- •Под редакцией проф. В. С. Силецкого Допущено Министерством высшего и среднего специального образования ссср в качестве учебного пособия для неэнергетических специальностей вузов
- •74 Бечгородск.;я ' областная ' библиотека
- •Предисловие к первому изданию
- •Часть первая техническая термодинамика
- •Глава I введение
- •Контрольные вопросы и примеры к I главе
- •Глава II
- •Контрольные вопросы и примеры к II главе
- •Контрольные вопросы и примеры к III главе
- •Глава IV реальные газы
- •Глава V первый закон термодинамики
- •Г л а в а VI теплоемкость газов. Энтропия
- •3 В. В. Нащокин .65
- •§ 6Т11. Тепловая Тя-диаграмма
- •Глава VII
- •CpdT vdp , dv dp
- •Контрольные вопросы и примеры к VII главе
- •Глава VIII . Второй закон термодинамики
- •Глава IX характеристические функции и термодинамические потенциалы. Равновесие систем
- •Контрольные вопросы и примеры к IX главе
- •Водяной пар,
- •_ Масса сухого насыщенного пара во влажном
- •Масса влажного пара
- •Глава XII
- •Глава XIII истечение газов и паров
- •Контрольные вопросы Ли примеры к XIII главе
- •Глава XIV
- •Глава XV влажный воздух
- •Глава XVI [ компрессоры
- •Глава XVII циклы двигателей внутреннего сгорания
- •Глава XVIII
- •V Лг изоб изох'
- •Глава XIX циклы паротурбинных установок
- •Контрольные вопросы и примеры к XIX главе
- •Глава XX циклы атомных электростанций, парогазовых и магнитогидродинамических установок
- •Контрольные вопросы к XX главе
- •Глава XXI циклы холодильных установок
- •* С. Я. Г е р ш. Глубокое охлаждение. Госэнергоиздат, 1957, стр. 85.
- •Глава XXII
- •Контрольные вопросы к XXII главе
- •Глава XXIII
- •Глава XXIV теплопроводность при стационарном режиме и граничных условиях третьего рода, коэффициент теплопередачи
- •Глава XXV
- •2 В. В. Нащокин
- •Контрольные вопросы к XXV главе
- •Глава XXVI конвективный теплообмен
- •Физические свойства жидкостей
- •Режимы течения и пограничный слой
- •Числа подобия
- •Теореме! подобия
- •Контрольные вопросы к"XXVI главе
- •Глава XXVII
- •Контрольные вопросы и примеры к XXVII главе
- •Глава XXVIII
- •Контрольные вопросы и примерь! к XXVIII главе
- •Глав а XXIX теплообмен излучением
- •Степень черноты полного нормального излучения для различных материалов
- •Средняя длина лучей для газов, заполняющих объем различной формы
- •Контрольные вопросы и примеры к XXIX главе
- •Глава XXX теплообменные аппараты
- •1 1 ТуСру 4190
- •Глава XXXI
- •Воздух (абсолютно сухой)
- •Кдж/(моль- град)
- •Кдж/(кг-град)
- •"50. Н о з д р е в в. Ф. Курс термодинамики. «Высшая школа», 1961.
- •Глава I. Введение 5
- •Глава VII. Термодинамические процессы идеальных газов ...... 79
- •Глава VIII. Второй закон термодинамики , 95
- •Глава IX. Характеристические функции и термодинамические потен- циалы. Равновесие систем 124
- •Глава XII. Основные термодинамические процессы водяного пара . . 173 § 12-1. Общий метод исследования - термодинамических процессов
- •Глава XV. Влажный воздух . . 214
- •Глава XVII. Циклы двигателей внутреннего сгорания 235
- •Глава XVIII. Циклы газотурбинных установок и реактивных двига- телей 253
- •Глава XX. Циклы атомных электростанций, парогазовых и магнито-
- •Глава XXI. Циклы холодильных установок 299
- •Часть вторая. Теплопередача
- •Глава XXII. Основные положения теплопроводности 315
- •Глава XXIV. Теплопроводность при стационарном режиме и граничных условиях третьего рода. Коэффициент теплопередачи . . 337 § 24-1. Передача теплоты через плоскую однослойную и многослойную
- •Глава XXV. Теплопроводность при нестационарном режиме . . . 352
- •Глава XXVI. Конвективный теплообмен . . 363
- •Глава XXVII. Конвективный теплообмен в вынужденном и свобод- ном потоке жидкости 386
- •Глава XXX. Теплообменные аппараты зд7
- •Глава XXXI. Тепло- и массоперенос во влажных телах , 460
- •Владимир Васильевич Нащокин техническая термодинамика и теплопередача
Глава XIX циклы паротурбинных установок
§ 19-1. Цикл Карно для водяного пара
Паротурбинные установки отличаются от двигателей внутреннего сгорания тем, что продукты сгорания топлива являются только промежуточным теплоносителем, а рабочим телом служит пар какой-либо жидкости, чаще всего водяной пар.
