Содержание

Список сокращений......................................................................................... 8

Описание реакторной установки РИТМ-200................................................ 10

• Расчет тепловой схемы…………………………………………….......……….12
  • Исходные данные................................................................................... 12
  • Описание прототипа............................................................................... 12
  • Определение параметров пара, вырабатываемого паропроизводительной установкой......................................................................................................13
  • Определение давления конденсации пара в конденсаторе................... 14
  • Определение температуры питательной воды.................................. 15
  • Расчет требуемых давлений насосов конденсатно-питательного тракта     16
  • Расчет требуемых давлений насосов конденсатно-питательного тракта     18
  • Определение параметров отборов турбин............................................ 19
  • Построение h-s диаграммы процесса расширения пара в турбине... 19
  • Составление таблицы параметров по схеме установки...................... 24
  • Составление систем балансовых уравнений для расчета тепловой схемы ПТУ 27
  • Расчет мощности турбоустановки....................................................... 32
  • Проверка материального баланса установки...................................... 36
  • Расход электроэнергии на привод насосов конденсатно-питательного тракта  37
  • Расчет показателей тепловой экономичности...................................... 37
•  Повышение характеристик АСММ за счет использования высокотемпературных РУ …………………………………………….……...38
  • Особенности высокотемпературных газоохлаждаемых реакторов и области их применения………………………………………………………………..41
  • Основные тепловые циклы для высокотемпературных газоохлаждаемых реакторов …………………………………………………...……………...…43
  • Рабочие тела для замкнутого цикла Брайтона …………………………..…45
  • Микротвэлы ВГТР……………………………………………...…………….48
  • Отечественная установка малой мощности с замкнутым газотурбинным циклом……………………………………………………………………..…..50
  • Возможности применения двуокиси углерода сверхкритических параметров в ВГТР для АСММ……………………………………………...54

Выводы........................................................................................................... 57

Список литературы……………………………………………………..................59

 

Список использованных сокращений

АС – атомная станция;

АСММ – атомная станция малой мощности;

АТГУ – атомная турбогенераторная установка

АЭС – атомная электрическая станция;

ВБЭР – водяной-блочный энергетический реактор;

ВВЭР – водо-водяной энергетический реактор;

ВТГР — высокотемпературный газовый реактор

ГЦН – главный циркулирующий насос;

ГПД – газообразные продукты деления;

КПД – коэффициент полезного действия;

МТ— Микротвэл;

ПГ – парогенератор;

ПГУ– парогазовая установка;

ППУ – паропроизводительная установка;

ПТУ – паротурбинная установка;

РУ – реакторная установка;

СУЗ – стержни управления защиты;

СЦР- самоподдерживающаяся цепная реакция;

ТА – теплообменный аппарат;

ЭУ – энергетическая установка.

Задание

на курсовой проект по АЭС

Тип АЭС – двухконтурная

Электрическая мощность (брутто) 2x55 Мвт

Тепловая мощность реакторной установки – Q_ру=175 МВт

Тип реактора – РИТМ-200

Параметры теплоносителя – P_тн=15.7 МПа, t_вх=277 ^оС, t_вых=313 ^оС

Начальные параметры пара в парогенераторе ­ P₀ = 3.82 МПв, t₀=295 ^оС
Тип парогенератора– прямоточный интегральный

Тип турбины – быстроходная (n=50 Гц)

 Тип системы технического водоснабжения — по аналогии с ПАЭС «Ак. Ломоносов».

Характеристики окружающей среды —  площадка для размещения ПАТЭС в южной части о. Сахалин

Система или элемент оборудования АЭС для углубленной проработки –

 Повышение характеристик АСММ за счет использования высокотемпературных РУ.

 Дополнительные условия -

 

 

Студент Малыгин В. В.               Группа ТФ-12м-21

Срок защиты                             Руководитель Каверзнев М.М.

 

Ответственный за курсовой проект по АЭС                            

«     »                    2022 г.

Описание реакторной установки РИТМ-200

РИТМ-200 – это водо-водяной ядерный реактор, разработанный в ОКБМ имени И.И.Африкантова. Он предназначен для ледоколов нового поколения и перспективных плавучих атомных электростанциях. В данном проекте представлен расчет тепловой схемы для энергоблока с РУ РИТМ-200.

РУ РИТМ-200 выполнена по двухконтурной схеме. Отличительной особенностью реактора являются 4 парогенератора, интегрированные в корпус активной зоны (традиционно парогенераторы делают в отдельном корпусе, соединённом с корпусом активной зоны трубопроводами теплоносителя первого контура; интегральная компоновка уменьшает материалоёмкость и габариты установки, снижает риск утечек из первого контура реактора, облегчает монтаж и демонтаж установки). 4 главных циркуляционных насоса расположены вокруг корпуса реактора.

Реактор будет обладать тепловой мощностью 175 МВт, обеспечивая мощность на валу двигательной установки 30 МВт (в транспортном варианте) или 55 МВт электрических (в энергетическом варианте). В целях соблюдения принципа нераспространения ядерного оружия, обогащение урана ограничено 20 %. Перезагрузка топлива от 7 до 10 лет, при запланированном сроке эксплуатации 40 лет.

Относится к 4-му поколению реакторных установок гражданского судового класса. В отличие от 3-го поколения (КЛТ-40С семейство) осуществлён переход от блочной компоновки к интегральной.

Основополагающие решения:

• ядерная энергетическая установка (ЯЭУ) имеет в своём составе 2 реакторных установок (РУ) на базе водо-водяного реактора интегрированного типа тепловой мощность 175 МВт, расположенные в индивидуальных защитных оболочках (ЗО).
• Выработка пара (248 т/ч каждой РУ) осуществляется по традиционной и отработанной двухконтурной схеме путём передачи тепла от воды первого контура к воде и пару 2-го контура в парогенераторе.

Обеспечение безопасности РУ РИТМ-200 базируется на следующих принципах:

• Высокая теплоаккумулирующая способность;
• Естественная циркуляция теплоносителя 1-го контура, достаточная для расхолаживания реактора;
• Минимальная протяжённость трубопроводов 1-го контура;
• Применение ограничения истечения в малых патрубках;
• Больший по сравнению с блочной схемой объём теплоносителя 1-го контура в корпусе реактора увеличивают резерв времени до осушения АЗ при аварии с течью теплоносителя 1-го контура.
• Снижения флюенса нейтронов на корпус позволяет увеличить радиационный ресурс ПГБ и снизить температуру при гидравлических испытаниях.

• Введение систем безопасности, работающих по активному и пассивному принципу.

Основными преимуществами данной РУ являются высокие ресурсные показатели, период непрерывной работы, минимальное количество перегрузок активной зоны, низкий уровень собственного энергопотребления позволят более экономично эксплуатировать универсальный атомный ледокол.

Таким образом, реакторная установка РИТМ-200 имеет лучшие технико- коммерческие характеристики и более высокий уровень экологической безопасности по сравнению с установками типа ОК-900А.

1.                Расчет тепловой схемы

1.1      Исходные данные

См. задание на курсовой проект по АЭС

Рис. 1. Тепловая схема для энергоблока с РУ РИТМ-200

1.2      Описание прототипа

В данном проекте представлен расчет тепловой схемы для энергоблока с РУ РИТМ-200. Благодаря уменьшенным габаритам и числу регенеративных подогревателей, что важно для транспортных и судоходных установок. Вследствие конструктивных особенностей, турбинная установка имеет малое количество отборов, в связи с этим было принято решение об исключении деаэрационной установки, а выполнение ее функций обеспечивает подогреватель П3.

На этой АЭС устанавливается турбина, в качестве прототипа которой выбрана турбоустановка К-50-3.82.

Турбинная установка имеет четыре отбора пара из ЦВД и два отбора пара из ЦНД, всего шесть отборов. В пароперегреватель пар в качестве греющей среды поступает из отбора перед стопорным клапаном ЦВД. Пар первого отбора в качестве греющего направляется в П1, в него же поступает и конденсат греющего пара пароперегревателя. Пар второго отбора поступает как греющий пар в П2. Пар третьего отбора питает П3. От коллектора пара собственных нужд пар поступает в пароэжекторную машину, установленную в машинном зале, на выпарные аппараты спецводоочистки (СВО) и др. К коллектору пара собственных нужд имеется резервный подвод пара из паропроводов свежего пара через БРУ собственных нужд (БРУ-СН). Дренажи ПВД каскадом сливаются в точку смешения перед питательным насосом. Пар из четвертого отбора используется как греющий пар для П4. Пар из пятого отбора используется в качестве греющей среды для П5, а пар шестого отбора — для П6.

В конденсатор поступают пар после ЦНД и обессоленная добавочная вода. Образовавшийся конденсат после конденсатора проходит через охладители рабочего пара эжекторов (основного и уплотнений) и поступает на конденсатоочистку. Через конденсатоочистку проходит 100% расхода турбинного конденсата, но не 100% расхода пара на турбину, так как конденсат греющего пара поступает непосредственно в конденсатно-питательный тракт.

Эжекторы размещены до конденсатоочистки, так как важна непосредственная близость основного эжектора к конденсатору, а небольшой прирост температуры конденсата перед ионообменными фильтрами практически не меняет температурного режима их работы. Конденсат рабочего пара эжекторов сливается в конденсатор: непосредственно для основного эжектора и через дренажный бак с последующей закачкой в конденсатор для эжектора уплотнений.

1.3      Определение параметров пара, вырабатываемого паропроизводительной установкой.

