Termodinamicheskie_osnovy_ciklov_teploen ergeticheskih_ustanovok_A.A._Aleksandrov (850926), страница 13
Текст из файла (страница 13)
9 2.4). Поэтому действительный процесс аднабагного (дс1 = О) расширения пара в турбине сопровождается ростом энтропии (бз > 0), н в Т, з-диаграмме (рис. 7.5) он изображается линией 1 — 2д. Действительный процесс адиабатного сжатия воды в насосе также сопровождается ростом энтропии, и в Т, з-диаграмме (рис. 7.5) он изображается линией 2' — Зд (на рис. 7.6 эта часть цикла представлена в увеличенном масштабе). Цикл 1 — 2д — 2' — Зд — 1 (рис.7.5) является необратимым циклом Ренкина, поскольку процессы 1 — 2д и 2' — Зд необратимы. Получаемая в нем работа меньше, чем в обратимом цикле.
Работа пара в турбине в необратимом процессе (7.б) и поэтому потеря работы из-за необратимости составляет (7.7) Эта величина в 1>, з-диаграмме (рис. 7.7) представлена вертикальным отрезком, а в Т, з-диаграмме (рис. 7.5) — плошадью заштрихованной фигуры 2 — 2д — а — Ь вЂ” 2. На Т, з-днаграмме также видно, что эта величина равна увеличению количества теплоты, отдаваемой паром при конденсации в конденсаторе. 76 Если состояние 2д находится в области влажного пара, а процесс конденсации его протекает при температуре окружающей среды Тс(Тз = Т„), то потеря работы в турбина совпадает с потерей эксергии пара Ьв,. Действительно, согласно формуле Гюи — Стодола (6.5) потеря зксергии пара в этом случае составляет >звс Тс»зссс Тз(взл вз) (7.с) и представлена в Т,г-диаграмме площадью той же заштрихованной фигуры 2 — 2д — а — 1> — 2.
При необратимом процессе сжатия воды в насосе абсолютная величина затрачиваемой работы Рис, 7.7 (7.9) и дополнительная затрата работы составляет (7.10) а потеря эксергии определяется как 7с('зл 'з) (7,1 1) Отметим, что в этом случае потеря эксергин не равна дополнительной затрате (потере) работы насоса, а меньше ее, так как дополнительная работа частично идет на дополнительное увеличение эксергии сжатой воды (температура ее больше, чем при обратимом сжатии).
Это хорошо видно на Т, г-диаграмме (см. рис. 7.5 и 7.6), где потеря работы насоса изображается площадью фигуры 3 — 3д — с— И вЂ” 3, а потеря эксергии — площадью заштрихованной фигуры 2'— е — с — с>' — 2'. В качестве показателя эффективности преобразования теплоты в работу для необратимого цикла используется внутренний (абсолютный) КПД >)л представляющий собой аналог термического КПД, но в формулу для определения которого входят теплота и работа, характерные для необратимых процессов: 1с 1т 1н ( >> '>зд) ( >зс '>з') (7.12) Характеристикой необратимости реальных процессов, протекающих в различных устройствах, является о!!ул!ренин!1 относительный КПД71,г Для турбины он определяется как 1, Ь,-Ь2, Ь,-Ь2 ' (7.13) и для современных паровых турбин его значение составляет 0,85— 0,91. Внутренний относительный КПД насоса и 1и ЬЗ Ь2' (7,14) и его значение находится в пределах 0,80 — 0,85.
Используя эти понятия, уравнение для внутреннего КПД цикла (7.12) можно представить в более удобном для расчетов виде: (Ь! Ь2)т!о! (ЬЗ Ь2')~Чо! Ьзи (7.1 5) Параметры состояний рабочего тела, достигающихся в результате необратимых процессов, можно найти, зная внутренний относительный КПД данного устройства. Так, энтальпия воды после ее необрагимого сжатия в насосе находится как Ь2'+ (Ьз Ь/771ог Рассмотрим теперь некоторые другие характеристики ПТУ. Действительная мощность паротурбинной установки равна разности действительных мощностей турбины и насоса: !илту (7.16) причем действительная мощность турбины вычисляется как Л', = И, = 22(Ь! — Ьз)т)0! (7.! 7) а действительная мощность насоса — как ~ и ~~и ~ ~(ЬЗ Ь2'~Рт!о!' (7.18) где 77 — секундный расход водяного пара, кгlс.
Следует отметить, что доля мощности, затрачиваемой на привод насоса, составляет 1 — 1,5 $6 мощности турбины. 73 Часовой расход топлива, ига, на турбоустановку заданной электрической мощностью Ф„кВт, с учетом различных потерь со- ставляет 3600Ф, л — э 0~з), (7.19) где Др — низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг; ц, — эфн птт фективный КПД, учитывающий потери энергии в цепочке преобразования теплоты сгорания топлива в электроэнергию в различных частях паротурбинной установки, птт = цкг)ппт1Лмз)г- (7.20) Здесь з)„= 0,86 — 0,92 — КПД, характеризующий потери при сжигании топлива в котле; з)„„= 0,98 — 0,995 — КПД, учитывающий потери в паропроводе при транспортировке водяного пара от парового котла до турбины; т1, = 0,37 — 0,45 — внутренний КПД цикла [см.