В паротурбинных установках процесс получения работы происходит следующим образом (рис. 19-1). Химическая энергия топлива при
ния, которая затем в виде теплоты передается воде и пару в котле 1 и перегревателе 2. Полученный пар направляется в паровую турбину 3, где и происходит преобразование теплоты в механическую работу, а .затем обычно в электрическую энергию в электрогенераторе 4. Отработавший пар поступает в конденсатор 5, где отдает теплоту охлаждающей воде. Полученный конденсат конденсационным насосом 6 направляется в питательный бак 7, откуда питательная вода забирается питательным насосом 8, сжимается до давления, равного давлению в котле, и подается через подогреватель 9 в паровой #отел 1.
Как известно, наиболее-совершенным идеальным циклом является цикл Карно. Для насыщенного пара цикл Карно представлен на рис. 19-2. Точка 0 характеризует начальное состояние кипящей воды при давлении рх. Воде при постоянной температуре Тн1 и постоянном давлении рх сообщается теплота ди равная теплоте парообразования г (процесс 0-1). Полученный сухой насыщенный пар от точки 1 расши- ряется по адиабате в цилиндре паровой турбины до давления р2 (процесс 1-2). В этом процессе температура пара понижается до Тн2 конденсатора и степень сухости уменьшается от х = 1 до х2. Образо- вавшийся влажный пар со степенью сухости х2 частично конденсируется при постоянной температуре Тн2 и давлении р2 до точки 3 (процесс 2-3). При этом сухость его уменьшается до х3.От пара отводится теплота д2=г2(х2—х3). От точки 3 пар по адиабате сжимается в компрессоре до начального состояния, и пар полностью превращается в кипящую воду, , '
Паротурбинная установка, работающая по циклу Карно, должна состоять из парового котла (процесс 0-1), парового двигателя (процесс 1-2), конденсатора (процесс 2-3) и компрессора (процесс 5-0). Термический к. п. д. цикла Карно, гд"е в качестве рабочего тела используют насыщенный пар, определяется по уравнению
. Гц і — Риг __ 9і — Яг _ (к — h) — ('г — 'з)
4t
Яі
Применение перегретого пара в цикле Карно не увеличивает его к. п. д., если пределы температур остаются без изменения. На рис. 19-3 цикл Карно для насыщенного пара изображается пл. 01230, а для перегретого пара — пл. 04530. Из рисунка видно, что к. п. д. обоих циклов одинаковы.
Паросиловые установки, работающие по циклу Карно.имеют существенные недостатки, которые делают нецелесообразным -чих применение. Эти недостатки заключаются в следующем: в процессе 2-3 конденсация пара •осуществляется не полностью, вследствие чего объем цилиндра компрессора при адиабатном сжатии влажного пара от точки 3 до 0 при давлении р2 должен быть весьма значительным, а это требует большого расхода металла. Размеры цилиндра компрессора увеличиваются с возрастанием начального давления пара и уменьшением давления в конденсаторе, т. е. при переходе к более выгодным температурным режимам. Кроме того, необходимость осуществления цикла Карно только в области двухфазных состояний не позволяет иметь высокую начальную температуру пара, ограниченную в пределе критической температурой, т. е. не дает возможности получить достаточно большие значения термического к. п. д. цикла.
Главное же заключается в том, что затрачиваемая действительная работа на привод компрессора значительно больше теоретической вследствие наличия в нем больших потерь, связанных с необратимостью протекающих процессов. Эти потери могут увеличить действительную работу по сравнению с теоретической на 50% и выше,
§ 19-2. Цикл Ренкина
За основной цикл в паротурбинной установке принят идеальный цикл Ренкина. В этом цикле осуществляется полная конденсация рабочего тела в конденсаторе, вследствие чего вместо громоздкого малоэффективного компрессора для подачи воды в котел применяют питательный водяной насос, который имеет малый габарит и высокий к. п. д. При сравнительно небольшой мощности, потребляемой насосом, потери в нем оказываются малыми по сравнению с общей мощностью паротурбинной установки. Кроме того, в цикле Ренкина возможно применение перегретого пара, что позволяет повысить среднеинте-гральную температуру подвода теплоты и тем самым увеличить термический к. п. д. цикла.
На рис. 19-4 изображен идеальный цикл Ренкина в /5У-диаг.рам'ме, Точка 4 характеризует состояние кипящей воды в котле при давлении рг. Линия 4-5 изображает процесс парообразования в котле; затем пар подсушивается в перегревателе — процесс 5-6, 6-1 — процесс перегрева пара в перегревателе при давлении рх, Полученный пар по адиабате/-2 расширяется в цилиндре парового двигателя до давления р2 в конденсаторе. В процессе 2-2 пар полностью конденсируется до состояния кипящей жидкости при давлении р2, отдавая теплоту парообразования охлаждающей воде. Процесс сжатия воды 2'-3 осуществляется в насосе; получающееся цри этом повышение температуры воды ничтожно мало, и им в исследованиях при давлениях до 30—40 бар
пренебрегают. Линия 3-4 изображает изменение объема воды при нагревании от температуры в конденсаторе до температуры .кипения. Работа насоса изображается заштрихованной пл. -032'7. Энтальпия пара при выходе из перегревателя в точке / равна t\ и на ^-диаграмме (рис. 19-5)* изображается пл. 92'34617109. Энтальпия пара при входе в конденсатор в точке 2 равна /2 и на Ts-диаграмме изображается пл. 92'271'09. Энтальпия воды при выходе из конденсатора в точке 2' равна i2: и на 7>диаграмме изображается пл. 92'8109. Полезная работа пара в цикле Ренкина изображается на ру-диаграмме пл. 2'346122' (рис. 19-5).
