Файл: Техническая термодинамика.pdf

9.3.
Т
ЕПЛОСИЛОВЫЕ ПАРОВЫЕ ЦИКЛЫ
9.3.1.
Цикл Карно
В современной теплоэнергетике в основном используются паровые теплосиловые установки. Наиболее распространённым рабочим телом является вода – самое дешевое и доступное сырьё, которое используется в виде пара с последующей конденсацией. Использование рабочего тела, изменяющего в течение цикла своё агрегатное состояние, позволяет осуществить на практике цикл Карно. Напомним, что цикл Карно состоит из двух адиабат и двух изотерм. Практическое осуществление адиабатных процессов не представляет особых трудностей и не приводит к значительному уменьшению термического
КПД цикла, а совершение изотермических процессов подвода и отвода тепла в общем случае сопряжено с непреодолимыми трудностями.
В случае потока вещества технически наиболее просто осуществимым процессом подвода и отвода тепла является изобарный процесс. Изобарный процесс фазового перехода чистого вещества из жидкого состояния в газообразное и наоборот является изотермическим.
Очевидно, что изобарный процесс подвода тепла к влажному пару
(парообразование) и отвод тепла при постоянном давлении от влажного пара
(конденсация) легко осуществить на практике. Отсюда следует, что при использовании влажного пара в качестве рабочего тела и осуществлении цикла,

177 состоящего из двух адиабат и двух изобар (которые являются в то же время изотермами), получим цикл Карно.
Приведем схему установки, реализующей цикл Карно на влажном паре
(
рис. 9.5).
p
1
,T
1
5
1
4
p
2
,T
2
ИT
3
2
Рис. 9.5. Схема установки, реализующей цикл Карно
Рассмотрим принцип действия данной установки. В источник тепла (ИТ)
1 поступает влажный пар. За счёт сгорания топлива (уголь, газ, мазут) к влажному пару подводится тепло, влажность пара уменьшается. Процесс подвода тепла осуществляется при постоянном давлении p
1
и постоянной температуре T
1
, т.е. изотермически и изобарически. Из ИТ пар поступает в паровую турбину 2. При расширении поток пара приобретает значительную кинетическую энергию, которая передаётся ротору турбины и преобразуется в электрическую при помощи электрогенератора 3, вращаемого турбиной 2.
В турбине происходит адиабатное расширение пара. Далее пар поступает в конденсатор – теплообменник 4, в котором с помощью воды от пара отводится тепло и пар конденсируется. Эта конденсация неполная. Процесс идёт при постоянном давлении p
2
и температуре T
2
После конденсации пар поступает в компрессор 5, в котором он адиабатно сжимается до давления p
1
. Затем влажный пар вновь поступает в ИТ и цикл повторяется. КПД такого цикла вычисляется по формуле
1 2
1
T
T
T
T
−
η =
(9.20)
Данный цикл можно представить в координатах T–S (рис. 9.6) и p–V
(
рис. 9.7). На рисунках точкой K, как и ранее, обозначена критическая точка.

178
T
2
T
1
2
S
1
4
3
T
K
Бинодаль
Рис. 9.6. Обратимый цикл Карно в координатах T–S
Очевидно, что теоретически такой цикл имеет максимальный термический КПД, однако вследствие некоторых особенностей он в паросиловых установках не применяется. Эти особенности обусловлены тем, что при изотермическом сжатии 2–3 конденсация пара неполная. В результате этого в последующем адиабатном процессе 3–4 сжимается не вода, а пар с капельками воды, взвешенными в нем.
2
3
V
1
4
p
T
1
=const
Бинодаль
K
T
2
=const
Рис. 9.7. Обратимый цикл Карно в координатах p–V
Сжатие парообразного тела, имеющего достаточно большой начальный объем, вызывает необходимость иметь громоздкое устройство (компрессор), которое расходует на сжатие пара значительную энергию. Затрата работы на сжатие пара будет увеличиваться при повышении давления p
1
и уменьшении давления p
2
т.е. при переходе к более выгодным температурным условиям.
Кроме того, поток пара с частицами воды ухудшает гидродинамический режим проточной части турбины, что приводит к уменьшению внутреннего КПД.
Поэтому цикл Карно в паросиловых установках не применяется.