(7.12)1, учитывающий потери из-эа необратимости процессов в турбнне и насосе; з)„= 0,97 — 0,995 — механический КПД, учитывающий потери в подшипниках и на привод масляного насоса турбоагрегата; г[„= 0,97 — 0,99 — КПД электрического генератора. Удельный расход топлива, т.е. расход топлива на выработку 1 кВт.
ч электроэнергии, Ь = —,. 3600 „я птт' мяз)~ Ь" = 0,1237ц,'". (7.21) Этот показатель часто используется для сравнения эффективности различных энергетических установок. 79 Эта величина характеризует конкретную установку, но, поскольку паротурбинные установки могут использовать различные виды топлива с значительно разлнчшощейся низшей теплотой сгорания Дя, сопоставлять их между собой или с энергетическими установками других типов по этому показателю невозможно. Для этой цели вводится понятие условного люнлиеа, под которым понимается топливо с низшей теплотой сгорания 29 300 кДж/кг (7000 ккал!кг). Тогда удельный расход условного топлива, кг/(кВт- ч), составит 7.3.
Влияние параметров водяного пара на экономичность цикла ПТУ Рассматривая эффективный КПД паротурбинной установки, можно заметить, что наиболее существенно на него влияет внутренний КПД цикла. Учитывая, что работа насоса составляет лишь 1 — 2% работы турбины, приближенно внутренний КПД цикла можно представить как Ч/ = 7),р„откуда видно, что его значение определяется значением термического КПД цикла. Из формулы (7.4) ясно, что термический КПД, вычисляемый через энтальпин водяного пара в характерных точках цикла, являющиеся сложной функцией температуры и давления, в свою очсрсдь зависит от температуры и давления использУемого в Цикле воДЯного паРа: 7), =- Г'(Рп Тп Р ). При анализе обратимых циклов весьма полезно использование понятия средней телепературы подвода (отвода) теплоты [см.
(2.7)), с помощью которого термический КПД любого обратимого цикла можно представить (см. з 2.3) в виде (2.13). Применим это выражение для анализа зависимости термического КПД от начального давления водяного пара р~ при неизменных начальной температуре Т, н конечном давлении рз пара, На рис. 7.8 в 7; к-днаграмме представлены исходный цикл 1 — 2— 2' — 3 — 1 и цикл при большем начальном давлении 1а — За — 2' — 'За— /'а. У этих циклов одинаковы начальная температура пара Т, и средняя температура отвода теплоты Тзер.
Температура же насыщения„ при которой к пару подводится большая часть теплоты, выше в цикле с большим давлением р„, и средняя температура подвода теплоты Т„в этом цикле выше. Отсюда следует, что термический КПД цикла возрастает при повышении нам р чальиого давления. Однако с ростом давления р~ все Уа ! большая часть процесса адиабатного расширения пара будет проходить в области влажного пара (рис. 7.9), а внут/ ренний относительный КПД турбины / 1 71еа бУдет УменьшатьсЯ пРи Увеличении / 2а влажности пара. Поэтому внутренний 2 КПД цикла 7), при повышении давления р, вначале возрастает, достигает максимума, а затем уменьшается (рнс. 7.10).
Рке. 7.8 При фиксированных значениях Т~ и рз существует оптимальное значение давления р, (рис. 7.10), выше которого не имеет смысла его увеличивать. Это значение тем меньше, чем ниже температура Ти давление в конденсаторе рз и внутренний относительный КПД тур- бины т1„.. Более того, с увеличением влажности пара возрастает опасность эрозии лопаток турбины от воздействия капелек жидкости, имеющих скорость несколько сотен метров в секунду, что может привести к тяжелой аварии. По этой причине степень сухости пара хз в конце расширения его в турбине не допускается иметь ниже хз = 0,8б — 0,88.
Все эти обстоятельства ограничивают возможность повышения КПД цикла ПТУ за счет увеличения начального давления пара. Рассмотрим далее влияние начальной температуры пара на КПД цикла ПТУ. Очевидно, что при повышении начальной температуры пара повышается и средняя температура подвода теплоты, что при неизменных значениях начального давления р, и давления в конденсаторе рз приводит к увеличению термического КПД цикла. Кроме того, это в противоположность рассмотренному ранее влиянию начального давления р~ смещает процесс расширения пара в турбине в область более высоких значений степени сухости пара (рис.
7.11), что приводит к увеличению внутреннего относительного КПД турбины т)'„, а следовательно, и внутреннего КПД цикла т1, н открывает 81 40 0 5 0 !5 20 рпмпс Рис, 7.12 с-!'вс. 7.11 возможность повышения начального давленил пара. Совокупность давления и телспервтуры начального состояния пара, при адиабатном расширении нз которого конечная ялам<ность пара не превышает ! Π— 12 %, называют сопряженными параметрами. Таким образом, увеличение начальной температуры пара является эффекгивным методом повышения экономичности цикла ПТУ.
В реальных установках предел повышения температуры ограничивается температуростойкостью металлов, применяемых для изготовления высокотемпературных частей агрегатов — пароперегревателя котла, главного паропровода, головной части турбины, Изменение термического КПД цикла ПТУ в зависимости от начальных параметров пара в интервалах температур и давлений, используемых в промышленности, показано па рис. 7.12. Термический КПД цикла паротурбинной установки существенно зависит от давления пара в конденсаторе р, поскольку оно определяет температуру конденсации пара, которая является средней температурой отвода теплоты в цикле Т .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