Для нахождения параметров генерируемого пара построим t,q-диаграмму ППУ:

• • • Температура насыщения определялась по давлению в корпусе реактора, которое равно 15.7 МПа, тогда t_s=345^oC;
    • Максимальная температура оболочки твэлов из хромо-никелевого сплава tобмакс = ts + δtкип=345+25=370 ^oC,
    • Температурные запасы до кипения δt_кип и до кризиса кипения δt_s примем равными 35 ^oC и 32 ^oC соответственно, таким образом температура теплоносителя на выходе из реактора равна:

t₁’= ts - δts = 345-32=313^oC;

• • • Примем величину подогрева теплоносителя в реакторе Δt_в(I) = 36 ^oC, тогда температура воды на входе в реактор t₁” = 277 ^oC;
    • Зададим параметры пара: давление пара р₀ = 3.82 МПа, температура пара  t₀=295 °С.

Рис. 2. t,q-диаграмма ППУ

1.4      Определение давления конденсации пара в конденсаторе

Тип системы технического водоснабжения – оборотная с градирнями. Температура конденсации пара определяется по следующей формуле:

t_k= t_ох1+ Δt_в+δt_к

где t_ох1-температура охлаждающей воды на входе в конденсатор (t_ох1 = t_ок +δ, где t_ок = 7 ^oC, δ ­­– относительный предел охлаждения, примем 12 ^oC при использовании градирен.) [18]., после охлаждающего устройства; Δt_н - нагрев воды в конденсаторе; δt_к- минимальный температурный напор.

Подогрев воды можно приблизительно оценить по формуле Δt_в=525/m, где m- кратность охлаждения. Для градирни ориентировочно можно принять m=50 [18].

Для латунных труб минимальный температурный напор можно принять 6 ^oC [18].

Тогда температура конденсации пара равна: t_k=19+525/50+6=35.55 ^oC, а давление конденсации пара p_к=5.802 кПа

Рис. 3 t,q-диаграммаконденсатора

1.5      Определение температуры питательной воды

Система регенерации подогрева питательной воды –это совокупность оборудования со связями между ними, основное значение которой –подогрев воды за счет теплоты конденсации пара, частично отработавшего в турбине, и подача подогретой воды в паропроизводительную установку.

Для определения температуры воды на входе в систему регенерации необходимо учитывать подогрев воды в оборудовании конденсационной установки. Согласно [18] подогрев воды Δt_в для охладителей эжекторов уплотнений и газоохладителей генератора составляет 1.5 – 2.5 °С (примем Δt_в=2 °С), для охладителей основных эжекторов 0.5 – 1.0

°С (примем Δt_в = 0.7 °С). Таким образом, подогрев воды в оборудовании конденсационной установки Δt_кy = 4.7 °С, тогда значение температуры воды на входе в первый подогреватель:

t_р.вх= t_к + Δt_кy=35.55+4.7=40.25 °С

Исходя из того, что подогрев воды в ПНД составляет 20-30 °С, а в ПВД 30-35 °С [18], число регенеративных подогревателей примем равным 6 (4 ПНД + 2 ПВД).

Значение температуры питательной воды может быть принято в соответствии с формулой, следующей из условия равенства подогрева воды во всех подогревателях:

t_пв = t_вхп1 + θn((t₀^’ - t_вхп1)/(n + 1)), где

t_вхп1 = 40.25 °С – температура на входе в ступень регенеративного подогрева с самым низким давлением;

t₀^’ – температура насыщения в ПГ, определим ее по известному давлению второго контура: p₀ = 3.82 МПа, тогда t₀^’ = 247.6 °С;

θ = 0.75 – 0.85 – коэффициент, учитывающий снижение оптимальной по общей экономичности степени регенерации по сравнению с термодинамически оптимальной (для АЭС θ=0.85).

t_пв = 40.25 + 0.85×6((247.6 – 40.25)/(6 + 1)) = 191.31 °С

Найдем паропроизводительность:

D₀ = Q₀×η_пг/(h_выхпг – h_пв) = 175×10³×0.99/(2759– 810) = 69.8889 ≈ 70 кг/с

Следовательно, выбираем турбоустановку К-50-3.82

1.6      Расчет требуемых давлений насосов конденсатно-питательного тракта

Давление нагреваемой среды в различных   точках   расчетной   схемы определяют по напорам перекачивающих насосов и гидравлическим сопротивлениям установленного в тракте оборудования. Расчет напоров насосов будем проводить в соответствии с методикой, описанной в [18].

 

1.6.1                      Питательный насос

Напор питательного насоса:

Δр_пн = p₀ + Δр_пар + Δр_пг + Δр_п.тр + Δр_ркп + Δр_пвд + Δр_г , где:

p₀ = 3.82+0.1 МПа – давление рабочего тела перед турбиной;

Δр_пар = 0.04 p₀ = 0.15 МПа – гидравлическое сопротивление паропроводов;

Δр_пг = 0,04 МПа – сопротивление парогенератора;

Δр_п.тр = 0.25 МПа – сопротивление питательного трубопровода;

 Δр_ркп =0.4 МПа – сопротивление регулирующего клапана питания;

Δр_пвд = 0.6 МПа – суммарное сопротивление подогревателей высокого давления [2]; Δр_пн = 3.92+0.15+0.04+0.25+0.4+0.6= 5.355 МПа.

Повышение энтальпии воды в насосе находим по формуле:

Dh_пн= Dp_пн×V_пн×10³/ h_пн = 7.59 кДж/кг, где h_пн = 0.84 – КПД питательного насоса [18], V_пн = 0.001141 м³/кг - удельный объем питательной воды.

Давление на напоре питательного насоса р_пн = Δр_пн = 5.355 МПа.

1.6.2                      Конденсатный насос первого подъема

Напор конденсатного насоса первого подъема:

Δр_кн1 = p_вх.кн2 + Δр_эж + Δр_пог + Δр_ко + Δр_к.тр + Δр_рку+ Δр_рв - р_к , где:

p_вх.кн2 = 0.2 МПа – необходимое давление на всасе насоса второго подъема, исключающее кавитацию;

Δр_эж = 0.06 МПа – сопротивление охладителей эжекторов;

Δр_пог = 0.15 МПа – сопротивление охладителей генератора;

Δр_ко = 0.4 МПа – сопротивление блочной обессоливающей установки; Δ

р_к.тр = 0.15 МПа – сопротивление трубопроводов;

Δр_рку = 0.2 МПа – сопротивление регулирующего клапана уровня;

Δр_рв = 0.084 МПа – потери из-за разницы высот насосов;

р_к = 0.0058 МПа – давление в конденсаторе.

Подставив необходимые значения, получаем Δр_кн1 = 1.25 МПа. Повышение энтальпии конденсата в насосе:

Dh_кн1= Dp_кн1×V_кн1×10³/ h_кн1= 1.664 кДж/кг, где h_кн1=0.78 – КПД конденсатного насоса 1-ого подъема [18], V_кн1=0.001009 м³/кг – удельный объем перекачиваемого конденсата.

1.6.3                      Конденсатный насос второго подъема

Напор конденсатного насоса второго подъема:

Δркн2 = Δрвх.пн +Δрпнд + Δрк.тр + Δррку – pвх.кн2 , где Δр_вх.пн = 1 Мпа – давление на входе в ПН

Δр_пнд = 0.2 МПа – суммарное сопротивление подогревателей низкого давления;

Δр_кн2 = 1+ 0.2 + 0.15 + 0.2 – 0.2 = 1.35 МПа.

Повышение энтальпии конденсата в насосе:

Dh_кн2= Dp_кн2×V_кн2×10³/ h_кн2= 1.73 кДж/кг, где h_кн2=0.78 – КПД конденсатного насоса 2-ого подъема [18], V_кн2 = 0.001001 м³/кг – удельный объем перекачиваемого конденсата (определяется с учетом подогрева конденсата в охладителях основного эжектора, эжектора уплотнений и генератора, величина которого была принята 4.7 °С [18]).

1.6.4                      Определение параметров рабочего тела на входе в систему регенерации

Давление воды до и после конденсатного насоса 2-ого подъема:

p_вх.кн2 = 0.2 МПа, p_кн2 = p_вх.кн2 + Δр_кн2= 1.55 МПа.

Энтальпия конденсата на входе и выходе конденсатного насоса 2-ого подъема: h_вх.кн2=168,65 кДж/кг (определено по величине подогрева в КН1 и теплообменом оборудовании конденсационной установки),

h_вых.кн2 = h_вх.кн2 + Dh_кн2 = 170.29 кДж/кг.

Температура конденсата на входе в систему регенерации

tвых.кн2 = tвх.рег = tвхП6 = 40.7 °С

 

1.7      Расчет требуемых давлений насосов конденсатно-питательного тракта

Зададимся равномерным подогревом воды в четырех подогревателях низкого давления (нумерация ПНД против хода нагреваемой воды):

Dt_{в_ПНД} = (t_вхП3– t_вхП6) / 4 = ((191.3–60)–40.7) / 4=22.7 °С.

Давление на входе в П2, равное ранее посчитанному давлению на выходе из ПН, p_вх.П2 = p_вх.кн2 + Δр_пн = 5.56 МПа, тогда по h-s диаграмме определяем t_вхП2=133.4 °С

В системе регенерации высокого давления также примем равномерную разбивку по температуре:

Dt_{в_ПВД} = (t_пв– t_вхП2) / 2 = (191.3– 133.4) / 2=29.85 °С

Далее определяем температуру рабочего тела на выходе из каждого подогревателя регенерации.

