Типы систем тех водоснабжения.

● Прямоточная – вода используется однократно.

Прямоточной можно считать схему, когда температура сбрасываемой воды не влияет на температуру забираемой (когда используются реки, большие озера, моря, океаны).

Техническая вода забирается из водоёма и после использования сбрасывается обратно. Для АЭС этот способ используется редко, так как необходим высокий расход воды. При достаточном расходе эта схема обеспечивает самую низкую температуру в конденсаторе и обладает самой низкой стоимостью реализации. При незначительном недостатке расхода в реке часть отработавшей воды направляют на рециркуляцию, что увеличивает расход через конденсатор, теплообмен улучшается и минимальный температурный напор снижается, но повышается температура охлаждающей воды. Суммарный эффект позволяет несколько понизить температуру в конденсаторе.

● Оборотная – вода используется многократно. Такие системы позволяют организовать охлаждение для мощной электростанции, но стоимость их сооружения высока, эффективность ниже, чем у прямоточных систем, кроме того, они нуждаются в обслуживании. В оборотных системах часть воды также испаряется и они нуждаются в подпитке сопоставимой с расходом пара через конденсатор. Таким образом, всё равно необходимо наличие постоянного источника воды.

● Смешанная – часть тепла отводится по прямоточной схеме, часть – по оборотной.

Оборотные системы:

Пруды-охладителями. Из оборотных систем обеспечивают самое лучшее охлаждение и требуют минимальную подпитку водой. Высокая стоимость сооружения, большая площадь земли отчуждается. Пруды-охладители имеют продолговатую форму, обеспечивающую минимум застойных зон, потоки теплой и холодной воды разделяются дамбами. Для предотвращения образования льда на водозаборе часть тёплой воды поступает на рециркуляцию.

Градирни. Охлаждение хуже. Градирни представляют собой высокие трубы большого диаметра у основания и меньшего у вершины, как правило, сужение – по гиперболе. Охлаждаемая вода поступает сверху, падает вниз, где собирается и отправляется на повторное использование. Градирни обеспечивают перепад давления воздуха по высоте, вследствие чего в них возникает восходящее движение воздуха. Капли воды, двигаясь в противоток с воздухом охлаждаются частично за счёт конвекции, частично – за счёт испарения, что приводит к необходимости подпитки систем с градирнями. Расход воздуха через градирни регулируется поворотными щитами у основания. В современных градирнях применяют т.н. оросительные устройства – блоки полимерных матриц, которыми заполнена часть объёма градирни. По поверхности оросительных устройств вода стекает плёнками, а не свободно падает. Это улучшает теплоотдачу к воздуху и позволяет строить градирни меньших размеров.

Брызгальные бассейны. Обеспечивают худшее охлаждение. Представляют собой бассейны, поверх которых проложены ряды труб с разбрызгивающими соплами. Вода отдаёт тепло воздуху. Для хорошей работы системы необходимо обеспечить постоянный приток свежего воздуха. Очень велики потери воды на испарение. Большие гидродинамические потери.

Потребители технической воды:

• Контур охлаждающей циркуляционной воды (85 – 90% всего расхода)

• конденсаторы паровых турбин (основных и вспомогательных)

• маслоохладители и воздухоохладители ТГ

• Техническая вода неответственных потребителей

• подшипники неосновных насосов и других вспомогательных агрегатов

• теплообменники вентиляционных систем

• маслоохладители редукторов турбопитательных насосов

• охладитель выпара расширителя дренажей машзала

• маслоохладители трансформаторов

• теплообменник промконтура охлаждения проб машзала

• теплообменники доохлаждения продувочной воды ПГ

• Техническая вода ответственных потребителей

• теплообменники бассейнов выдержки и перегрузки

• теплообменники расхолаживания реактора

• теплообменники доохлаждения продувочной воды реактора

• теплообменники автономных контуров охлаждения ГЦН

• охладители радиоактивных проб воды и пара (для отбора анализа)

• санитарно-бытовые устройства (прачечные, душевые)

• система водоподготовки добавочной воды для I и II контуров

• система подпитки тепловой сети

21. Влияние температуры охлаждающей воды и кратности охлаждения на давление в конденсаторе

Охлаждающая вода, а точнее, её температура является определяющим фактором при определении температуры и давления конденсации.

Чем меньше температура охлаждающей воды, тем меньше температура конденсации.

t_k = t_вх + (h_n – h_k`)/(m·C_p) + δt_min где m = G_ц.в./D_пара – кратность охлаждения.

Величина вакуума в конденсаторе существенно влияет на тепловую экономичность станции. Приближенная численная зависимость термического к.п.д. паротурбинной установки от конечного давления пара представлена на рисунке 3, из которого следует, что снизив давление в конденсаторе с 0,004 до 0,003 МПа можно увеличить к.п.д. установки примерно на 2% и наоборот, увеличение давления с 0,004 до 0,005 МПа приведет к снижению экономичности более чем на 1%.

Рисунок 3. Изменение термического к.п.д. паротурбинной установки в зависимости от величины вакуума (при неизменных начальных параметрах пара).

