Termodinamicheskie_osnovy_ciklov_teploen ergeticheskih_ustanovok_A.A._Aleksandrov (А.А. Александров - Термодинамические основы циклов теплоэнергетических установок), страница 14

При уменьшении давления рз до р, (рис. 7.13) температура конденсации пара, а следовательно, и Т понижаются и термический, а также н внутренний КПД цикла возрастают. Пример изменения термического КПД цикла в зависимости от давления в конденсаторе приведен на рис. 7.14. Давление пара в конденсаторе рз всегда следует снижать до минимального возможного значения, которое определяется температурой воды, охлаждающей конденсатор, зависящей, в свою очередь, от условий окружающей среды и системы водоснабжения (река, прудохладитель, градирни и др.).

Оно зависит также от площади поверхности конденсатора, расхода охлаждающей воды и принятой разности температур конденсирующегося пара и охлаждающей воды. В то 82 Чаи 43 41 40 Х 4 В !2 р,кпа Рис. 7Л3 Рис. 7Л4 же время понижение давления р2 приводит к большому увеличению обьема пара, необходимость пропуска которого через последние ступени турбины приводит к значительным конструктивным затруднениям.

С учетом всех этих обстоятельств давление пара в конденсаторс р принимается в диапазоне 2,5 — 5 кПа, что соответствует температуре конденсации пара 21 — ЗЗ 'С. Рассмотренные зависимости экономичности цикла от начальных и конечных параметров водяного пара определяют общие тенденции лля выбора параметров паротурбинных установок. Окончательное решение при выборе тех или иных параметров пара для конкретной установки принимается на основе технико-экономических расчетов с учетом стоимости топлива, капитальных затрат и др.

7.4. Энергетический и зксергетический анализы паротурбинной установки Оценка экономичности цикла ПТУ с помощью эффективного КПД 73, показывает, какая доля теплоты, выделившейся при сгорании топлива, преобразуется в работу. Однако она не позволяет сулить о том, насколько полно использована зксергия топлива, т.е. о степени термодинамического совершенства преобразования энергии и этой установке. Прн этой оценке не учитываются потери зксергии химической энергии топлива при его сжигании, а также потери ее, связанные с внешней необратимостью процессов, обусловленной разностью температур при теплообмене между источниками теплоть1 и рабочим телом.

Внешняя необратимость процесса не приводит к потерям знерп1и. Одно и то же количество теплоты может быть передано от горячего источника к рабочему телу при различной разности температур между ними. Поэтому внешняя необратимость не проявляется при 33 энергетическом анализе установки.

Однако способность рабочего тела производить работу — эксергия — зависит от его температуры, и внешняя необратимость ведет к потерям эксергии. Следовательно, внешняя необратимость процессов наряду с внутренней (см. 8 7.2) проявится при эксергетическом анализе установки. Эксергетический анализ позволяет судить о термодинамическом совершенстве всей установки и ее частей. При проведении его применяются рассмотренные в 8 6.2 понятия потери эксергии 1см. (6.5)1 и эксергетического КПД 1см. (6.6)1. Выполнение такого анализа лучше всего можно продемонстрировать на примере конкретной установки.

Рассчитаем энергетические и эксергетические показатели паротурбинной установки, для которой известны следующие данные: давление пара на выходе из пароперегревателя котла р„= ! 3 МПа; температура пара на выходе из пароперегревателя котла !и = 550 'С; давление пара на входе в турбину р1 = 12,5 МПа; температура пара на входе в турбину 11 = 540 'С; давление пара в конденсаторе рз = = 4 кПа; максимальная температура продуктов сгорания топлива 14 = = 2000 'С; КПД парового котла т)„= 0,91; внутренний относительный КПД турбины 71,. = 0,88; внутренний относительный КПД на- соса 1)вв м= 0,85; механический КПД 71н = 0,99„КПД электрического генератора 11„= 0,98.

Параметры окружающей среды таковы: температура гс = 1О 'С; давление ро = 0,1 МПа. Продукты сгорания обладают свойсгвами воздуха. Схема рассматриваемой установки представлена на рис. 7.15, а соответствующий цикл в Т, з-диаграмме — на рис. 7.16. Топливо П сг Рпс. 7.15 Рис. 7.16 -+ 84 Для проведения расчета вначале определим необходимые значения термодинамических свойств воды и водяного пара в характерных точках цикла с помощью таблиц [8], фрагмент которых приведен в приложении, или программы [4]: Ь„= 3471,4 кДж/кг; з„= 6,6087 кДж/(кг К); Ь, = 3450,4 кДж/кг; з! = 6,5997 кДж/(кг.