Если в цикле Ренкина учитывать работу, насоса, то процесс адиабатного сжатия воды в нем представится на Гя-диаграмме (рис. 19-5) адиабатой 2'-3, а изобара 3-4 соответствует нагреванию воды в котле при давлении Pj до соответствующей температуры кипения*
Термический к. п. д. цикла Ренкина определяется по уравнению
4i = (4i — <?2)/<?i.
*
Аномальность воды при построении
процессов в ^-диаграмме не учитывалась.
Дл-я 1 кг пара ах равно разности энтальпий начальной и конечной точек процесса
Qi = h—h-
Это количество теплоты изображается на Гв-диаграмме пл. 82'346178. Отвод теплоты q2 осуществляется в конденсаторе по изобаре 2-2', следовательно, .
°2 = Н — 'V-
Отводимая теплота изображается на Гя-диаграмме пл. 2'2782'. Термический к. п. д. цикла Ренкина определяем по уравнению
r\i = [(«, - «г) - (ia—ir)V. (h - ia). (19-П
Термический к. п. д. цикла может быть также получен по уравнению
т)< = UQi,
где/ — полезная работа цикла.
Полезная работа цикла равна работе паровой турбины без работы, затраченной на привод насоса. Работа паровой турбины равна уменьшению энтальпии в процессе 1-2
При'адиабатном.сжатии воды в насосе и подаче ее в котел затрачивается работа
/„. = i3 — /2'.
■ Тогда
/ = /т — /„ = (i1 — <2) — (/3 — «У), отсюда к. п. д. цикла Ренкина равен
- ■ t)t = — i2) — (f j — (2')1/ I?! — !8).
Учитывая, что вода практически несжимаема, уравнение * (19 !) можно представить в ином виде.
При адиабатном сжатии воды §. насосе и v = const
р,
lH=:ia—h'=^vdp = v(pl~p2), Pi
где v — удельный объем воды при давлении р2,
Работа на привод насоса изображается на ро-диаграмме пл, 032'70 (см. рис. 19-4).
Заменив в уравнении (19-1) разность (/,— У) на v (рх—р2), получим fit = l(«i — (2) ~ -V (Pi — Pt)Wi — ia),
но
l3 = «V H- Ь (Pi — Р2), ' -
поэтому
4i •= Hh — /.) — о (Pi ~ PaWtti — 'г —v (Pi — p2)l. (19-2) '
В таком виде уравнение для термического к. п. д. цикла Ренкина применяется в технических ■ расчетах,
Л< = (Н — кУНг - 12'). (19-3)
Термический к..п. д. цикла Ренкина равен отношению'адиабатного теплопадения к энтальпии перегретого пара минус энтальпия кипящей воды при Давлении в конденсаторе и вычисляется по-таблицам или по «-диаграмме водяного пара.- •
При расчетах паротурбинных установок и отдельных, элементов в ней требуется знание массового удельного расхода пара, обычно обозначаемого буквой А.
Теоретический массовый удельный расход пара в килограммах на 1 Мдж составляет
^тсор •= Ю00/((-1 — 12), -
где 1*1 и (2 — энтальпия, кдж/кг.
Потерн от необратимого расширения пара в двигателе учитываются внутренним относительным к', п. д. турбины
'По г = («1 — — Ч),
где «2я — энтальпия в конце действительного расширения пара в турбине.
Потери от необратимости, уменьшая полезную работу, увеличивают удельный расход пара:
.. йа = 1000/(1! — /2Д).
§ 19-3. Влияние основных параметров на величину к. п. д. цикла Ренкина
Исследование термического к. п. д. цикла Ренкина при различных начальных и конечных состояниях-пара позволяет сделать вывод, что с увеличением начального давления и начальной температуры пара и понижением конечного давления в конденсаторе к. п. д. паротурбинной установки растет. Выясним влияние этих параметров на величину к. п. д. цикла Ренкина.
Влияние начального давления пара. При увеличении начального давления пара и одном и том же конечном давлении в конденсаторе термический к. п. д. паротурбинной установки значительно увеличивается, а удельный расход пара уменьшается.
