Исследование влияния работы вентиляторных градирен на выработку электроэнергии тепловыми электростанциями в летний период

В настоящее время для охлаждения воды оборотного цикла на большинстве тепловых электростанций (ТЭС) используются вентиляторные градирни, в которых стекающая по каналам оросителя вода охлаждается потоком подаваемого вентилятором воздуха. Одним из наиболее распространенных типов вентиляторных градирен являются пленочные градирни, в которых вода стекает в виде пленки по каналу оросителя.

В трудах [1–7] проанализировано влияние режимов течения жидкости и газа на интенсивность процессов тепломассообмена для различных видов каналов оросителей вентиляторных градирен. В статьях [8–12] рассматривается охлаждение воды в градирнях разного типа (мокрых, сухих и гибридных), проведена оценка эффективности работы разных градирен в зависимости от параметров окружающего воздуха. В [13] предложено использование частотно-регулируемого привода вентиляторов градирни, что позволит обеспечить плавное регулирование расхода поступающего в градирни воздуха. В работах [14, 15] при постоянной выходной температуре воды предложен алгоритм получения на основе эксплуатационных данных функции подачи воздуха в градирню от ряда внешних факторов (параметров воздуха, тепло-съема в градирне). В статье [16] предложена методика расчета температуры воды на выходе из вентиляторной градирни при известных начальных параметрах воды и воздуха.

Выработка электрической мощности зависит от давления пара на выходе из турбины, которое определяется тепломассообменом в градирнях и теплообменом в конденсаторе. Наиболее неблагоприятным для работы ТЭС является летний период, характеризующийся высоким давлением поступающего в конденсатор пара.

Актуальность темы исследования

Актуальной задачей для ТЭС предприятий черной металлургии и ряда отраслей химической промышленности является повышение выработки дополнительной мощности ТЭС в летний период за счет увеличения расхода поступающего в градирни воздуха. Для ее реализации необходимо иметь возможность рассчитывать изменение мощности при различных значениях подачи воздуха. Определение мощности теплофикационной турбины по диаграмме режимов при высоких температурах воздуха может давать относительно большие погрешности из-за отличия значения реального давления пара в конденсаторе от расчетного давления, принятого для построения диаграммы. В работах, посвященных анализу эффективности водооборотного цикла, рассматривается только тепломассообмен в градирне между воздухом и водой и не учитывается теплообмен в конденсаторах, который также влияет на значения температуры охлаждающей воды и параметров пара на выходе из турбины.

Целью данной статьи является разработка методики, позволяющей определять выработку мощности турбогенераторами в летний период в зависимости от расхода поступающего в градирни воздуха с использованием комплексного подхода, учитывающего влияние процессов в градирнях и конденсаторах на параметры пара на выходе из турбины.

Научная новизна статьи

В статье на основе применения комплексного подхода предложена методика расчета выработки электрической мощности турбогенераторами на ТЭС в зависимости от расхода поступающего в градирни воздуха, учитывающая влияние процессов теплообмена в конденсаторах и тепломассообмена в градирнях на значение температуры пара на выходе из турбины и содержащая аналитические зависимости по расчету значения мощности турбогенератора от температуры насыщенного пара на выходе из турбины.

Методы исследования

Рассмотрим водооборотный цикл ТЭС (тепловых электростанций) с однотипными турбинами и одинаковыми вентиляторными пленочными градирнями. На рис. 1 представлена принципиальная тепловая схема такой ТЭС.

Рис. 1. Принципиальная схема тепловой электростанции с вентиляторными градирнями:

1 – паровой котёл; 2 – турбина; 3 – электрогенератор; 4 – отбор на теплового потребителя; 5 – конденсатор; 6 – конденсатный насос; 7 – подогреватель низкого давления; 8 – деаэратор; 9 – питательный насос; 10 – конденсат от теплового потребителя; 11 – подогреватель высокого давления; 12 – вентиляторная градирня; 13 – циркуляционный насос

Fig. 1. Schematic diagram of a thermal power plant with fan cooling towers:

1 – steam boiler; 2 – turbine; 3 – electric generator; 4 – heat consumer selection; 5 – condenser; 6 – condensate pump; 7 – low pressure heater; 8 – deaerator; 9 – feed pump; 10 – condensate from the heat consumer; 11 – high pressure heater; 12 – fan cooling tower; 13 – circulation pump

