia sprawności. Proces rewaloryzacji może być stosowany jedynie w obszarze pary wilgotnej. Obliczenia dokonano zatem dla dowolnie przyjętego odcinka ekspansji, przykładowo od stanu początkowego 1 1* /para sucha nasycona/ do końcowego przeciwciśnienia, jak to przedstawiono na fig.6. Dla uproszczenia wywodów dokonano obliczenia dla przykładu teoretycznego, tj· bez uwzględnienia wszelich strat przepływu, co pozwala nadto w konkretnym przypadku na bezpośrednie porównanie obliczonej sprawności ze sprawnością teoretycznego, a więc również pozbawionego strat przepływu, obiegu Carnota.

Strumień pary świeżej doprowadzony do turbiny w stanie II, a więc przy określonych parametrach ciśnienia j, temperatury t^j, entalpii i entlapii s^j, rozpręża się i w trakcie ekspansji powiększa swe zawilgocenie mierzone stanem suchości pary x. W stanie 2j zawilgocenie uzyskuje wartość uznaną za maksymalnie dopuszczalną, np. 12% /^x2i ⁼ θ»θθ/· Odpowiada mu konkretne ciśnienie końcowe ekspansji w sekcji I turbiny, a tym samym także temperatura nasycenia·'V/ tym stanie przerywa się dalszą ekspancję strumienia i skierowuje się go do wymiennika rewaloryzacyjnego kojarzącego termicznie 2 sekcje turbiny, I i II. Tu skrapla się strumień pary od stanu 2jdo stanu 3j, wymieniając ciepło z dopływającym z kolejnej Ii-ej sekcji turbiny strumieniem wody zasilającej, podgrzewając go od stanu 4^ do stanu ljj, tj · odparowując go w rezultacie do stanu pary suchej nasyconej 1_Π· Ciśnienie początkowe ekspansji w sekcji II turbiny jest nieco niższe od ciśnienia końcowego ekspansji w sekcjach I, odpowiednio do założenia, że odpowiadająca tym ciśnieniom różnica temperatur wynosi np. 3°C.

Zgodnie z równaniem bilansowym energii wymiennika ciepła:

^Ml(^h2l ^h3i) ” ^Mn /^hlII - ^h4Il/ gdzie i oznaczają strumienie masowe czynnika pracującego w kolejnych sekcjach turbiny I i II. Stąd ilość czynnika pracującego /pary roboczej/ w obiegu II wypada mniejsza niż w skojarzonym z nim termicznie obiegu I. Wskaźnik rewaloryzacji dla wymiennika:

/1. ---¹.¹.. ₌ ___

I-II ^MI ^hlII - ^h4I

Stąd:

Opuszczając wymiennik rewaloryzacyjny strumień pary nasyconej suchej /stan ¹II^/ ekspanduje w kolejnej sekcji II turbiny do stanu 2^ określonego jednoznacznie przez maksymalnie dopuszczalny stan zawilgocenia x_dop> po czym kondensuje się do stanu 3_n i po sprężeniu do stanu 4jj przechodzi do wymiennika kojarzącego sekcja I i II turbiny. Tu odparowuje do stanu tj. stanu pary suchej nasyconej /zrewaloryzowanej/, odpowiednio do równania bilanso wego. W ten sposób zamyka się obieg sekcji I turbiny/1j -2j -3 j -1 j/

Postępując analogicznie w sekcji II turbiny określamy stan końcowy ekspansji ²II i przynależne mu ciśnienie i temperaturę. W tym stanie wprowadzamy go do kolejnego wymiennika rewaloryzacyjnego, kojarzącego sekcje II i III turbiny. Strumień pary nasyconej skrapla się /stan 3jj/, podlega sprężeniu do stanu którego ciśnienia równa jest ciśnieniu początkowemu ekspansji w sekcji II, po czym podgrzewa się w wymienniku rewaloryzacyjnym kojarzącym sekcja I i II turbiny i odparowuje do stanu 1jp tym samym zamykając obieg termodynamiczny

150 808 sekcji II turbiny /1j ² n “ 3_ΙΣ ~ ⁴ n 1 n/· ^w kolejnym wymienniku rewaloryzacyjnym, kojarzęcym sekcje II i III turbiny, ciepło skroplenia pary sekcji II, tj · ^211 ^h3II · przenosi się na strumień wody zasilającej dopływający z wymiennika z sekcji III, przy stanie początkowym podgrzewa go i w końcu odparowuje do stanu nasycenia /1 m/·

Wskaźnik rewaloryzacji dla wymiennika M, ^h2 I I ^łII

Stęd :

II-III ^h1 II ^h4I ^III ^MII

Ciśnienie początkowe pary w sekcji III /stan ljjj/ jest nieco niższe od ciśnienia końcowego ekspansji w sekcji II /stan 2jj/, odpowiednio do założonej różnicy temperatur ok. 3°C.