Увеличение начального давления с р1 до р{ связано с повышением температуры насыщенного пара, т. е. с повышением средней температуры подвода теплоты, что ясно видно из ^-диаграммы (рис. 19-7, а). Возрастание средней температуры подвода теплоты и отвода теплоты
в конденсаторе при р = const приводит к увеличению к. п. д. цикла. Следовательно, не начальное давление является причиной увеличения к. п. д. паросиловой установки, а увеличение средней температуры подвода теплоты. Из ^-диаграммы (рис. 19-7, б) также можно установить, что с увеличением начального давления пара увеличивается адиабатное теплопадение пх, но повышается конечная влажность пара и капли воды разрушают лопатки . последних ступеней турбины. Конечная влажность пара свыше 13—14% не допускается.
Значительное увеличение к. п.д.с ростом начального давления пара имеет существенное значение в повышении экономичности работы паротурбинных установок. В настоящее время осваиваются давления до 300 бар.
Влияние начальной температуры пара. При повышении начальной температуры пара происходит увеличение к. п. д. паротурбинного цикла, так как увеличивается среднеинтегральная температура подвода теплоты и при этом растет'адиабатное теплопадение h (рис. 19-8). Увеличение к. п. д. цикла будет более значительным, если с увеличением температуры будет возрастать и начальное давление пара. Например, при начальном давлении в 20 бар и повышении температуры с 400 до 550° С к. п. д. цикла увеличивается с 0,332 до 0,355. Если же одновременно будет увеличиваться и давление, например до 200 бар при тех же условиях, то к. п. д."цикла будет увеличиваться с 0,405 до 0,434.
Влияние конечного давления в конденсаторе. Понижение давления в конденсаторе является особенно эффективным средством для повышения термического к. п. д. паротурбинной установки. Из й-диаграммы (рис. 19-9), видно, что понижение давления в конденсаторе значительно уменьшает среднеин-тегральную температуру отвода теплоты и увеличивает адиабатное теплопадение к, а следовательно, и к. п. д. цикла. Например, при начальном давлении в 100 бар, ^ = 600° С и конечном давлении 1 бар к. п. д. цикла равен 0,308. При понижении давления в конденсаторе до 0,3 бар к. п. д. цикла увеличивается до 0,356. При уменьшении давления до 0,05 бар, что соответствует температуре насыщения 33° С, к. п. д. цикла возрастает до 0,417. Однако выбор конечного давления в конденсаторе определяется температурой охлаждающей воды, так как для интенсивного тепло-, обмена разность температур между паром и охлаждающей водой должна быть 10—15° С.
§ 19-4. Цикл со вторичным перегревом пара
Исследование работы паротурбинной установки показывает, что повышение начального давления и уменьшение конечного давления ведет к увеличению к. п. д. цикла. Однако одно повышение начального давления увеличивает конечную влажность пара.
Для уменьшения влажности пара в конце расширения повышают начальную температуру его. Но при давлении в 100 бар и температуре 560° С степень сухости прн конечном давлении в конденсаторе 0,05 бар в идеальном цикле уже получается равной 0,79, а при давлении в 200 бар — 0,74.
Одним из способов повышения степени сухости пара на выходе из турбины является вторичный его перегрев. Этот способ состоит в том, что перегретый пар из котла с начальными давлением и температурой поступает в первый цилиндр турбины, состоящий из нескольких ступеней, где расширяется по адиабате до некоторого давления р\. Образовавшийся пар отводят в специальный перегреватель, где он подвергается вторичному перегреву при постоянном давлении. Затем его снова возвращают в турбину, где пар продолжает расширяться да давления в конденсаторе. Такой цикл с вторичным перегревом пара представлен
на рис. 19-10. Точка 1 соответствует начальному состоянию пара; точка 2 — конечному состоянию пара .за турбиной после вторичного перегрева; точка 2' соответствует конечному состоянию пара при отсутствии вторичного перегрева. Конечная степень сухости в результате введения промежуточного перегрева повышается от х2 до хх. Кроме того, вторичный перегрев пара дает некоторый экономический эффект (2-3%), если средняя температура подвода теплоты в дополнительном цикле 7-2-2'-6-7 будет выше'средней температуры подвода теплоты в* цикле с однократным перегревом, и эффект будет тем больше,
Щ = Г(<1 — 'о) + (Ч — Н)У(Ч ~ (а) +
..+ (Ч ~ . (19-4)
где («! — г#) и (г, — /2) — адиабатное теп-лопадение в первом и -втором цилиндрах турбины; (г-! — г3) — количество теплоты, подведенное в котле и первом перегревателе; (с7— (и) — количество теплоты, подведенное во втором перегревателе.
Массовый удельный расход пара в килограммах на 1 Мдж равен
й = 1000/[(г1 — г0) + (г7 — 12)1. , (19-5)
§ 19-5. Регенеративный цикл паротурбинной установки
Как известно, термический к. п. д. цикла можно значительно повысить введением регенерации теплоты.