Температура на выходе из r-го подогревателя (ПНД) (r=4÷8) определяется по формуле:

t_Пr= t_вхП6+(7-r)·Dt_{в_ПНД}

Температура на выходе из 1-ого ПНД (П6)  t_вП6 = 40.7 + 1·22.7 = 63.4 °С

Температура на выходе из 2-ого ПНД (П5)  t_вП5 = 40.7 + 2·22.7 = 86.1 °С

Температура на выходе из 3-ого ПНД (П4)  t_вП4 = 40.7 + 3·22.7 = 108.8 °С

 Температура на выходе из 4-ого ПНД (П3)  t_вП3 = 40.7 + 4·22.7 = 131.5 °С

Температура на выходе из 1-ого ПВД (П2)  t_вП2 = t_{вхП 2}+ Dt_{в_ПВД} =133.4 + 29.85 = 161.85 °С

Температура на выходе из 2-ого ПВД (П1)  t_вП1=t_вхП2 + 2 Dt_{в_ПВД} = 161.85 + 29.85 =191.8 °С

Температура конденсации греющего пара в j-ом подогревателе рассчитывается по температуре нагреваемой воды в нем:

tsПj = tвПj+δtПj

где δt_Пj – минимальный температурный напор в j-ом подогревателе.

Значения температурных напоров примем с учетом рекомендаций в [18]:

δtП1 = 5 °С	δtП3 = 4 °С	δtП5 = 0 °С
δtП2 = 5 °С	δtП4 = 3.5 °С	δtП6 = 0 °С

Получаем следующие t_sПj:

tsП1 = 196.8 °С	tsП3 = 135.5 °С	tsП5 =86.1 °С
tsП2 = 166.82 °С	tsП4 = 112.2 °С	tsП6 = 63.4 °С

 

1.8      Определение параметров отборов турбин

Значения давлений в точках отбора пара из турбины р_{отб j} определяем по температурам конденсации греющего пара и потерям давления в паропроводах отборного пара δp_j по следующей схеме:

• По температуре конденсации греющего пара t_sПj определяется давление пара в j-ом подогревателе p_Пj=p_s(t_sПj), j – номер подогревателя по ходу воды;
• Находим относительные потери давления в паропроводах о турбины до подогревателя δp=(2+j)/100.
• Рассчитываем давление в отборах турбины р_{отб j}= p_Пj(1+ δp_j); Исходные данные и результаты расчета сведены в таблицу 1.

 

 

Таблица №1 Расчет давлений в отборах турбины

Подогреватель	П1	П2	П3	П4	П5	П6
Номер подогревателя,	1	2	3	4	5	6
tsПj, °С	196.8	166.82	135.5	112.2	86.1	63.4
pПj, МПа	1.453	0.718	0.313	0.153	0.060	0.023
δpj, %	3	4	5	6	7	8
ротб j, МПа	1.496	0.747	0.329	0.162	0.064	0.025

 

1.9      Построение h-s диаграммы процесса расширения пара в турбине

Турбина состоит из части высокого и части низкого давления, h-s диаграмма, согласно заданию, строится по отсекам турбины - от точки входа к точке выхода, начиная с первого.

Начальные параметры пара р₀ = р_пг= 3,82 МПа, t₀=295 °С соответствуют точке О (состояние пара перед паровпускными клапанами турбины). Значение энтальпии и энтропии в этой точке: h₀ = 2954 кДж/кг, s₀=6,316 кДж/кг·К.

Примем относительные потери давления в результате дросселирования пара в паропусковых устройствах δp₀=0.05 [18], тогда давление пара на входе в первую ступень

ЧВД:  р₀’= р₀(1– δp₀)=3,82(1–0,05) = 3,45 МПа.

Процессу дросселирования соответствует отрезок ОО'. По h-s диаграмме определяем: t₀’ = 290,264 °С, s₀’=6,369 кДж/кг·К.

По предварительным расчетам, было получено, что влажность на выходе из ЦНД превышает 18%. В связи с этим было принято решение установки одноступенчатого сепаратора-пароперегревателя. Разделительное давление, равное давлению отбора на П- 4 принято p_paзд = 0.162 МПа по рекомендациям. [18]

Строим h-s диаграмму процесса расширения пара в ЦВД. Последовательность расчета каждого отсека следующая:

• Энтальпия на входе в j-ый отсек турбины h_вхj=h_выхj-1, для отсека ЦВД h_вх1=h₀;
• Определяем энтропию s_j=s(p_вхj;h_вхj);

Энтальпия в   конце  адиабатического расширения пара   в отсеке

hвыхjад=h(pвыхj,sj);

Определяем внутренний относительный КПД отсека h_oij=h^пп k_вл      ,

где :h^пп – внутренний относительный КПД отсека при работе перегретым паром, k_влj – коэффициент, учитывающий потери от влажности.

k_влj=1–a_j((y_вхj+y_выхj)/2)·(Dh^вл /Dh_0j)),

a_j – коэффициент, учитывающий конструктивные особенности отсека, y_вхj и y_выхj – влажность пара,

Dh_0j – располагаемый теплоперепад отсека,

Dh^вл   – часть Dh   в области влажного пара.                        

• •  Энтальпия в конце действительного процесса расширения пара в отсеке турбины   hвыхj=hвхj – hoij(hвхj – hвыхjад).

1               отсек:

p_вх1=p₀=3.82 МПа, p_вых1=p_отб1=1.496 МПа;

h_вх1=2954кДж/кг;   s₁=6.369кДж/кг·K; h_вых1^ад=2756кДж/кг; y_вх1=0, y_вых1=0;

a₁=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок О’1’) Dh₀₁= h_вх1– h_вых1^ад =198 кДж/кг, k_вл1=1;

h^пп_oi1=0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi1=0.85·1=0.85; h_вых1=2954–0.85·(2954-2756)=2785 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок О’1) Dh_р1= h_вх1– h_вых1=2954–2785=169 кДж/кг.

2               отсек:

p_вх2=1.496 МПа,    p_вых2=p_отб2=0.747 МПа;

h_вх2= h_вых1=2756 кДж/кг; s₂=6.377 кДж/кг·K; h_вых2^ад=2627 кДж/кг; y_вх2=0, y_вых2=0.049;

a₂=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок 1–2’) Dh₀₂= h_вх2– h_вых2^ад =1299 кДж/кг, k_вл2=0.982;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi2=0.85·0.982=0.835; h_вых2=2756–0.835·(2756–2627)=2649 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 1–2) Dh_р2= h_вх2– h_вых2=107 кДж/кг.

3               отсек:

p_вх3=0.747 МПа,    p_вых3=p_отб3(p_отбД)=0.329 МПа;

h_вх3= h_вых2=2627 кДж/кг; s₃=6.421 кДж/кг·K; h_вых3^ад=2508 кДж/кг; y_вх3=0.49, y_вых3=0.082;

a₃=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок 2–3’) Dh₀₃= h_вх3– h_вых3^ад =119.3 кДж/кг, k_вл3=0.953;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi3=0.85·0.953=0.81; h_вых3=2627–0.81·(2627–2508)=2530.61 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 2–3) Dh_р3= h_вх3– h_вых3=97.8 кДж/кг.

4               отсек:

p_вх4=0.329 МПа,    p_вых4=p_отб4=0.162 МПа;

h_вх4= h_вых3=2530.61 кДж/кг; s₄=6.476 кДж/кг·K; h_вых4^ад=2418кДж/кг; y_вх4=0.082, y_вых4=0.103;

a₄=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок 3–4’) Dh₀₄= h_вх4– h_вых4^ад =112 кДж/кг, k_вл4=0.932;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi3=0.85·0.932=0.79; h_вых4=2650–0.79·(2650–2510.8)=2441 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 3–4) Dh_р3= h_вх3– h_вых3=88.48 кДж/кг. Влажность пара на выходе из ЦВД у_{вых_ЦВД}=0.103

Между ЦВД и ЦНД установлен одноступенчатый сепаратор-пароперегреватель. В качестве греющей среды для пароперегревателя используется свежий пар. Примем относительные потери давления в устройствах между ЦВД и ЦНД δp_рес=0.02 [18], тогда давление пара на входе в ЦНД (для сепаратора-пароперегревателя одноступенчатого)  p_{0 ЦНД} = 0.95*p_раз(1– δp_рес) = 0.95*0.162(1–0.02) = 0.151 МПа. Конечная температура перегреваемого пара t_{0 ЦНД} = t₀ – δt_пп = 295 – 18 = 277 °С (принимаем δt_пп = 18 °С – минимальный температурный напор в пароперегревателе)

5               отсек:

p_вх5=0.151 МПа,    p_вых5=p_отб5=0.064 МПа;

h_вх5 =3017 кДж/кг; s₅=7.936 кДж/кг·K; h_вых5^ад=2837 кДж/кг; y_вх5=0, y_вых5=0;

a₅=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок В–5’) Dh₀₅= h_вх5– h_вых5^ад =177 кДж/кг, k_вл5=1;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi5=0.85·1=0.85; h_вых5=3023–0.85·(177)=2856.4 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок В–5) Dh_р5= h_вх5– h_вых5=150.45 кДж/кг.

6               отсек:

p_вх6 =0.064 МПа, p_вых6=p_отб6=0.025 МПа;

h_вх6= 2856 кДж/кг; s₆=8.004 кДж/кг·K; h_вых6^ад=2697 кДж/кг; y_вх6=0, y_вых6=0;

a₆=0.72;

располагаемый теплоперепад (отрезок 5–6’) Dh₀₆= h_вх6– h_вых6^ад =191.5кДж/кг, k_вл6=1;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [4])

h_oi6=0.85·1=0.85;

h_вых6 = 2856 – 0.85·191.5 = 2705,55 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 5–6) Dh_р6= h_вх6– h_вых6=162.8 кДж/кг.