К); Ьз = !21,4 кДж/кг; гз = 0,4224 кДж/(кг К); зз-= 8,4735 кДж/(кг К); Ьз = 2553,7 кДж/кг; /з = 28,96'С; Ьз = 134,4 кДж/кг. Энтальпию пара Ьз в конце изоэнтропного расширения определим, найдя нз условия з = г, по соотношению (5.!6) степень сухости пара: хз = (зз — зз )/(з - — зк) = (6,5997 — 0,4224)/(8,4735 — 0,4224) = 0,7673; Ьз = (1 — х)Ьз + хЬз- = (! — 0,7673) 121,4 + 0,7673 ' 2553,7 = = 1987,7 кДж/кг (в программе [4] значение Ь определяется автоматически прн задании рз и аз) Энтальпию пара Ьзл в конце необратимого процесса расширения рассчитаем, использовав формулу (7.13) для относительного внутреннего КПД турбины: Ь~ = Ь!-т)„(Ь< — Ьз) = 3450 4 — 0 88(3450 4 — 1987 7) = 2163 2 кДж/кг, что позволяет определить степень сухости пара в конце действительного процесса расширения: хз„= (Ьз — Ь~)/(Ьз- — Ьк) = (2163,2 — 121,4)/(2553,7 — 121,4) = 0,8394 и его энтропию: зз = (1 — хзя)х~.

+к~ т~ = (1 — 0,8394) 0,4224+ 0,8394 8,4735 = = 7,1805 кДж/(кг. К). Энтальпию воды Ь в конце необратимого процесса сжатия ее в насосе вычислим, применив формулу (7.14) для относительного внутреннего КПД насоса: Ьгл = Ь, + (Ь вЂ” Ьз)/з)'„. = 121,4 + (134,4 — ! 21,4)/0,85 = 136,7 кДж/кг. По этой величине при давлении р„но таблицам [8] или с помощью программы [4] найдем значение энтропии воды в этом состоянни: з = 0,4300 кДж/(кг К). 85 Зная свойства воды и пара в характерных точках цикла, можно по формуле (7.12) определить его внутренний КПД: з), = [(3450,4 — 2163,2) — (136,7 — 121,4)]/(3450,4 — 136,7) = 0,384, рассчитав КПД главного паропровода: т!пл (Ь! Ьзл)/(Ь~ Ьз,) (3450 4 136 7)/(3471~4 136 7) 0 994 по формуле (7.20) можно найти эффективный КПД паротурбинной установки: Ч, = ЧкЧяпз)Лмт)г 0,9! '0,994 0,384 ° 0,99 ° 0,98 = 0,337, Перейдем теперь к эксергетическому анализу установки.

Для этого прежде всего определим свойства рабочих тел при параметрах окружающей среды. Для воды при ро = 0,1 МПа и /о = 10 'С по [8] или [4] найдем: Ьр = = 42,1 кДж/кг; яо = 0,1511 кДж/(кг ° К). Для газообразных продуктов сгорания топлива с учетом того, что их свойства совпадают со свойствами воздуха, по [2, 3], табл. П! или [4] при /„= 10 'С получим: Ь „= 284,5 кДж/кг; зо,.

= 6,8307 кДж/(кг ° К). Далее определим эксергию воды и водяного пара в характерных точках цикла, Учитывая, что все процессы в установке происходят в потоке вещества, расчет эксергии проведем по формуле (6.2): е„= 3471,4 — 42,1 — 283,15(6,6087 — 0,1511) = 1600,8 кДж/кг; е! = 3450,4 — 42,1 — 283,15(6,5997 — 0,1511) = 1582,4 кДж/кг; ез = 1987,7 — 42,1 — 283,15(6,5997 — О,! 5!!) = 119,6 кДж/кг; езд = 2163,2 — 42,! — 283,15(7,1805 — 0,1511) = 130,7 кДж/кг; ез = 121,4 — 42,! — 283,15(0,4224 — О,! 51!) = 2,5 кДж/кг; е = 134,4 — 42,1 — 283,15(0,4224 — 0,1511) = 15,5 кДж/кг; ез =!36,7 — 42,1 — 283,15(0,4300 — 0,151!) = 15,6 кДж/кг.

Для осуществления работы в паротурбинной установке затрачивается эксергия, равная эксергии химической энергии сжигаемого в паровом котле топлива. Эксергия топлива зависит от его состава и может быть принята равной его низшей теплоте сгорания Др, кДж/кг. В дальнейшем все вычисления будем проводить в расчете на 1 кг пара. Поэтому при принятом условии затрата эксергни топлива в расчете па 1 кг пара составит Г~рдл йщдя (Ь|~ Ьзл)/ ~ц (347 1 4 1 36,7)/0,9 1 = 3664,5 кДж/кг. 86 Рассмотрим теперь как эта эксергия используется в отдельных агрегатах установки.

Паровой котел. Здесь к 1 кг пара за счет теплообмена с газами массой ВГ кт подводнтсЯ тепло|а раВнаЯ (ь ьз ) ДЯЯ этогО Воздух за счет сжигания топлива должен быть нагрет от Тс = 283,15 К (1О 'С) до Т = 2273,15 К (2000 'С) (рнс. 7.17) с затратой теплоты топлива, равной 9„. Расход воздуха (т.е.