Конденсация пара в конденсаторе происходит за счет нагрева циркуляционной охлаждающей воды от начальной температуры t_ox1 до конечной t_ox2, поэтому температура конденсации не должна превышать t_ox2 и может лишь приближаться к ней. Между тем температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор t_ox1, в зависимости от выбранной системы технического водоснабжения и месторасположения станции, меняются в пределах от 0 до 15ºС в зимнее время и от 15 до 33ºС в летнее. Если принять нагрев воды в конденсаторе около 10 град С, то выходные температуры воды летом составят от 25 до 43ºС. Воспользовавшись зависимостью температуры насыщения от давления пара (рисунок 4), можно установить, что давление в конденсаторе может при этом составить 0,0033 - 0,006 МПа.

Рисунок 4. Изменение температуры насыщения tк и удельного объема V" насыщенного пара в зависимости от давления рк пара в конденсаторе.

Теплообмен через поверхность нагрева не позволяет вести конденсацию пара при температуре конденсата, равной выходной температуре охлаждающей воды, и требует дополнительного перепада температур δt, составляющего 2 - 5ºС, реже до 10ºС. С учетом этих обстоятельств тепловой баланс конденсационной установки:

D_k(i_k – i_k`) = W(i_ox2 – i_ox1) (1)

где D_к — расход в конденсатор, кг/ч; i_к и i_к’ — соответственно энтальпии пара после турбины и конденсата после конденсатора, кДж/кг; W — расход охлаждающей циркуляционной воды, кг/ч; i_ox1 и i_ox1 — энтальпии этой воды до и после конденсатора, кДж/кг.

В уравнении не учтена внешняя потеря теплоты в окружающую среду, так как она пренебрежимо мала по сравнению с основными членами. Уравнение (1) можно переписать в виде:

или условно, если принять что температура пропорциональна энтальпии:

(2)

Величина m называется кратностью охлаждения. Из равенства (2) можно определить выходную температуру охлаждающей воды в зависимости от кратности охлаждения:

(3)

Так как температура конденсации (смотри рисунок 1):

t_k = t_ox2 + δt

то с учетом уравнения (3) можно написать:

(4)

Видно, что температура (давление) конденсации в наибольшей степени зависит от начальной температуры охлаждающей воды, то есть, от источника и системы водоснабжения, а также от времени года (зимой поддерживать вакуум легче). Но при одной и той же начальной температуре охлаждающей воды вакуум в конденсаторе существенно зависит от кратности охлаждения, поэтому выбор вакуума в конденсаторе может быть сделан только на основе технико-экономических расчетов. При этом следует учитывать, что чем глубже вакуум, тем выше экономичность турбинной установки, меньше расход пара и расход на конденсатные насосы, но тем больше должна быть поверхность теплообмена в конденсаторе и кратность охлаждения. Следовательно, возрастают капиталовложения в циркуляционную установку и увеличивается расход электроэнергии на привод циркуляционных насосов. На рисунке 5 приведена зависимость давления в конденсаторе от кратности охлаждения при δt = 3ºС для трех значений входной температуры охлаждающей воды: 10, 15 и 20 град С. Расчетные кривые построены, исходя из следующих соображений. На входе в конденсатор пар обычно бывает влажным. Полная теплота парообразования для давлений от 0,003 до 0,005МПа может быть в среднем оценена как 2430 кДж/кг. Если принять влажность пара на входе в конденсатор в среднем равной 9,0%, то для конденсации 1 кг пара необходимо отвести от него 2195 кДж/кг. Тогда вместо (4) с учетом теплоемкости воды можно написать:

Зависимость давления в конденсаторе от кратности охлаждения при δt = 3ºС и (iк - iк `) = 2195 кДж/кг 1 - t ox1 = 10ºС 2 - t ox1 = 15ºС 3 - t ox1= 20ºС

Видно, что увеличение кратности охлаждения сверх значений порядка 80 нецелесообразно, так при этом теоретически возможный вакуум в конденсаторе изменяется в малой степени. Обычно кратность охлаждения m = 50–60 для любых тепловых электростанций, в том числе и атомных.

Влияние δt. Чем больше δt, тем меньше потребная поверхность нагрева конденсатор. Но для сохранения того же вакуума придется увеличить кратность охлаждения, в связи с чем, возрастут затраты на циркуляционное водоснабжение.

С углублением вакуума объем пара резко возрастает (смотри рисунок 4). Изменение давления в конденсаторе от 0,004 до 0,003 МПа приводит к увеличению удельного объема пара более чем на 30%, поэтому при глубоком вакууме пропуск пара, даже при предельных высотах лопаток последней ступени, может встретить затруднения. Если же повышать скорости пропуска пара, то выходные потери турбины могут резко возрасти и выигрыша в экономичности турбинной установки не будет. Для мощных турбин АЭС (насыщенного пара) обычно не целесообразен вакуум глубже 0,004МПа (в обычной теплоэнергетике – 0,0035 МПа).

22. Включение конденсатных насосов и БОУ в схему ЯЭУ.