7               отсек:

p_вх7= 0.025 МПа,   p_вых7=p_к=0.0058 МПа;

h_вх7=2705.55 кДж/кг;  s₇=8.075 кДж/кг·K;  h_вых7^ад=2463 кДж/кг;

y_вх7=0, y_вых7=0.048;

a₇=0.8;

располагаемый теплоперепад (отрезок 6–7’) Dh₀₇= h_вх7– h_вых7^ад =222 кДж/кг, k_вл7=0.975;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [4])

h_oi7=0.85·0.975=0.829;

h_вых7=2705.55 – 0.829·222 = 2521 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 6–7) Dh_р7= h_вх7– h_вых7=184 кДж/кг.

Влажность пара на выходе из последней ступени ЦНД у_пс=0.048.

На основе полученных значений был построен график распределения теплоперепадов по ступеням ЦВД и ЦНД, представленный на рисунке 4.

Рис. 4.  Распределение теплоперепадов по отсекам турбины

Можно видеть, что теплоперепады имеют разброс от ступени к ступени. Это неприемлемо с точки зрения конструкции турбины. Для аэродинамического совершенства проточную часть турбин стараются выполнить как можно более гладкой. Кроме того, турбину выполняют с постоянно расширяющимся проходным сечением, так как проточную часть необходимо расширять для соблюдения постоянства массовой скорости пара при его расширении в процессе движения по проточной части. Таким образом, теплоперепады по ступеням должны плавно возрастать от входа к выходу для  ЦНД, а для ЦВД быть практически постоянными.

Новые «плавные» перепады задавались вручную, исходя из требований постепенного их повышения. Теплоперепад последней ступени в цилиндре рассчитывался, исходя из требования сохранения неизменным располагаемого теплоперепада в цилиндре.

Выровненные теплоперепады представлены на рисунке 5. Видно, что теплоперепады плавно возрастают от входа цилиндра к выходу и от цилиндра к цилиндру

Рис. 5. Распределение выровненных

теплоперепадов по отсекам турбины

Теплоперепады, приходящиеся на одну ступень, изменились. В связи с этим, были пересчитаны энтальпии пара в каждой ступени ЦВД.

1 отсек (пересчитанный):

p_вх1=p₀=3.82 МПа, p_вых1=p_отб1=1.496 МПа;

h_вх1=2954кДж/кг;   s₁=6.369кДж/кг·K; h_вых1^ад=2756кДж/кг;

y_вх1=0, y_вых1=0;

a₁=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок О’1’) Dh₀₁= h_вх1– h_вых1^ад =198 кДж/кг, k_вл1=1;

h^пп_oi1=0.85 (принимаем согласно [18])

Принимая в расчет заданный рабочий теплоперепад отсека (отрезок О’1)

h_вых1 =h_вх1 –Dh_р1зад=2840 кДж/кг.

2 отсек (пересчитанный):

p_вх2=1.496 МПа,    p_вых2=p_отб2=0.747 МПа;

h_вх2= h_вых1=2840 кДж/кг; s₂=6.506 кДж/кг·K; h_вых2^ад=2704 кДж/кг; y_вх2=0, y_вых2=0.03;

a₂=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок 1–2’) Dh₀₂= h_вх2– h_вых2^ад =138 кДж/кг, k_вл2=0.988;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi2=0.85·0.988=0.84; h_вых2=2840-0.84·(138)=2725.8 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 1–2) Dh_р2= h_вх2– h_вых2=115.9 кДж/кг.

3 отсек (пересчитанный):

p_вх3=0.747 МПа,    p_вых3=p_отб3(p_отбД)=0.329 МПа;

h_вх3= h_вых2=2725.8 кДж/кг; s₃=6.595 кДж/кг·K; h_вых3^ад=2579 кДж/кг; y_вх3=0.03, y_вых3=0.07;

a₃=0.72 (принимаем согласно [18]);

располагаемый теплоперепад (отрезок 2–3’) Dh₀₃= h_вх3– h_вых3^ад =144.8 кДж/кг, k_вл3=0.944;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi3=0.85·0.944=0.8; h_вых3=2627–0.8·(144.8 )=2609 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 2–3) Dh_р3= h_вх3– h_вых3=114.8 кДж/кг.

4 отсек (пересчитанный):

p_вх4=0.329 МПа,    p_вых4=p_отб4=0.162 МПа;

h_вх4= h_вых3=2609 кДж/кг; s₄=6.668 кДж/кг·K; h_вых4^ад=2402 кДж/кг; y_вх4=0.082,                      y_вых4=0.102;

a₄=0.72 (принимаем согласно [18])

располагаемый теплоперепад (отрезок 3–4’) Dh₀₄= h_вх4– h_вых4^ад =146кДж/кг,  k_вл4=0.932;

h^пп     =0.85 (принимаем согласно [18])

h_oi3=0.85·0.932=0.79; h_вых4=2609–0.79·(146)=2525.52 кДж/кг;

Рабочий теплоперепад отсек (отрезок 3–4) Dh_р3= h_вх3– h_вых3=115.48 кДж/кг. Влажность пара на выходе из ЦВД у_{вых_ЦВД}=0.102

Построим h-s диаграмму процесса расширения пара в турбине. Все необходимые для построения величины для удобства сведем в таблицу 2.

Необходимо учесть потери с выходной скоростью, в данном расчете примем Dh_вс = 40 кДж/кг. Тогда можно определить параметры пара, поступающего в конденсатор: h_к = h₇ + Dh_вс

Таблица №2 Данные для построения h-s диаграммы процесса расширения пара

Точка	h, кДж/кг	S, кДж/кг·K
O	2954	6.316
O’	2954	6.369
1	2840	6.506
2	2725.8	6.595
3	2609	6.668
4’	2402	6.369
4	2525.5	6.742
5	3017	7.936
6	2856	8.004
7	2705.5	8.075
8	2521	8.197
8`	2463	7.936
9	2561	8.326

Рис. 6. h-s диаграмма процесса расширения пара в турбине

1.10 Составление таблицы параметров по схеме установки

Значения параметров рабочего тела, необходимые для составления уравнений теплового баланса элементов схемы сведены в таблицу 1.3. В горизонтальных строках таблицы приведены основные параметры, а в вертикальных столбцах, в последовательности номеров отборов, даны условные обозначения элементов схемы. Строки 1, 2, 3 заполняются на основе h–s диаграммы. Давление в подогревателях П1-П6 (строка 4) рассчитываются по давлениям в отборах с учетом гидравлических потерь. В строку 5 вносятся температуры насыщения, отвечающие этим давлениям.

Недогрев (строка 10) принимается в зависимости от материала теплообменной поверхности подогревателя. Температура нагреваемого конденсата на выходе из

подогревателя определяется по температуре насыщения t_sj в подогревателе и принятому недогреву (t_j^k = t_sj–dt_j) и заносятся в строку 11.

Температуры t_r^др вносятся в строку 7. Энтальпия дренажа определяется как f(p_r,t_r^др).

Давления воды за подогревателями (строка 9) находится по напору питательного и конденсатных насосов с учетом гидравлических потерь по водяной стороне подогревателей в процессе расчета. Энтальпия нагреваемого конденсата (строка 12) находится как f(p_j^k,t_j^k).

 

Таблица №3  Параметры рабочего тела в элементах расчетной схемы паротурбинной установки

№ строки	Параметры среды	ПП	П1	П2	П3	П4	C	П5	П6	К
1	Номер отбора	0	I	II	III	IV	V	VI	VII	K
	Греющий пар
2	Давление в отборе, МПа	3.82	1.496	0.747	0.329	0.162	0.162	0.064	0.025	–
3	Энтальпия, кДж/кг	2954	2820	2789	2650	2525	3017	2856.4	2705.6	2521
	Температура, °С	295	208.5	177	136.7	113.7	273.3	189.4	110.4	–
4	Давление в подогревателе, МПа	3.82	1.453	0.718	0.313	0.153	0.153	0.060	0.024	0.0058
5	Температура насыщения в подогревателе, °С	247.6	196.8	166.82	135.5	112.2	112.2	86.1	63.4	40.25
	Дренаж греющего пара
6	Температура, °С	247.6	196.8	166.8	135.5	112.2	–	–	–	–
8	Энтальпия, кДж/кг	1074	838	705.2	654	570	–	–	–	–
	Обогреваемая среда на выходе
9	Давление, МПа	0.157	3.92	4.22	1	1.1	–	0.064	0.024	–
10	Недогрев, °С	18	5	5	4	3.5	–	–	–	–
11	Температура, °С	277	191.8	161.8	131.5	118.7	–	86.1	63.4	–
12	Энтальпия, кДж/кг	3027	816.8	686	555	499	–	360.6	265.5	–

1.11       Составление систем балансовых уравнений для расчета тепловой схемы ПТУ

В расчете принято, что продувочная вода парогенератора проходит теплообменники, ионообменные и механические фильтры байпасной системы очистки и возвращается обратно в парогенератор. Таким образом, расход питательной воды равен расходу пара на турбину: D_ПВ=D₀.

Протечки пара через уплотнения можно оценочно принимать равными 0.5–1.2% от расхода пара на турбину D₀ по [18]. Примем протечки пара через уплотнения турбины, поступающие в эжектор, равными 0,5%D₀, протечки пара через штоки клапанов, сбрасываемые в деаэратор, равными 0.1%D₀, а протечки из уплотнений ЦВД, поступающие в подогреватель П4, равными 0,08%D₀.