Принцип работы данного водооборотного цикла следующий. Пар после турбины поступает в конденсатор, где конденсируется, отдавая свое тепло воде оборотного цикла. Вода оборотного цикла поступает после конденсаторов в общий коллектор, а затем из него подается в вентиляторные градирни, где стекает в виде пленки по каналам оросителя. В канал оросителя градирни вентилятором подается воздух, за счет контакта с которым и происходит охлаждение воды. После градирен вода оборотного цикла поступает в общий коллектор, а затем из него подается в конденсаторы, и цикл повторяется заново.

Удельную энтальпию влажного пара в конце процесса идеального адиабатного расширения в турбине можно рассчитать по формуле h к.ид = с вод ■ t н + (t н + 273) ■ I s 0 - свод ■ ln I tн + 273 II ,

I              k   t н где свод – теплоемкость воды, Дж/(кг·К); tн – температура насыщения поступающего в конденсатор влажного пара, °С; s0 – удельная энтропия поступающего в турбину пара, Дж/(кг·К).

Перепад удельных энтальпий влажного пара в конденсаторе:

Ah = hk .действ - с вод ■ t н = (h0 - (h0 - hк.ид) ■ Птур ) - свод ■ t н , где h0, hк.действ – удельные энтальпии пара на входе в турбину и конденсатор соответственно, Дж/кг; ηтур – внутренний относительный к.п.д. турбины.

В конденсаторе теплота конденсирующегося влажного пара передается за счет теплопередачи воде оборотного цикла:

Q конд

= G -c вод вод вых.конд

—

t „ \ = D „ вх.конд п.конд конд

конд конд

вых.конд вх.конд ln н вх.конд

I k н вых.конд

где G вод , D п.конд – расходы поступающих в конденсатор оборотной воды и влажного пара соответственно, кг/с; t _{вх.конд}, t _{вых.конд} – температуры воды на входе в конденсатор и выходе из него, °С; k _конд – коэффициент теплопередачи для конденсатора, Вт/(м²·К); F конд – площадь поверхности теплообмена в конденсаторе, м².

Тогда с учётом (3) температуры воды на входе в конденсатор и выходе из него будут являться функциями температуры насыщения:

_z                  D п.конд ' A h конд . g .

t ВХ.КОНД t H                     / ₂ , \ ' e ;

G вод ' с вод - I e ^g - 1 )

• t                  t--:----------—

вых.конд н                            ,

G вод ' с вод ' ( e ^g - 1 )

где g – безразмерный комплекс:

к ■ F, конд конд g . вод c вод

При относительно небольшом изменении температуры воды в градирне примем линейную зависимость давления насыщения от температуры. Коэффициенты зависимости определим с использованием аппроксимации.

При заданных начальных параметрах воздуха и воды из решения уравнений тепломассообмена Л.Д. Берманом в [7] получена аналитическая зависимость по нахождению температуры воды на выходе из канала вентиляторной градирни. Из-за громоздкости данной формулы приводить ее в полном виде не будем, ограничимся указанием параметров, функцией от которых является температура воды на выходе из градирни согласно [7]: t вых.гр f ( t воз.вх , t вод.вх ⁽ t н ) , ^a , ^в , ^ кан , ^G вод , ^G воз ) , ⁽⁵⁾ где t _воз.вх, t _вод.вх – температуры соответственно воздуха и воды на входе в градирню, °С; α, β – коэффициенты теплоотдачи и массоотдачи соответственно в каналах оросителей градирен, Вт/(м²·К) и м/с; F кан – боковая площадь поверхности каналов оросителей, м²; G воз – расход подаваемого воздуха, кг/с.

Количество теплоты, подведенное к воде в конденсаторе, считаем равным количеству теплоты, отведенному от воды в градирне. Принимаем, что температура воды на входе в градирню равна температуре воды на выходе из конденсатора, а температуру воды на выходе из градирни считаем равной температуре воды на входе в конденсатор. Из равенства значений температуры воды на выходе из градирни (5) и величины температуры воды на входе в конденсатор (4) получим уравнение, из решения которого численным методом (разность по модулю между значениями данных температур воды должна быть менее 0,01 °С) определим температуру насыщенного пара на выходе из турбины.