Условный предельно-регенеративный цикл паротурбинной установки изображен на рис. 19-11. В этом цикле подогрев питательной воды (процесс 4-5) производится за счет отведенной теплоты в процессе 2-3. При этом количество теплоты, отведенное в процессе 2-3 и измеряемое пл. 27832, равно количеству теплоты, подводимому в процессе 4-5 к измеряемому пл. 04590. Равенство площадей возможно только тогда, когда кривые 4-5 и 2-3 эквидистантны. Так как средняя температура подвода теплоты от внешнего источника к рабочему телу получается выше, чем у обычного цикла Ренкина, то регенеративный цикл
имеет более высокий к. п. д., но он будет все же меньше, чем у цикла Карно, если взять последний в.том же интервале температур.
Из рассмотрения цикла на рис. 19-11 следует, что использованная теплота на участке 2-3 для подогрева воды в процессе 4-5 уменьшает удельную полезную работу пара в регенеративном цикле по сравнению" с обычным циклом, т. е. регенеративный цикл характеризуется большим удельным расходом пара.
Ввиду равенства площадей под кривыми процессов 2-3 и 4-5 цикл, изображенный на рис. 19-11, можно заменить эквивалентным по термическому к. п. д. циклом (рис. 19-12).
Термический к. п. д. такого цикла равен
11« - 1 - д21дх = 1 - [Т2 & - 501/0"х -
где Т2 — абсолютная^температура пара в конденсаторе; 5Х —энтропия перегретого пара; я| — энтропия кипящей жидкости при начальном давлении; г'х — энтальпия перегретого пара; 1{ — энтальпия кипящей жидкости при начальном давлении рх.
По указанной формуле может быть рассчитан термический к. п. д. предельно-регенеративного цикла паротурбинной установки.
На практике регенеративный подогрев питательной воды осуществляется в нескольких последовательно включенных подогревателях, в каждый из которых поступает небольшое количество пара, отбираемого из соответствующей ступени турбины. При таком способе отбора пара через отдельные ступени турбины-протекает постепенно уменьшающееся количество пара, причем большая его часть, которая не принимала участия в подогреве воды, будет, как и в цикле Ренкина, расширяться до давления в конденсаторе.
Прямое изображение цикла паротурбинной установки с регенерацией в термодинамических диаграммах невозможног так как при каждом отборе количество пара меняется от ступени к ступени. В зависимости от способа включения греющего пара и конденсата в общую сеть питательной воды возможны различные схемы регенерации, отличающиеся друг от друга как по эксплуатационным, так "и по экономическим характеристикам.
На рис. 19-13 изображена каскадная схема паротурбинной установки с тремя отборами пара для подогрева питательной воды. На рисунке означают: / — паровой котел; 2 — пароперегреватель; 3—паровая турбина; 4 — конденсатор; 5 — насос питательной воды; 6— поверхностный подогреватель; 7 — дренажный насос; 8 — конденсат греющего пара; 9 — питательная вода;* 10— греющий пар из отбора турбины. Поступающий из котла / пар в турбину 3 имеет давление ръ температуру 1Х и энтальпию г'х; в конденсаторе 4 давление р2, температура г2 и энтальпия !2. Через турбину проходит не весь пар. Из каждого Килограмма пара, поступившего в паровую турбину, отбирается: £х кг в первый подогреватель 6 с энтальпией I', давлением р' и температурой Г; £2 кг во второй подогреватель с энтальпией (", давлением р" и температурой г"; £3 кг в третий подогреватель с энтальпией г'", давлением р"' и температурой ?": Отводится в конден- • сатор § кг пара. Тогда .
&1 + ёг + ёз + ё = 1-
Образующийся конденсат после турбины при давлении р2 и температуре г2 подается конденсатным насосом 5 последовательно через три подогревателя 6 и, нагреваясь до температуры более высокой, чем температура воды в конденсаторе, нагнетается питательным насосом 5
в котел. Температура питательной воды /' с энтальпией /„,„. Полезная работа 1 кг пара в идеальной турбине с регенерацией меньше, чем к — г2. работа пара / в цикле определяется как сумма работ от потоков пара, проходящих через турбину:
/ = /!+/,+'/,+ /,.■
Термический к. п. д. регенеративного цикла равен
41 = (<?х — 92У<?1 = Наг,'
где 91 — теплота, определяемая как разность к — гп.в; гп.в — энтальпия питательной воды при температуре V, равной температуре насыщения при давлении пара в первом отборе р .