1.11.1          Подогреватели высокого давления

 

Рис. 7.  Подогреватели высокого давления

Уравнения теплового баланса для подогревателя П1:

D_ПВ·(h_П1–h_П2)=D₁·(h_I^отб–h_П1^др) ·h₁+D_ПП·(h_ПП^др– h_П1^др) ·h₁ , где

h₁=0.993 – коэффициент, учитывающий тепловые потери подогреватели П1; h_П1,h_П2 – энтальпия конденсата после подогревателей П1 и П2, кДж/кг;

h_I^отб – энтальпия пара первого отбора, кДж/кг;

h_П1^др – энтальпия дренажа подогревателя П1, кДж/кг;

h_ПП^др – энтальпия дренажа сливающегося из пароперегревателя в подогреватель П1, кДж/кг;

D_ПВ – расход питательной воды воды в ПГ, равный расходу через подогреватель П1, кДж/кг;

D₁ – расход пара в П1 из ЦВД, кг/с;

D_ПП – расход дренажа из второй ступени пароперегревателя в П1, кг/с.

Уравнения теплового баланса для подогревателя П2:

D_ПВ·(h_П2–h_П3Н)=D₂·(h ^отб–h_П2^др) ·h₂+( D₁+D_ПП)·(h_П1^др– h_П2^др) ·h₂ , где

h₂=0.994 – коэффициент, учитывающий тепловые потери подогреватели П2; h_П3Н = h_{П3В + Δ} h_пн – энтальпия конденсата после питательного насоса, кДж/кг; h ^отб – энтальпия пара второго отбора, кДж/кг;

h_П2^др – энтальпия дренажа подогревателя П2, кДж/кг; D₂ – расход пара в П2 из ЦВД, кг/с;

1.11.2          Точка смешения

Рис. 8. Точка смешения

Уравнение теплового баланса для точки  смешения СМ:

D_ПВ·(h_П3СМ–h_П3) =D_СМ·( h_П2^др – h_П3) , где D_СМ = D₁+ D₂+ D_ПП

h_П3СМ – энтальпия питательной воды после точки смешения

 

1.11.3          Подогреватели низкого давления

Рис. 9.  Подогреватели низкого давления П3 и П4

Уравнение теплового баланса для подогревателя П3:

(D_ПВ – D_СМ) ·(h_П4–h_П3)=D₃·( h_П3^др – h ^отб) ·h₃

h₃=0.995 – коэффициент, учитывающий тепловые потери подогреватели П3;

h_П3 – энтальпия на выходе из П3, кДж/кг

h ^отб – энтальпия пара третьего отбора, кДж/кг;

h_П3^др – энтальпия дренажа подогревателя П3, кДж/кг;

D₃ – расход пара в П3 из ЦВД, кг/с;

D_П3 – расход конденсата после подогревателя П3, кг/с;

Уравнение теплового баланса для подогревателя П4:

(D_ПВ – D_СМ) ·(h_П5–h_П4)=D₃·( h_П4^др –h_П3^др) ·h₄+ D₄·( h_П4^др – h_IV^отб) ·h₄+ D_С·( h_П4^др – h_С^др) ·h₄ , где h_П5= h_П5В+Δ h_КН2 – энтальпия после конденсатного насоса второго подъема;

h₄=0.997 – коэффициент, учитывающий тепловые потери подогреватели П4;

h_IV^отб – энтальпия пара пятого отбора, кДж/кг;

h_П4^др – энтальпия дренажа подогревателя П4, кДж/кг;

h_С^др– энтальпия дренажа сепаратора, кДж/кг

D₄– расход пара в П4, кг/с;

D_С– расход дренажа сепаратора, кг/с;

h_П4 – энтальпия конденсата после подогревателя П4, кДж/кг;

Рис. 10.  Подогреватель низкого давления П5

Уравнение теплового баланса для подогревателя П5:

(D_ПВ – D_СМ) ·h_П5В=D₅·h ^отб+ D_О5 · h_П4^др + D_О6·h_П6, где D_О5= D₃+D₄+D_С

D_О6= D_СМ–D₅–D_О5

h^отб – энтальпия пара пятого отбора, кДж/кг; D₅– расход пара в П5, кг/с;

h_П5В – энтальпия после подогревателя П5, кДж/кг; h_П6 – энтальпия после подогревателя П6, кДж/кг;

 

Рис. 11.  Подогреватель низкого давления П6

Уравнение теплового баланса для подогревателя П6:

D_О6·(h_П6–hвх.рег) = D₆·(h^отб– hвх.рег) где:

h ^отб – энтальпия пара шестого отбора, кДж/кг;

D₆ – расход пара в П6, кг/с;

1.11.4          Сепаратор – пароперегреватель

Рис. 12. Сепаратор – пароперегреватель

Уравнение теплового баланса сепаратора:

D_ЦВД· h_IV^отб =D_C·h_С^др + (D_ЦВД – D_с)·h_С⁰, где:

h_С⁰ – энтальпия пара на выходе из сепаратора, кДж/кг;

D_ЦВД – расход пара после ЦВД турбины, кг/c.

Уравнение теплового баланса пароперегревателя:

(D_ЦВД – D_С)·(h_ПП – h ⁰ )=D_ПП·( h ^отб –h_ПП^др)·h_ПП, где:

h_ПП=0.995 – коэффициент, учитывающий тепловые потери ПП;

h_ПП – энтальпия пара на выходе из пароперегревателя, кДж/кг;

D_ПП – расход пара в пароперегреватель, кг/c.

1.11.5    ЦВД

Уравнение материального баланса ЦВД:

D_ЦВД= D₀–D₁–D₂–D₃–D₄–D_ПП

В результате получили систему алгебраических уравнений, отражающих тепловые и материальные балансы элементов схемы. Решение будем проводить с помощью пакета Mathcad 14.

В результате решения получили следующие значения расходов:

D0 =69.8889 кг/c	D5= 2.217 кг/c
D1 =5.651 кг/c	D6 = 5.217 кг/c
D2 =3.788 кг/c	DПП = 2.815 кг/c
D3 =3.632 кг/c	DЦВД = 51.177 кг/c
D4 =2.886 кг/c	DС = 1.612 кг/c
DЦНД = 40.868 кг/c

 

1.12       Расчет мощности турбоустановки

Расчет внутренних мощностей отсеков турбины дан в таблице 4.

Таблица №4 Внутренние мощности отсеков

Dотс, кг/c		Δhотс, кДж/кг	Dотс· Δhотс, МВт
Dотс1=D0–DПП	67.074	h0–hIотб=114.2	8.307
Dотс2=DОТС1–D1	61.423	hIотб–hIIотб=115.7	7.703
Dотс3=DОТС2–D2	57.635	hIIотб–hIIIотб=114.8	7.308
Dотс4=DОТС3–D3	54.003	hIIIотб–hIVотб=115.4	7.852
Dотс5= DЦВД–DС	49.505	hIVотб–hVотб=150.45	7.158
Dотс6= DОТС5–D5	47.288	hBотб–hVIотб=162.8	8.265
Dотс7=DОТС6–D6	42.071	hVIотб–hVIIотб=184	8.392

 

Внутренняя мощность турбины определяется суммированием внутренних мощностей отсеков:

W_i=МВт

 

Расчетная мощность на клемах генератора:

N_Э.РАС= W_i · η_МЕХ · η_Г=54.14 МВт

где: η_МЕХ =0.99 – механический КПД, η_Г =0.998 – КПД генератора.

Гарантированная электрическая мощность:

N_Э = 0.98 · N_Э.РАС = 53.06 МВт.

1.13       Проверка материального баланса установки

Расход на входе в первый подогреватель должен быть равен расходу после конденсатора: D_П6= 47.288 кг/c

D_{ПОСЛЕ_К}= D_отс7+ D₆=47.288 кг/c

Разница между расходом на входе в первый подогреватель и на выходе из конденсатора не должна превышать 1%.

Δ=((D_П6 – D_{ПОСЛЕ_К})/D_П6)·100% = 0.0%

Следовательно, баланс сходится в пределах заданной мощности.

1.14       Расход электроэнергии на привод насосов конденсатно-питательного тракта.

Конденсатный насос первого подъема КН1:

N_КН1 = (Δh_КН1·D_П7)/η_КН1= 0.0956 МВт

где η_КН1=0.86 – КПД электропривода КН1[5].

Конденсатный насос второго подъема КН2:

N_КН2 = (Δh_КН2·(D_ПВ- D_СМ))/η_КН2= 0.147 МВт

где η_КН2=0.86 – КПД электропривода КН2[5].

Питательный насос:

N_ПН = (Δh_ПН·D_ПВ)/η_ПН= 0.701 МВт

где η_ПН=0.86 – КПД электропривода ПН[5].

Суммарный расход электроэнергии на собственные нужды турбоустановки:

N_Э.СН = N_КН1 + N_КН2 + N_ПН = 0.9436 МВт

1.15       Расчет показателей тепловой экономичности

КПД по производству электроэнергии (электрический КПД брутто):

η_Э = N_Э/(Q_ру) = 53.06 /(175)=0.334

КПД по производству электроэнергии (электрический КПД нетто):

η_Э^НТ =( N_Э–N_С.Н.)/Q₀ =(53.06–0.9436)/175=0.328

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Повышение характеристик АСММ за счет использования высокотемпературных РУ

Одной из важнейших задач, связанных с производством электрической и

тепловой энергии на атомных станциях, является улучшение их конкурентоспособности, включающей в себя такой показатель как коэффициент полезного действия (КПД).