Суммарная выработка электроэнергии турбогенератором равна

N сумм = D п.конд ' ^{A h} конд ' ^П ЭЛ ' ^П м +

• + ^ D отб. i ' ⁽ h0 h отб.действ ^{) П} эл П м ,          ⁽⁶⁾

где Dотб.i – расход пара на i-й отбор, кг/с; hотб.действ – удельная действительная энтальпия поступаю- щего в отбор пара, Дж/кг; ηэл – к.п.д. электрического генератора; ηм – механический к.п.д. турбины.

Стоит отметить, что прирост суммарной электрической мощности при увеличении подачи воздуха в градирни будет осуществляться только за счет повышения мощности, выработанной поступившим в конденсатор паром.

Расчет мощности турбогенераторов ТЭС в летний период

Рассмотрим влияние расхода поступающего в вентиляторные градирни воздуха на выработку мощности ТЭС в летний период. Расчет ведется для постоянных значений расходов поступающих в конденсатор пара и воды оборотного цикла. Примем, что на ТЭС работают несколько теплофикационных турбин марки Т-50-130 ТМЗ. Параметры пара на входе в турбину: давление 128 атм, температура 555 °С. Номинальная мощность турбины – 55 МВт, максимальная мощность – 65 МВт. Внутренний относительный к.п.д турбины принимаем равным 0,85, а к.п.д. генератора и механический к.п.д. турбины считаем равными 0,98 [17, 18]. Рассмотрим конденсационный режим с максимальным значением пропуска пара в конденсатор, равным 140 т/ч, общий расход пара на турбину – 197,2 т/ч, теплофикационный отбор равен нулю; расходы пара на регенеративные отборы: 12,4 т/ч (29,6 атм), 10,6 т/ч (17 атм), 6,3 т/ч (10 атм), 9,3 т/ч (10 атм), 3,5 т/ч (6 атм, деаэратор), 13 т/ч (3 атм), 2,1 т/ч (1,3 атм) [18].

Расход воды оборотного цикла через конденсатор равен 7000 т/ч, площадь поверхности теплообмена конденсатора К2 3000-2 равна 3000 м2, коэффициент теплопередачи в конденсаторе примем 2400 Вт/(м2·К) [19].

Водооборотный цикл состоит из однотипных вентиляторных трехсекционных градирен с вентиляторами 2ВГ70. Площадь секции – 144 м2, эквивалентный диаметр – 0,106 м [20]. Значения коэффициентов тепло- и массоотдачи рассчитывались по приведенным в работе А.Г. Лаптева критериальным зависимостям [6]. Для охлаждения поступающей из одного конденсатора оборотной воды используем две такие градирни, при этом плотность орошения будет 8,1 м3/(м2·ч), что соответствует рекомендуемым пределам орошения для пленочных градирен. Согласно [21] удельный расход воздуха для градирен составляет 0,5–1,5 кг воздуха на 1 кг воды, что будет соответствовать расходу воздуха для двух градирен 2713–8139 нм3/ч (или 452–1356 нм3/ч на 1 секцию каждой градирни, что допустимо при максимальной подаче вентилятора 1400 нм3/ч) [20].

Для летнего периода проведем расчеты для температур воздуха 25 и 30 °С, относительной влажности воздуха (φ) 40 и 70 %.

Рис. 2. Зависимость мощности турбогенератора от расхода воздуха на градирни: 1 - для t _воз = 25 ° С и ф = 40 %; 2 - для t _воз = 25 ° C и ф = 70 %; 3 - для t _воз = 30 ° C и ф = 40 %; 4 - для t в _оз = 30 ° C и ф = 70 %

Fig. 2. Dependence of the turbogenerator power on the air flow to the cooling towers: 1 - for t air = 25 ° C and ф = 40 %; 2 - for t air = 25 ° C and ф = 70 %; 3 - for t air = 30 ° C and ф = 40 %; 4 - for t air = 30 ° C and φ = 70 %

Из равенства температур воды после градирни (5) и на входе в конденсатор (4) определяется температура насыщенного пара, а затем с учетом (1)–(2) по формуле (6) находится мощность турбогенератора. Расчеты изменения мощности от расхода воздуха ведем для одной турбины и двух градирен. Мощность ТЭС с одинаковыми турбинами находится умножением мощности одной турбины на количество турбин.