До первого отбора через турбину проходит 1 кг пара, поэтому
к = к — '"•
Между первыми вторым отборами расширяется (1—^) кг пара, работа которого равна
Между вторым и третьим отборами расширяется (1—g^^-g2) пара. В этом случае работа равна
Между третьим отбором и конденсатором работа пара будет равна
= 0 — & — Л — ёГз) (»"' — «»). Работа турбины определяется как сумма работ всех ступеней:
I = («1 - О + 0 - §г) «Г - «'.') + 0 - Л-- («" - «'") + (1-йгг-йг- Ы ( - Ч)> или
I = к — I' gl — ;">2 — Г"|Гз —
Термический к. п. д. регенеративного цикла равен
Г,, = 1/д = — & — 1"ё2 — —
— «2$)/«1 — *и.В- (19'6)
Расход пара в килограммах на 1 Мдж
й = 1000// = 1000/(г1 — — 1"^г —
«""гв-^). (1.9-7)
Энтальпия пара в местах отбора удобнее всего определять по г'в-диаграмме (рис. 19-14). По данным начального состояния пара перед тур-, биной и конечного в конденсаторе проводим адиабату расширения. Проектируя на ось кординат состояние промежутвчных точек в местах отборов пара, определяем соответствующие значения энтальпий. Расходы пара в местах отбора определяем из уравнения тепловых балансов подогревателей, для которых принимается что температура питательной воды и конденсата в каждом подогревателе равна температуре насыщения проходящего через него пара. Например, в первый подогреватель входит вода из второго подогревателя в количестве (1 — ц0 кг с энтальпией г'о, а также пар из отбора турбины в количестве g1 кг с энтальпией I', выходит же из подогревателя 1 кг питательной воды с энтальпией 1п.в. Тогда уравнение теплового баланса первого подогревателя можно записать так:
«п.в.= &«" + (.1 — &)»0,
откуда
• (19-8)
Аналогично рассуждая, можно определить расход пара в местах любого отбора.
Введение регенерации для подогрева питательной воды увеличивает термический к. п. д. цикла паротурбинной установки на 10—14%, при этом чем больше начальные параметры пара, тем выше экономия. Применение регенерации уменьшает проходные сечения между лопатка'ми в последней ступени турбины, а следовательно, уменьшает ее габарит. •
Регенеративный подогрев питательной воды уменьшает необратимость процесса передачи теплоты в котле от горячих газов к рабочему .телу, так как средняя температура рабочего тела повышается вследствие увеличения начальной температуры, а это в свою очередь уменьшает разность температур между горячими газами и рабочим телом.
§ 19-6. Бинарные циклы
Вода как рабочее тело в паросиловом цикле обладает существенным недостатком, заключающимся в том,' что при сравнительно невысокой критической температуре (^,р = 374,15° С) она имеет высокое критическое давление (221, 15 бар).
В результате для увеличения термического к. п. д. цикла приходится повышать начальную температуру пара в сочетании с высоким начальным -давлением, что ограничивается имеющимися жаропрочными металлами.
Кроме того, необходимость увеличения перегрева пара приводит к относительному уменьшению термического к. п. д.'цикла Ренкина по сравнению с циклом Карно, осуществленному в том же интервале температур, так как в области перегрева пара процесс подвода теплоты осуществляется в менее эффективном по.сравнению с изотермным, изобарном процессе.
К. п. д. цикла Ренкина можно было бы увеличить, если бы удалось найти рабочее тело со значительно более высокой критической температурой, чем у воды, при умеренном, критическом давлении. Тогда процесс подвода теплоты в цикле можно было бы осуществлять при высоких температурах в области насыщенного пара без последующего перегрева, т. е. в изотермном процессе при небольших начальных давлениях. При этом в области низких температур давление насыщения рабочего тела не должно быть слишком малым.
Однако такого рабочего тела до сих пор найти не удалось. Поэтому возникла идея создания сложного цикла с двумя рабочими телами, или так называемого бинарного цикла. В таком сложном цикле одно рабочее тело должно иметь высокую критическую температуру при сравнительно низком давлении. Это рабочее тело используется в цикле, осуществляемом в области высоких температур. Другое рабочее тело должно иметь сравнительно высокое давление насыщения при температуре окружающей среды. Второе рабочее тело используется в цикле, осуществляемом в области низких температур. Соединение этих двух циклов дает возможность значительно расширить общий перепад температур и тем самым увеличить общийтермический к. п. д. по сравнению с пароводяным циклом. .'.
В качестве пер'вого рабочего тела используют ртутьь у которой высокие температуры насыщения соответствуют сравнительно низким давлениям. Например, при температуре насыщенного пара ртути £н = = 582,4° С давление равно 20,23 бар^Критическая температура ртути равна 1420° С. В области низких температур, на нижней изобаре цикла, более подходящим рабочим телом является вода.
Принципиальная схема бинарной ртутно-водяной установки представлена на рис. 19-15. Сплошными линиями показан ртутный контур. Ртутный пар, образующийся в ртутном котлё /, поступает в ртутную турбину 3. Из турбины ртутный пар после расширения направляется в конденсатор-испаритель 2, где конденсируется и отдает свою теплоту воде для образования водяного пара. Поэтому конденсатор-испаритель одновременно является и пароводяным котлом. Жидкая ртуть обычно самотеком вновь возвращается в ртутный котел, а образовавшийся водяной пар направляется в перегреватель 4, после чего поступает в
паровую турбину 5, где производит полезную работу. Отработавший водяной пар поступает в конденсатор 6, а затем насосом 7 перекачивается в конденсатор-испаритель. Пунктирными линиями показан водяной контур.