Сегодня большинство стран используют корпусные и канальные реакторы, КПД которых не превышает 33%, установках с натриевыми реакторами на быстрых нейтронах до 40%. Дальнейшее повышение эффективности требует расширения температурных уровней, в которых работает атомная энергетическая установка.

На сегодняшний день активно ведется разработка современных высокотемпературных газоохлаждаемых реакторов (ВТГР), такие реакторы смогут достигать температуры гелия до 700-950 ºC и, в конечном итоге, до 1000 °C. [3] Их применение возможно либо в качестве источников тепла использованием дополнительных теплообменников (по типу АСТ), либо для генерации пара во втором контуре через парогенераторы или непосредственно для приведения в действие газового цикла Брайтона для получения электричества с термическим КПД почти 50 % (эффективность увеличивается примерно на 1,5 % при каждом приращении на 50 °C). [3] Но пониженный интерес к проведению прямого брайтонского цикла обусловлен очень высоким технологическим риском. Опасность заключается в том, что трение топлива приводит к образованию радиоактивной графитовой пыли. Разработанные в последнее десятилетие технологии и инновации в металлургии делают ВТГР заметно практичнее, чем в прошлом, однако высокая надежность компонентов топлива и реакторов возможна только благодаря прямому циклу работы.

В числе преимуществ высокотемпературных реакторов называют также то, что, помимо электроэнергии и тепла, они могут также непосредственно вырабатывать водород и другие полезные продукты без как-либо выбросов CO2.

Преимуществом высокотемпературных реакторов, также является присущая их конструкции «естественная безопасность». Если нынешние легководные реакторы снабжены многоуровневыми дублирующими друг друга системами безопасности, что значительно удорожает стоимость производимой электроэнергии, то стоимость электроэнергии, производимой на высокотемпературных газоохлаждаемых реакторах, может оказаться вдвое ниже, что позволит им успешно конкурировать с угольными электростанциями. Кроме того, имеется большой ресурс для увеличения их КПД.

2.1 Особенности высокотемпературных газоохлаждаемых реакторов и области их применения

Высокотемпературные газоохлаждаемые реакторы могут быть одним из вариантов АСММ в силу следующих особенностей:

• возможности достижения высокой температуры теплоносителя первого контура;
• внутренне присущей безопасности в отношении остановки реактора и его расхолаживания, гарантированно исключающей повышенный выход активности и плавление активной зоны.

• гибкий топливный цикл технологии ВТГР позволяет использовать топливо на основе урана, плутония, тория, включая МОХ без изменения конструкции активной зоны и обеспечивать его глубокое выгорание. Глубокое выгорание исключает возможность использования начинки твэл в военных целях.

• совместная выработка электро- и теплогенерации. Широкий диапазон возможностей генерирования и утилизации энергии приближают коэффициент использования тепла ВТГР к 100 %

Высокая температура теплоносителя открывает возможность производства электроэнергии с высоким КПД, производства энергоносителей, коммунального и промышленного тепла для технологических целей. Уникальные свойства безопасности позволяют размещать АСММ с ВТГР вблизи промышленных предприятий и крупных населенных пунктов. Установки малой мощности с замкнутым газотурбинным циклом.

Высокий уровень безопасности ВТГР достигается следующими техническими решениями:

• используется однофазный гелиевый теплоноситель, не влияющий на реактивность;

• используется графит в качестве замедлителя и конструкционного материала активной зоны, что определяет высокую теплоемкость, тепловую инерцию и структурную стабильность при очень высоких температурах (больше 3000°С);

• топливо на основе микрочастиц с терморадиационностойкими покрытиями способно удерживать продукты деления при температурах, значительно превышающих температуру топлива при нормальной эксплуатации и авариях;

• низкий уровень энергонапряженности и конфигурация активной зоны рассчитаны таким образом, что отвод остаточных тепловыделений обеспечивается через боковую поверхность корпуса реактора за счет теплопроводности и излучения; при этом не требуются источники энергии или вмешательство персонала, плавление активной зоны исключено, продукты деления удерживаются внутри топлива.

Перечисленные особенности АСММ с ВТГР открывают возможности для замещения ими существующих электростанций на органическом топливе для обеспечения энергией и теплом крупных городов.

Другой вариант — использование в зонах децентрализованного энергоснабжения, где размещены предприятия добывающих отраслей (Сибирь, Крайний Север, Дальний Восток). Для таких регионов энергоснабжение должно обеспечивать нужды в электроэнергии, а при необходимости — в технологическом тепле для промышленных предприятий, коммунальном тепле, горячей воде и топливе для транспорта [1].

Учитывая изложенные выше факторы, во многих страх мира в последние десятилетия начато или возобновляется проектирование и строительство модульных ВТГР малой и средней мощности. Обращает на себя внимание тот факт, что наряду с Россией, ФРГ, США, Францией, Японией – странах с традиционно развитой ядерной энергетикой, наиболее ускоренными темпами ВТГР разрабатываются в Юго-Восточной Азии (Южная Корея, Китай, Индия), а 19 также в Южно-Африканской Республике (ЮАР). Япония в 1998 и Китай в 2003 г. пустили в эксплуатацию экспериментальные реакторы соответственно HTTR и HTR-10 [4], на которых исследуется их применение для получения высокопотенциального тепла, теплоснабжения промышленности, производства электроэнергии в газотурбинном цикле, коммерческого использования. Температура гелия на выходе из HTTR достигла 950 °С. Работы по проектам установок с ВТГР ведутся во Франции и Нидерландах.

2.2 Основные тепловые циклы для высокотемпературных газоохлаждаемых реакторов

2.2.1 Классический цикл Брайтона

Цикл Брайтона используется в газотурбинных установках со сгоранием при постоянном давлении, различают открытый и замкнутый цикл.

     Рабочее тело поступает в компрессор (рис.1) через входное устройство, где происходит адиабатное сжатие воздуха, далее топливо сгорает в камере сгорания при постоянном давлении, после чего продукты сгорания поступают в турбину и адиабатно расширяются. Горячие продукты сгорания изобарно охлаждаются, происходит отвод тепла при постоянном давлении, затем тепло отводится в окружающую среду.

Рис. 13. Тепловая схема ГТУ с открытым циклом Брайтона [7].

         При рассмотрении идеального цикла Брайтона рабочим телом является идеальный газ, имеющий постоянную теплоемкость; все процессы, протекающие в цикле, являются обратимыми; трение и тепловые потери отсутствуют.

                   Рис. 14. P,v - и T,S - диаграммы цикла Брайтона [8].

2.2.2 Замкнутый цикл Брайтона

         В тепловую схему цикла Брайтона может быть включен теплообменник-рекуператор в том случае, если температура газа на выходе из турбины оказывается много выше температуры окружающей среды. Для предотвращения потери полезной энергии воздух, выходящий из компрессора, нагревается с помощью рекуперации перед подачей в камеру сгорания.

         В идеальном цикле Брайтона из-за обратимости протекающих процессов коэффициент рекуперации равен 1, а в реальных устройствах он лежит в пределах 0.6 – 0.8, однако его можно увеличить с помощью увеличения площади теплообменной поверхности.

 

Рис. 15. Тепловая схема и T,S - диаграмма ГТУ с замкнутым циклом Брайтона с использованием рекуперации [7].

В замкнутом цикле цикле Брайтона выхлопные газы турбины не выбрасываются, а рециркулируются. Схема компоновки и температуры–энтропии (T–S) простой регенеративной замкнутого цикла показана на (рис. 3). Рабочая жидкость сжимается в компрессоре от точки 1 до точки 2. Затем она поступает в рекуператор где часть теплосодержания выхлопных газов турбины регенерируется (пункт 2-2p). После регенерации жидкость проходит через источник тепла (активная зона реактора), промежуточным теплообменником или газовым нагревателем (точка 2p-3). В источнике тепла жидкость достигает самой высокой температуры в цикле. За этим следует расширение турбины (пункт 3-4). Турбина обеспечивает работу компрессора и генератора. Затем выхлоп турбины используется для предварительного нагрева жидкости, выходящей из компрессора в рекуператоре (пункт 4-4p). Наконец, тепло отводится из цикла в охладитель, где жидкость охлаждается до начальных условий.

Преимущества замкнутого цикла Брайтона:

• Замкнутый цикл Брайтона может достичь более высокой эффективности, чем паровой цикл при высокой температуре.
• Проще, чем паровой цикл Ренкина, который имеет много теплообменников и насосов, а также много трубопроводов.
• Возможность работы при более высоком давлении дает компактные компоненты и меньшую площадь установки по сравнению с паротурбинной установкой. При этом достигается более высокое соотношение мощности к размеру и снижение капитальных затрат.
• Использование различных рабочих жидкостей с благоприятными тепловыми и транспортными свойствами, например, гелий, азот, углекислый газ, аргон, неон и газовые смеси.
• Отсутствие коррозии компонентов системы.
• Отсутствие необходимости в фильтрации воздуха в загрязненной среде.

 Именно замкнутый цикл Брайтона получил широкое применение в современных проектах АСММ с высокотемпературными РУ.