На рис. 2 приведен график зависимости мощности турбогенератора от величины подачи воздуха на две градирни.

Стоит отметить, что при постоянных расходах поступающих в конденсатор пара и воды значение отведенной в конденсаторе теплоты практически не меняется, как и теплосъем в градирне, поэтому разность температур воды на входе в градирню и на выходе из нее остается примерно постоянной. При практически неизменной величине теплосъема в градирне повышение интенсивности тепломассообмена с увеличением расхода воздуха приводит к падению температуры охлаждаемой воды по всей длине канала градирни, что уменьшает среднелогарифмическую разницу температур между водой и воздухом и разницу плотностей водяных паров у поверхности воды и в воздухе. Снижение температур воды приводит к уменьшению температуры насыщенного пара после турбины и повышению выработки мощности турбогенератором. Увеличение расхода воздуха на обслуживающие турбину градирни с 2713 до 8139 нм3/ч при прочих равных условиях позволяет получить прирост выработки мощности турбогенератора 1,93–2,4 МВт для рассматриваемого диапазона параметров воздуха, при этом наибольший прирост мощности для от- носительно малых значений температуры и относительной влажности воздуха.

Сравнение результатов расчёта с данными других авторов

Для оценки точности предложенной в статье методики проведем сравнения следующих величин: 1) сравним полученное при расчете по методике из статьи значение электрической мощности турбогенератора для разных величин давления пара с представленными в [18] значениями мощности; 2) сравним полученное при расчете по методике из статьи значение температуры насыщения пара на выходе из турбины с приведенными в [18] значениями температуры насыщения пара для конденсатора турбины (температура воды после градирни определяется по [20]). Сравнения проводились для одинаковых значений расхода пара и оборотной воды, расхода и параметров воздуха.

На рис. 3, 4 представлены графики мощности от давления насыщения пара и температуры насыщения от начальной температуры воды для сравниваемых вариантов.

Сравнение показало, что значения мощности турбины, рассчитанные по предложенной в статье методике, отличаются от приведенных в [18] не более чем на 0,11 МВт, а температура насыщения пара отличается от результатов из [18] не более чем на 0,25 °C, что равносильно изменению мощности примерно на 50 кВт. Итоговая погрешность при расчете мощности составила менее 0,16 МВт (менее 0,3 процентов от номинальной мощности), что указывает на хорошее совпадение результатов расчета с данными других авторов.

Рис. 3. Зависимость мощности турбогенератора от давления пара в конденсаторе: 1 – расчёт по предложенной методике; 2 – по данным [18]

Fig. 3. Dependence of turbogenerator power on steam pressure in the condenser: 1 – calculation using the proposed method; 2 – according to [18]

Рис. 4. Зависимость температуры насыщения пара на выходе из турбины от температуры воды на входе в конденсатор: 1 – расчёт по предложенной методике; 2 – по данным [18]

Fig. 4. Dependence of the steam saturation temperature at the turbine outlet on the water temperature at the condenser inlet: 1 – calculation using the proposed method; 2 – according to [18]

Практическая значимость

Предложенная методика позволяет для постоянных расходов поступающего в конденсатор пара и оборотной воды найти величину выработки мощности ТЭС для различных значений подачи воздуха в градирни воздуха, что позволит регулировать выработку мощности ТЭС за счет изменения нагрузки вентиляторов градирен.

Выводы

В статье предложена методика, позволяющая рассчитать выработку мощности турбогенераторами тепловых электростанций при изменении расхода воздуха в вентиляторных градирнях с учетом интенсивности процессов теплообмена в конденсаторах и тепломассообмена в градирнях. Для выбранной в качестве примера ТЭС показано, что увеличение расхода поступающего в градирни воздуха в рассматриваемом диапазоне позволяет повысить выработку мощности на 1,93–2,4 МВт, при этом наибольший прирост мощности наблюдается для низких значений температуры и относительной влажности воздуха. Отмечено, что приведенная в статье методика позволяет регулировать выработку мощности ТЭС за счет изменения нагрузки вентиляторов градирен.