На рис. 19-16 представлена ^-диаграмма бинарного ртутно-водяного цикла. Так как энтальпия отработавшего ртутного пара в несколько раз меньше энтальпии водяного пара, то за одно и то же" время через конденсатор-испаритель должно пройти ртутного пара в 10—12 раз больше, чем водяного. В связи-сэтим на ^-диаграмме цикл 1-2-3-4-5-1 вычерчен для 1 кг водяного пара, а цикл 8-7-6-9-8 длят кг ртутного пара. Циклы располагают так, чтобы процесс адиабатного расширения ртути проходил над точкой 5 сухого насыщенного водяного пара.
В бинарных установках применяют сухой насыщенный" ртутный пар при давлениях, 10—15 бар с температурами 517—557° С. В ртут- ной турбине адиабатное расширение допускается до давлений 0,1 — 0,04 бар, что соответствует температуре 247 — 227° С. Начальную температуру водяного пара берут на 10—15° ниже температуры ртут- ного пара в конденсаторе (порядка 237 — 217° С), что соответствует дав- лению в 33 — 25 бар. - " .
Для повышения к. п. д. бинарной установки рекомендуют применять регенеративный подогрев питательной воды (процесс 10-11). Так как теплоемкость жидкой ртути очень мала, то регенеративный подогрев ртути эффекта не дает и поэтому не применяется. Перегрев'
водяного пара применяют для уменьшения конечной влажности пара при его расширении в турбине.
Действительная эффективность бинарного цикла значительно выше эффективности пароводяной установки; термический к. п. д. его достигает 0,8 — 0,85 от величины к. п. д. цикла Карно, работающего в тех же пределах температур. При начальной температуре ртутного пара 500° К и конечной температуре в водяном конденсаторе 30° С термический к. п. д. бинарного цикла с регенеративным подогревом питательной воды равен г|( = 0,57. При применении ртутного пара с температурой 500—600° С к. п. д. бинарного цикла будет еще выше.
Термический к. п. д. бинарного цикла без регенерации определяется из общего уравнения
- ... 1 + __ «М-/?)+0Г + «1) пот
где /_р — работа т кг ртутного пара; /в — работа 1 кг водяного пара; т — кратность циркуляции ртути (масса ртути, приходящаяся на 1 кг воды, кг); — энтальпия ртутного пара за ртутным котлом; Щ — энтальпия ртутного пара за ртутной турбиной; 1* — энтальпия Перегретого водяного пара за пароперегревателем; Щ — энтальпия водяного пара за турбиной; /р — энтальпия ртути за конденсатором; /| — энтальпия насыщенного водяного пара при выходе из котла. Величину т находим из теплового баланса кондеисатор-испари-
тел я * " ^~'
ш = (х» —— (19-10)
где 1\ — энтальпия воды за конденсатором.
Первая бинарная ртутно-водяная паротурбинная установка мощностью 1800 кет была построена в 1923 г. В последующие годы мощность ртутных турбин все увеличивалась, и в настоящее время уже имеются установки мощностью в одной турбине 20000 кет. При эксплуатации ртутно-водяных установок была установлена полная их надежность и безопасность в работе благодаря применению высококачественной сварки, а также их высокая экономичность.
В настоящее время ведутся работы по замене ртути другими более дешевыми веществами с высокой температурой кипения и созданию бэлеее совершенных циклов для освоенного интервала температур.
§ 19-7. Основы теплофикации
Выше установлено, что термический к. п. д. цикла Ренкина при самых благоприятных условиях не превышает 50%, а если учесть потери теплоты в котельной при сжигании топлива, в паропроводах; на трение в турбогенераторах и другие потери, то действительный к. п. д. конденсационной паротурбинной установки не будет превышать 30—35%. Наибольшая потеря теплоты происходит & конденсаторе. Применяющаяся для конденсации пара вода имеет невысокую конечную температуру, при которой ее практически использовать нельзя. Эта теплота д2 изображается на рис. 19-17 пл. 15761. Если же повысить
конечное давление р2 до 1—2 бар, то отработавший пар в турбине можно использовать для коммунально-бытовых нужд населения (бани, . отопление зданий, горячее водоснабжение и др.). Если конечное давление повысить до 1,5—5 бар, то отработавший пар может быть использован непосредственно для производственных нужд фабрик и заводов. В обоих случаях теплота сжигаемого топлива используется сначала для выработки электроэнергии, а затем в нагревательных приборах самого различного назначения. Такое комбинированное получение электроэнергии и теплоты для бытовых и производственных нужд осуществляется в теплофикационных установках, а сами электростанции называются теплоэлектроцентралями, или ТЭЦ.
Принципиальная тепловая схема ТЭЦ дана на рис. 19-18. ТЭЦ состоит из парового котла / с перегревателем 2, паровой турбины 3 с противодавлением р2, вырабатывающей электроэнергию, тепловых потребителей 4 и насоса 5. Конденсатор в этой установке отсутствует. Давление /^определяется производственными условиями. Чем выше р2, тем меньше выработка механической работы и тем меньше термический к. п. д. цикла:
= (01 — <?2)Ч = 11аъ ыо степень использования теплоты в установке при этом-возрастает:
К=(1 + ЧМ» (19-П)
где / — теплота, превращенная в работу; <72 — теплота, использованная тепловыми потребителями.
