2.3. Проверка.

Проверим правильность определения параметров реального и идеального циклов из условий: u=0; i=0; ex=0; l=l^=q.

Для идеального цикла:

u=0,104+1207,29+1235,805+900,405-1425-1918,604=0;

i=8,6+1210,7+1410,3+1139-1710-2058,6=0;

åex=8,619+396,966+700,754+695,912-1710-92,251=0;

l=-0,104+3,41+174,495+238,595+1425-139,996=1701,4 кДж/кг;

l^=-8,6+0+0+0+1710+0=1701,4 кДж/кг;

q=0+1210,7+1410,3+1139+0-2058,6=1701,4 кДж/кг.

Для реального цикла:

u=0,104+1207,29+1235,805+900,405-1201,868-2141,736=0;

i=8,6+1210,7+1410,3+1139-1487,7-2280,9=0;

ex=8,619+396,966+700,754+695,912-1840,068+37,817=0;

l=-0,104+3,41+174,495+238,595+1901,568-139,164=2178,8 кДж/кг;

q=0+1210,7+1410,3+1139+699,7-2280,9=2178,8 кДж/кг.

Условия выполняются с достаточной степенью точности.

2.4. Расчёт кпд реального цикла.

Определим КПД цикла по формуле: , где

l^_т – работа турбины, определяется как: l^_т=l^_5-6g=i₅-i_6g;

l^_н – работа насоса, определяется как: l^_н=l^_1-2=i₂-i₁.

или 39,3 %.

3. Определение величины диссипации энергии, потерь эксергии, эксергетического кпд турбины.

Диссипация энергии - это рассеяние энергии потока, вследствие трения и переход этой энергии в тепло трения. =l_{тр 5-6g}=q_{тр 5-6g}=699,7 кДж/кг.

Эксергия потока тепла q, отдаваемого телом с температурой T, определяется как ex_q=q(1-(T₀/T)), где T₀- температура окружающей среды. Если в элементе установки производится полезная работа l_полез, то потеря работоспособности рабочего тела: l=(ex_вх-ex_{q вх})-ex_вых-l_полез, где ex_вх – эксергия потока на входе в элемент и ex_вых – эксергия потока на выходе из элемента.

В турбине нет теплового источника, тогда l=(ex_вх-ex_вых)-l_полез.

Потери эксергии обусловлены трением, теплообменом при конечной разности температур, потерями тепла элементом.

l^T _5-6g =ex_5-6g – l_полез=1840,068-1487,7=352,368 кДж/кг.

Определим значение эксергетического КПД, для определения термодинамического совершенства турбины:

_ex=l_полез /ex_5-6g =1487,7/1840,068=0,808 или 80,8 %.

3.1. Составление уравнения эксергетического баланса для реального цикла.

Проанализируем величины потерь эксергии в элементах установки.

В котле и пароперегревателе полезная работа не производится. Потери эксергии определяются в виде l^к =(ex^к_вх+ex^к_{q вх})-ex^к_вых.

Эксергия воды, поступающей в котёл ex^к_вх=ex₂=10,95 кДж/кг.

Эксергия пара на выходе из пароперегревателя ex^к_вых=ex₅=1804,58 кДж/кг.

Эксергия потока тепла, подводимого от горячего источника, имеющего температуру t_г=1290 ^oC, рабочему телу:

ex^к_{q вх}=q(1-(T₀/T_г))=(i₅-i₂)(1-(T₀/T_г))=(3890-130)(1-288/1563)=3067,18 кДж/кг.

Получим: l^к=(10,95+3067,18)-1804,58=1273,55 кДж/кг.

В конденсаторе полезная работа не совершается. Потери эксергии: l^кон=ex^кон_вх–ex^кон_вых=ex_6g-ex₁=-35,486-2,331=-37,817 кДж/кг.

Эксергия воды, поступающей в насос ex^нас_вх=ex₁=2,331 кДж/кг.

Эксергия воды на выходе из насоса ex^нас_вых=ex₂=10,95 кДж/кг.

Для работы насоса затрачивается работа l_полез=l^_1-2=-8,6 кДж/кг, тогда: l^нас=(2,331-10,95)+8,6=-0,019 кДж/кг.

Эксергия теплоты, подводимой в цикле ex_=ex^к_q=3067,18 кДж/кг.

Суммарные потери эксергии в цикле:

l_=l^к+l^T+l^кон+l^нас=1273,55+352,368-37,817-0,019=1588,082 кДж/кг.

Суммарная полезная работа, выработанная в цикле:

l^_=l^_5-6g-l^_нас=1487,7-8,6=1479,1 кДж/кг.

Уравнение эксергетического баланса:

l_=ex_{q }-l^_=3067,18-1479,1=1588,08 кДж/кг  1588,082 кДж/кг.

Эксергетическиий баланс сошёлся с достаточной точностью. Рассмотрим потери эксергии по циклу:

Рис.3.1. Диаграмма потерь эксергии в основных элементах энергоустановки.