2.2.3 Замкнутый цикл Брайтона на сверхкритической углекислоте

Для увеличения коэффициента полезного действия при относительно невысокой температуре (до 700 ◦С) применяется цикл Брайтона на сверхкритической углекислоте (SCO2). Сверхкритический диоксид углерода имеет следующие преимущества: доступность и невысокая цена, не взрывоопасен и не токсичен. Благодаря высокой плотности и теплоемкости, а также несжимаемости вблизи критической точки, энергоемкость рабочего тела и эффективность цикла повышаются. Также использование сверхкритической углекислоты при высоком давлении позволяет уменьшить размеры турбоустановки [9, 10]. Как ожидается, экономия на габаритах турбоустановки позволит покрыть рост стоимости увеличенной площади теплообмена.

         Поскольку все процессы цикла Брайтона на сверхкритической углекислоте протекают без изменения фазы, и рабочее тело имеет плотность, подобную жидкости, а вязкость, подобную газу, то для преобразования заданного количества теплоты в электроэнергию потребуется меньше работы. Таким образом, будет возможно снизить капитальные вложения и затраты на топливо, эксплуатацию и обслуживание станции, что приводит к снижению себестоимости электроэнергии [9, 10,].

Несмотря на заявленные преимущества, при использовании сверхкритического диоксида углерода необходимо решить проблемы, связанные с повреждениями из-за высоких температур и окисления. Для этого применяются различные сплавы на основе никеля, керамика и др. [9].

2.3 Рабочие тела для замкнутого цикла Брайтона

Выбор рабочего тела для замкнутого цикла Брайтона сильно повлияет на размер, геометрию и производительность установки. Некоторые рабочие жидкости, которые обычно рассматриваются для данного теплового цикла, включают воздух, азот, углекислый газ, гелий. 

При выборе теплоносителя должна учитываться вся совокупность свойств: теплофизических (плотность, теплоемкость, вязкость, теплопроводность и др.); ядерно-физических (влияние на критичность, радиационная стойкость, активация и т. п.); химических (совмести­мость с конструкционными материалами); технологических (способы получения, токсичность, термостойкость, текучесть, взрыво- и пожароопасность, стоимость, доступность и т. п.). Поскольку назначением ВТГР является получение высокотемпературной тепловой энергии и температура теплоносителя может достигать 1000 ◦С, то выбор среди возможных теплоносителей ограничен гелием [5].

Использование других газов в качестве теплоносителя энергетического реактора было отклонено по ряду соображений. Использование водорода весьма проблематично, несмотря на его хорошие (по сравнению с другими газами) теплофизические свойства. Это объясняется прежде всего его взрывоопасностью при смешении с воздухом и высокой химической активностью по отношению к конструкционным материалам активных зон при температуре от 800 ◦С и выше.

Применение азота в атомной энергетике затруднено из-за его низких теплофизических свойств, высокой химической активности в области высокой температуры и влияния на реактивность.

Применение углекислоты показало её достаточно хорошие теплофизические свойства, но тем не менее рассматривать углекислоту как полноценный теплоноситель ВТГР нельзя (разве что ограничиться температурой в 700 ◦С), поскольку при высокой температуре СО2 диссоциирует, а продукты диссоциации интенсивно взаимодействуют с основным конструкционным материалом активной зоны ВТГР - графитом, что приводит к массопереносу углерода из активной зоны в холодные места контура. Но данный факт не мешает активному использованию данного газа в качестве теплоносителя. Особенности использование и другие моменты будут рассмотрены несколько позже в данной работе.

В таблице 5 обобщены относительные преимущества и недостатки рабочих тел. 

 Таблица №5  Преимущества и недостатки рабочих тел замкнутого цикла Брайтона.

Рабочее тело	Преимущества	Недостатки
Воздух	Имеется значительный опыт проектирования Воздух в изобилии и недорогой	Высокая потеря давления Требует высокой температуры на входе в турбину для достижения привлекательной эффективности Плохой коэффициент теплопередачи по сравнению с гелием Вероятное окисление материалов при высокой температуре
Азот	Состав и свойства частично аналогичны воздуху	Высокая потеря давления Требует высокой температуры на входе в турбину Плохое свойство теплопередачи Вероятное азотирование и охрупчивание материала при высокой температуре
Гелий	Низкие потери давления Хороший коэффициент теплопередачи Инертный и нетоксичный Нет ограничения числа Маха в конструкции турбомашин	Требуется больше ступеней турбомашины Весьма текуч Ограниченный опыт проектирования турбомашин Требует высокой температуры на входе в турбину
S-CO2	Хорошая эффективность при умеренной температуре на входе в турбину Нетоксичен, относительно хорошая термическая стабильность и инертность Низкий уровень утечки Хорошая критическая точка (7.3773 MPa, 30.978 °C) Компактные и небольшие турбомашины	Более агрессивный, чем гелий при высокой температуре Ограниченный опыт проектирования Вероятные проблемы эксплуатации и проектирования из-за быстро меняющегося свойства вблизи критической точки Возможность энергетической химической реакции с натрием в реакторе с натриевым охлаждением

 

Итак, наиболее перспективен в качестве теплоносителя для ВТГР - гелий. Во всех энергетических установках (ЭУ) с ВТГР, находящихся в эксплуатации, на стадиях строительства или проектирования используется гелий. Гелий - практически единственный теплоноситель, удовлетворяющий большинству требований, предъявляемых к теплоносителям ВТГР.

Преимуществом гелия перед другими теплоносителями, применяемыми в атомной энергетике, является его химическая инертность, благодаря чему ядерное топливо и конструкционные материалы активной зоны могут работать при высокой температуре. Гелий обладает хорошими ядерно-физическими свойствами: он практически. не поглощает и не рассеивает нейтроны и не активируется под облучением. Хотя по удельной теплоемкости и затратам мощности на прокачку гелий уступает некоторым теплоносителям (Н2, СО2), однако, обладая хорошей теплопроводностью, он даже при умеренном давлении (40-50 кгс/см²) обеспечивает отличные условия для отвода и переноса тепловой энергии в первом контуре. Это позволяет получать более высокую энергонапряженность активной зоны и требует значительно меньшей поверхности теплообменного оборудования (по сравнению, например, с СО2) [7].

2.4 Микротвэлы ВГТР

Микротвэл (МТ) – это шарообразная частица ядерного топлива, также называемая керном, покрытая барьерными слоями, предотвращающими выход продуктов деления за пределы МТ. Топливо на основе МТ является основным  для ВТГР, но рассматриваются варианты его применения и в других типах реакторов.

Применение микросферического топлива с защитными слоями покрытий типа TRISO (TRistructural ISOtropic – трехструктурное изотропное покрытие из пироуглерода и карбида кремния на топливных частицах) обеспечивает длительную работу реактора без перезагрузки, большой коэффициент выгорания топлива. Кроме этого, обеспечивается максимальная безопасность эксплуатации атомного реактора, так как микросферическое топливо с многослойным керамическим покрытием типа TRISO эффективно удерживает продукты деления внутри топливных микросфер как при нормальных условиях эксплуатации, так и при условиях максимальной проектной аварии с потерей теплоносителя, когда температура топлива может достигать 1600 °C.

Для размещения ядерного топлива в активной зоне реактора, генерирования тепловой энергии и удержания продуктов деления, МТ размещаются в топливном компакте. Топливный компакт является тепловыделяющим элементом реакторной установки, имеет цилиндрическую форму, состоит из карбонизированной графитовой матрицы и равномерно распределенных в ней топливных частиц [6].

Покрытия в МТ решают сразу несколько важных задач: предотвращают выход продуктов деления в теплоноситель, защищают керн от воздействия теплоносителя, повышают механическую прочность МТ в целом, уменьшают диффузию и миграцию топлива при высоких температурах, защищают матрицу дисперсных композиций от радиационных повреждений продуктами деления, предохраняют топливо от контакта с воздухом и влагой при технологических операциях и способствуют более равномерному распределению топлива в матрице.

Каждый слой покрытия выполняет определенную функцию:

− BPyC – пористый буферный слой создает объем, в котором собираются ГПД и СО/СО2, защищает IPyC слой от прямого воздействия «горячих» осколков деления, α и β-излучений;

− IPyC слой – прежде всего защищает керн от хлористого водорода при нанесении SiC покрытия, снижает возможное повреждение SiC продуктами деления и СО/СО2 при эксплуатации;

− SiC слой – является основным силовым слоем, удерживающим ГПД , сохраняет большую часть своих свойств при высоких температурах;

 − OPyC слой – обеспечивает защиту хрупкого SiC слоя от повреждений при производстве топлива.

На рисунке 16 представлено схематичное изображение микротвэла, топливного компакта и топливного блока в разрезе.

Рис. 16. Схематичное изображение микротвэла, топливного компакта и топливного блока в разрезе [8].

В жестком спектре нейтронов решающее влияние на целостность МТ оказывают радиационно-химические повреждения покрытий. Причем влияние этих повреждений будет сказываться уже на низких уровнях выгорания топлива, т.е. при относительно небольших давлениях газообразные продукты деления внутри МТ. Наиболее существенные изменения на ранних стадиях облучения произойдут в пироуглеродных слоях и особенно в низкоплотном и среднеплотном РуС. Следует отметить, что предельная стойкость РуС ограничена значениями флюенса быстрых нейтронов 4·10²¹ н/см², в то время как в быстрых газоохлаждаемых реакторах можно ожидать радиационное повреждение более 200 смещений на атом (флюенс более 2·10²³ н/см² ). При таком уровне повреждений следует учитывать образование ⁴Не (по реакции n,α), образование пор и распухание SiC, что в конечном итоге будет сказываться на изменении прочности SiC-слоя.