Обычно на ТЭЦ применяют конденсационные турбины с отбором пара при давлениях, удовлетворяющих производственным и тепловым потребителям как в теплоте, так ив электроэнергии в широком диапазоне.
Развитие теплофикации имеет в СССР большое народнохозяйственное значение. Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии значительно уменьшает расход топлива по сравнению с раздельной их выработкой. Общий коэффициент использования теплоты топлива на ТЭЦ достигает 80% и больше. По уровню развития.теплофикации Советский Союз занимает первое место в мире.
§ 19-8. Внутренний относительный к. п. д. паровой турбины
При рассмотрении цикла Ренкина принималось, что он состоит только из обратимых процессов. В действительном цикле паротурбинной установки каждый из процессов, составляющих цикл, является в той или иной степени необратимым, поэтому к. п. д. действительной установки получается ниже термического к. п. д. обратимого цикла.
Процесс 2'-3 (рис. 19-19) необратим из-за потери теплоты на трение, а процессы 3-4, 4-5, 5-1 и 2-2' необратимы из-за теплообмена при конечной разности температур, но степень необратимости во всех этих процессах относительно мала, и в первом приближении ее можно не
учитывать. Основная необратимость в паротурбинной установке связана с потерей кинетической энергии на трение пара при его расширении в соплах и на лопатках турбины, поскольку течение пара происходит с большой Скоростью.
Необратимый процесс расширения 1-6 может быть условно изображен на термодинамической диаграмме, если известны начальные и конечные его параметры. Полезная работа, совершаемая потоком в необратимом адиабатном процессе, ,не зависит от пути процесса и равна разности действительных
энтальпии в начале и конце процесса:
<т — 1«
Так как в необратимом процессе 1-6 энтропия всегда возрастает, то энтропия в точке 6 должна быть больше энтропии в точке.2. Не превратившаяся в работу теплота трения идет на увеличение энтальпии пара, поэтому пл. 2678 будет измерять теплоту, воспринятую отработавшим паром вследствие необратимости процесса. Разность между теоретической и действительной работой (пл. 2678) выразится уравнением
к — к = (к — к) — (к — к) = к ~ <2-Отношение действительной работы, совершаемой потоком пара в турбине, к теоретической называется внутренним относительным к. п. д. паровой турбины и обозначается т)ог:
к—к _ | 1в— г2 _ пл. 122'3451— пл. 26782 щ
'1
—'2
-'2
пл.
122'3451
т1о/ = ~Г
«т
§ 19-9. Эффективный к. п. д. паротурбинной установки
При анализе работы паротурбинной установки обычно все процессы рассматривают при непрерывном протекании рабочего тела .через отдельные элементы установки.
Необратимость процессов паротурбинной установки приводит к потере работы и соответственно к уменьшению полезной работы.
Удельная полезная работа паротурбинной установки может быть определена по формуле (9-43):
T0As,
где /макс — максимальная полезная работа (начальная работоспособность), которая может совершить 1 кг рабочего тела при изменении его состояния от данного до состояния среды с температурой Т0; — приращение энтропии всей системы вследствие необратимости процесса.
Цикл паротурбинной установки состоит из последовательных процессов, изображенных на рис. 19-20. В точке 2' можно принять, ччто рабочее тело обладает нулевой работоспособностью, так как его состояние близко к состоянию окружающей среды. Тогда потеря работоспособности в действительных процессах будет равна сумме потерь работоспособности отдельных процессов.
В общем виде имеем
где ЕДя — суммарное приращение энтропии системы за I цикл.
Полезная работа, получаемая за 1 цикл (без учета механических потерь на валу турбины и в передающем- механизме), равна максимальной работоспособности системы, рассчитанной за 1 цикл, за вычетом суммарной потери работоспособности.
Если в действительной паротурбинной установке считать, что только процесс расширения пара в турбине и процесс сжатия в насосе протекает необратимо,.то полезная (внутренняя) работа установки может быть определена следующим уравнением:
/пол
=
(«є
—
Шоі
—(»8
—
tYKlo
п. д.
При определении количества теплоты, подводимой в паротурбинной установке, необходимо учитывать,' что при отсутствии потерь в окружающую среду работа, затрачиваемая в насосе на сжатие и подачу в котел воды, полностью передается воде в форме теплоты ввиду необратимости процесса сжатия в насосе. Поэтому подведенная от внешних источников теплота <?' определяется по формуле
Я' = («1 — Н-) — («з — «а'УЧов-
(19-15)
_ ^ПОЛ (»8— '8)Т1ог— ('3— Ч ')Л)0П ('6— '?) — ('З' — '2')
'і—
'З'
Vi— ігі)— ('з— «2')/т|о
Эффективный к. п. д. паротурбинной установки,' без регенерации тепла и теплофикационных отборов, определяется следующим образом:
ц Tbt ('б—'б) ('З— (2 /)/Т10П (19-16)
где
Ион'=