W sekcji III para sucha nasycona /zrewaloryzowana/ ekspanduje od ljjj do ²jjj, następnie skrapla się do stanu 3jjp po czym ulega sprężeniu do 4_XXX i wreszcie podgrzaniu i odparowaniu do stanu l_ln· Te cztery stany pary/η _ln -2 _m -3_ni -4 -1 _m /określa ją szczegółowo obieg termodynamiczny pary zachodzący w sekcji III turbiny. Wskaźnik rewaloryzacji w wymienniku kojarzącym termicznie obiegi sekcji III i IV wynosi:

₌ ^h2III - h_3lII III-IV ’ h?

^Ίιιν

4IV i jest mniejszy od jedności.

Do sekcji IV /Stan poczętkowy pary ljy/ przechodzi strumień pary zmniejszony w stosunku do Mj fUu całk. - krotnie, gdzie:

IV całk ·

I-II, II-III, /^ιιι-ιν

Ta sama ilość pary M_IV po ekspansji w sekcji IV turbiny aż do przeciwciśnienia podlega skropleniu w kondensatorze /skraplaczu/ i decyduje łęcznie z wielkościę ciepła skroplenia /hgiy “ hgjy/ o wielkości ciepła odprowadzonego na wylocie turbiny na zewnętrz, a zatem także o osięgalnej sprawności termicznej turbiny na rozpatrywanym odcinku ekspansji· Obliczenie potwierdza względnie bardzo wysokę sprawność turbiny w obszarze zastosowania rewaloryzacji, gdzie doprowadza się z zewnętrz ciepło do obiegu i odprowadza się je przy stałym ciśnieniu, a zatem również przy stałej temperaturze, analogicznie jak w obiegu Carnota·

Claims (1)

1. Zastrzeżenie patentowe

   Sposób podwyższenia sprawności termicznej obiegu termodynamicznego turbiny parowej, w szczególności turbiny kondensacyjnej, polegajęcy na tym, że strumień pary roboczej o określonych parametrach poczętkowych /ciśnienia i temperatury/ rozprężania się w turbinie, oddając na wał pracę mechanicznę, a to etapami, kolejno w poszczególnych sekcjach turbiny, z których każda realizuje zamknięty w sobie obieg termodynamiczny typu konwencjonalnego Rankina-Clausiusa , podczas gdy ta składowa zamknięte obiegi termodynamiczne skojarzona są ze sobą termicznie poprzez wymianę ciepła w wymiennikach, znamienny tym, że w toku rozprężania się w obszar pary wilgotnej, para powiększa swe zawilgocenie tylko do określonej wartości granicznej, uznanej za dopuszczalną za względów mechanicznych, po czym skrapla sią całkowicie w tak zwanym rewaloryzacyjnym wymienniku ciepła, wymieniając ciepło z dopływającym strumieniem wody zasilającej, którą podgrzewa się z kolei do stanu wrzenia i odparowuje do stanu nasycania albo praktycznie prawie do stanu nasycenia, a więc rewaloryzuje się, po czym rozpręża się oddając w dalszym ciągu pracę mechaniczną na wał turbiny przy równoczesnym wzroście zawilgocenia, znowu tylko do określonej wartości granicznej uznanej za dopuszczalną, a następnie

   150 808 skrapla się całkowicie i przekazuje ciepło skroplenia w kolejnym wymienniku rewaloryzacyjnym kolejnemu strumieniowi wody zasilającej i tak na przemian aż do osiągnięcia ciśnienia skraplacza, nigdzie nie przekraczając w ten sposób dopuszczalnej granicy zawilgocenia, pomimo braku przegrzewu międzystopniowego w trakcie ekspansji, dzięki czemu układ wykazuje w rezultacie określoną liczbą rewaloryzacyjnych wymienników ciepła, przedzielających poszczególne sekcje turbiny roboczej.

   FIG. 1

   FIG.3

   FIG.5

   FIG. 6

   Zakład Wydawnictw UP RP. Nakład 100 egz.

   Cena 1500 zł