2.5       Отечественная установка малой мощности с замкнутым газотурбинным циклом

Для АСММ предлагается высокотемпературный модульный реактор с гелиевым теплоносителем и прямым газотурбинным циклом преобразования энергии. Реакторная установка МГР-ГТ включает реактор, размещенный в вертикальном корпусе, и систему преобразования энергии в смежном корпусе. Реактор и система преобразования энергии соединены горизонтальным корпусом, обеспечивающим подачу горячего гелия в систему преобразования энергии и холодного гелия в реактор (рис. 5). Тепловая схема установки с прямым газотурбинным циклом представлена на рисунке 6.

Рис.17. Реакторный блок установки МГР-ГТ [10]

Преобразование энергии осуществляется в границах первого контура, являющегося одновременно контуром теплоносителя реактора и рабочего тела цикла преобразования энергии, и происходит следующим образом: при работе реактора на мощности тепловая энергия, выделяющаяся в активной зоне, отводится циркулирующим в контуре гелием к турбине. Мощность, вырабатываемая турбиной, приводит в действие компрессоры низкого и высокого давления и генератор, которые расположены на одном валу с турбиной. Высокоэффективный рекуператор используется для возврата в цикл большей части тепловой энергии гелия, выходящего из турбины, и передачи ее к гелию, поступающему на вход в реактор. Для повышения эффективности газового цикла осуществляется охлаждение гелия в промежуточном холодильнике перед входом в компрессор высокого давления. Рекуператор позволяет реактору и турбине работать при высоких температурах, тогда как компрессоры работают при низких температурах. Сбросное тепло отводится от первого контура в предварительном и промежуточном холодильниках системой охлаждающей воды и далее к атмосферному воздуху в сухих вентиляторных градирнях. Высокая температура сбросного тепла газотурбинного цикла (более 100 °C) позволяет использовать его для теплоснабжения и горячего водоснабжения.

Рис. 18. Схема реакторной установки с основными регуляторами [10].

Реакторная установка может эксплуатироваться в двух режимах: производства только электроэнергии и комбинированного производства электро- и тепловой энергии. Таким образом, кроме более высокого КПД производства электроэнергии реакторная установка предоставляет потенциальную возможность получить коэффициент использования тепловой энергии более 90%. При работе установки в комбинированном режиме сбросное тепло отводится к теплоносителю сетевого контура в сетевых теплообменниках. В режиме производства только электроэнергии сетевой контур отключен, и сбросное тепло отводится к атмосферному воздуху в сухих вентиляторных градирнях. Чтобы не допустить в комбинированном режиме повышения температуры гелия на входе в рекуператор сверх допустимых пределов (600°С), организована байпасная ветка с регулируемым перепуском гелия первого контура помимо рекуператора (с выхода компрессора высокого давления на выход рекуператора по стороне высокого давления).

Перспективным направлением является использование высокотемпературных реакторов для обеспечения энергией крупных промышленных потребителей, требующих длительного и надежного снабжения теплом и электроэнергией. Это могут быть производства, связанные с добычей и переработкой нефти, синтезом аммиака, металлургией, разработкой различных месторождений, газификацией угля и др. Для труднодоступных районов возможно создать на основе ВТГР энергоисточник для производства водорода из воды, электроэнергии в прямом газотурбинном цикле, коммунального теплоснабжения. Производимый водород может быть использован как топливо для транспорта. В этом случае изолированный регион может быть обеспечен всеми видами энергии за счет собственного энергоисточника с ВТГР. Схема такого энергоисточника показана на рисунке 7.

Тепловая энергия реактора преобразуется в перегретый пар, который отводится в установку высокотемпературного электролиза на твердооксидных электрохимических элементах, где производятся водород и кислород, и в электроэнергию, которая вырабатывается в прямом замкнутом газотурбинном цикле и отводится к установке высокотемпературного электролиза и потребителям. Не использованное в газотурбинном цикле тепло отводится на коммунальные нужды.

 

Рис.19.  Схема энергоисточника для тригенерации электроэнергии, водорода и коммунального тепла [11].

Такая схема позволяет обеспечить при необходимости работу реактора с постоянными параметрами, перераспределяя мощность между газотурбинной и водородной установками.

2.6      Возможности применения двуокиси углерода сверхкритических параметров в ВГТР для АСММ

На основе публикаций [8-10], в которых рассматривается конкурентоспособность производства электроэнергии в прямом газотурбинном цикле на углекислом газе со сверхкритическими параметрами

В данной работе приведено предварительное исследование одноконтурной ядерной энергетической установки относительно небольшой энергетической мощности (100 МВт). Применение углекислого газа ограничивает максимальную температуру в цикле величиной 650°С, что обусловлено его термической нестабильностью. Применение сверхкритических давлений позволяет повысить эффективность преобразования энергии благодаря уменьшению работы сжатия вблизи критической точки (30,98°С, 7,38 МПа). При этом удается избежать конденсации рабочего тела и использовать воду при температуре окружающей среды для охлаждения концевого холодильника. В простом регенеративном цикле при минимальной температуре 305— 310 К, степени рекуперации 0,87 и давлении 7,75—8 МПа могут быть достигнуты КПД примерно 32% и удельная мощность 240— 280 кДж/кг. В установке мощностью 100 МВт с учетом КПД, а также перетечек расход углекислоты может составлять от 1000 до 1400 кг/с. Низкая работа сжатия позволяет реализовать одно-двухступенчатые турбомашины, что существенно сокращает длину ротора и делает его достаточно жестким. При этом наиболее сложным является вопрос согласования частот вращения турбомашин и генератора. Если с последним при нынешних темпах развития силовой электроники проблемы могут быть решены, то для создания эффективного компрессора необходима частота вращения в диапазоне 12—18 тыс. мин–1 (окружная скорость рабочего колеса центробежного компрессора 160—220 м/с в зависимости от напора). Осевую турбину можно реализовать, начиная с частоты вращения 3000 мин^-1, т. е. используя стандартный генератор без системы преобразования электрического тока. Вопрос об определении оптимального числа валов требует дополнительного исследования.

Сравнительный анализ, представленный в таблице 6, показывает, что применение углекислого газа вместо гелия позволяет ограничиться в турбине одной-двумя ступенями, а в компрессоре — одной центробежной. В то же время высокое максимальное давление в контуре (около 20 МПа) и низкие коэффициенты теплопередачи приводят к существенному росту массогабаритных характеристик теплообменного оборудования, прежде всего рекуператора, на которые также влияет немонотонная зависимость теплоемкости от температуры. Ограничение максимальной температуры в цикле по сравнению с гелием снижает общую эффективность установки.

 

 

 

 

Таблица №6. Сравнительный анализ применения теплоносителей

Характеристика	He	CO2
Электрическая мощность, МВт	100
Мощность реактора, МВт	215	315
Температура теплоносителя на выходе из реактора, °С	850	650
Давление теплоносителя, МПа	5	20
Число ступеней турбокомпрессора при заданной периферийной окружной скорости (турбина плюс компрессор)	21	80
Масса турбомашины, т	360	80
Поверхность нагрева рекуператора, м2	15 768,0 (при степени рекуперации 0,95)	8700 (при степени рекуперации 0,87)
Поверхности нагрева холодильников, м2	3757,4	8000
КПД цикла, %	48	32

 

 

 

 

 

Выводы

В данном проекте представлен конструкторский расчет турбоустановки для энергоблока с РУ РИТМ-200. В результате были получены расходы рабочего тела через элементы схемы, определены мощность турбоустановки и показатели тепловой экономичности. КПД электрический нетто – 32,8%.

Стоит отметить, что исходя из основной идеи атомных станций малой мощности – их доступности, возможна модернизация исходной тепловой схемы для адаптации к необходимым условиям. Например, возможна установка конденсатора смешивающего типа это позволит уменьшить габариты станции.

В данной работе были рассмотрены, конечно, не все проекты ВГТР, зарегистрированных в МАГАТЭ, но рассмотренных вариантов достаточно для понимания эксплуатационных, производственных и конструкционных особенностей, которые в свою очередь обосновывают весомые перспективы данных РУ в современных реалях.

ВТГР позволяют заместить существующие электростанции на органическом топливе и обеспечить комплексное решение энергоснабжения регионов включая и регионы с дефицитом охлаждающей воды, электричеством, бытовым теплом и топливом в виде водорода для транспорта.

В качестве теплоносителей используются непосредственно газы. Интерес к ВТГР обусловлен их высокими тепловыми, физическими и экономическими характеристиками. Все потенциальные возможности ВТГР раскрываются именно при применении их в энергетической схеме замкнутого цикла с газовой турбиной. При тех же начальных температурах газа КПД нетто станции будет в этом случае на 10-20% больше, нежели ВТГР с паровым циклом.

Сравнение с газотурбинным циклом на углекислом газе со сверхкритическими параметрами демонстрирует преимущество использования гелиевого теплоносителя. ВТГР с гелиевым теплоносителем имеет перспективы, связанные с возможностью увеличения температурного потенциала теплоносителя, тогда как установки с теплоносителем на СО2 со сверхкритическими параметрами ограничены уровнем температур до 650°С, связанным с термической нестабильностью углекислого газа.

Однако, в наше время ВГТР пока не находят широкого применения на практике и носят исключительно экспериментальный характер.

Сложность решения данной задачи связана с высокими температурами газа, которые, в свою очередь, накладывают свои требования на конструкцию реактора, а в особенности, на конструкцию самой исследуемой газовой турбины; с выбором газовой среды, которая является и теплоносителем в реакторе, и рабочим телом газовой турбины; проблемы с проектированием теплообменных аппаратов, регулированием установки, системы уплотнений и смазки турбины и компрессоров и т.д.