179
9.3.2.
Цикл Ренкина
Недостатки цикла Карно можно частично устранить, если отвод тепла от влажного пара в конденсаторе производить до тех пор, пока весь пар полностью не сконденсируется. В этом случае сжатию будет подвергаться не пар малой плотности, а вода.
Для перемещения воды из конденсатора в ИТ с одновременным увеличением ее давления применяются не компрессоры, а насосы, потребляющие меньшее количество энергии.
Цикл, описанный выше, предложен практически одновременно в 50-х годах позапрошлого века шотландским инженером и физиком У. Ренкиным и немецким физиком Р. Клаузиусом. Обычно этот цикл называют циклом
Ренкина. Схема теплосиловой установки с циклом Ренкина аналогична схеме установки с циклом Карно. Разница лишь в том, что вместо компрессора
5 используется водяной насос, и в ИТ поступает вода, а не пар.
Рассмотрим цикл Ренкина на диаграммах в p–V (рис. 9.8) и T–S (рис. 9.9) координатах.
p
V
5
4
2
3
1
T
1
=const
K
T
2
=const
Рис. 9.8. Цикл Ренкина в p–V координатах
Участок 1–2 соответствует адиабатному расширению пара в турбине, процесс 2–3 отражает полную конденсацию пара при неизменной температуре с отводом тепла, на участке 3–4 происходит изохорное и адиабатное сжатие воды насосом и подача ее в источник тепла. На участке 4–5 вода нагревается до температуры фазового перехода, а на участке 5–1 осуществляется перевод воды в насыщенный пар.
Перейдем к изучению в координатах T–S диаграммы цикла Ренкина.

180
5
4
2
3
S
1
Т
T
2
T
1
K
Рис. 9.9. Цикл Ренкина в координатах T–S
На рис. 9.9 процесс 1–2 – адиабатное расширение пара в турбине, участок
2–3 – полная конденсации пара при неизменной температуре, на участке 3–4 происходит адиабатное сжатие воды насосом от давления p
2
до давления p
1
Длина этого отрезка весьма мала, так как температура повышается при адиабатном сжатии воды от 3,1кПа (0,032кГс/см
2
) до 29400кПа (300кГс /см
2
) менее чем на 1 ºС. Процесс 4–5 соответствует нагреву воды в источнике тепла до температуры кипения при постоянном давлении p
1
, а участок 5–1 отражает изобарное парообразование. Полученный насыщенный пар поступает из ИТ в турбину, и процесс повторяется.
С точки зрения термического КПД, цикл Ренкина представляется менее выгодным, чем обратимый цикл Карно, так как коэффициент заполнения для цикла Ренкина меньше, чем для цикла Карно (как и средняя температура подвода тепла). Однако с учетом реальных условий осуществления цикла их внутренние КПД оказываются примерно одинаковыми.
Для того чтобы увеличить термический КПД цикла Ренкина, применяют так называемый перегрев пара в специальном элементе – пароперегревателе, в котором пар нагревается до температуры, превышающей температуру насыщения при данном давлении. Схема паросиловой установки с перегревом пара представлена на рис. 9.10, на котором обозначено: 1 – источник тепла, ПП – пароперегреватель, 2 – турбина, 3 – генератор, 4 – конденсатор, 5 – насос. В пароперегревателе температура пара повышается при том же самом давлении p
1

181
ПП
5
4
3
2
1
Рис. 9.10. Схема паросиловой установки с перегревом пара
Цикл Ренкина с перегревом пара в T–S координатах приведен на рис. 9.11, из которого видно, что процесс расширения пара в турбине (участок
1–2
) осуществляется до такого же давления p
2
, соответствующего температуре
T
2
Теплота же в цикле подводится при постоянном давлении на участках 4–5 – подогрев воды до температуры кипения, 5–6 – испарение воды, 6–1 – перегрев пара в пароперегревателе.
2
Т
2
Т
Н
Т
1
Т
6
5
4
3
1
S
К
Рис. 9.11. Цикл Ренкина с перегревом пара в координатах T – S
В этом цикле температура пара оказывается выше, чем температура насыщенного пара T
Н
, что приводит к увеличению КПД цикла.
V
q
1
q
2
p
2
p
1
5
6
4
3
2
1
p
Рис. 9.12. Цикл Ренкина с перегревом пара в координатах p–V

182
Совокупность процессов 4–5–6–1 происходит при постоянном давлении
p
1
, поэтому в координатах p–V данный цикл принимает вид, изображенный на рис. 9.12.
На участке 4–5–6–1 к рабочему телу подводится количество тепла q
1
в расчёте на 1кг рабочего тела. На участке 2–3 от рабочего тела отводится тепло
q
2
Поэтому термический КПД цикла Ренкина
1 2
1
T
q
q
q
−
η =
(9.21)
Поскольку процессы подвода и отвода тепла являются изобарными, то количество тепла определяется разностью энтальпий в конечной и начальной точках процесса. Обозначив за i энтальпию 1кг рабочего тела, имеем
1 1
4 2
2 3
,
q
i
i
q
i
i
= −
= −
(9.22)
С учетом (9.22) из (9.21) получим
(
) (
) (
) (
)
1 4
2 3
1 2
4 3
1 4
1 4
T
i
i
i
i
i
i
i
i
i
i
i
i
−
−
−
−
−
−
η =
=
−
−
(9.23)
Разность i
1
–i
2
в (9.23) представляет собой перепад энтальпий, превращаемый в кинетическую энергию потока и затем в работу турбины.
Таким образом, работу, производимую в цикле, можно рассматривать как разность работы, полученной в турбине, и работы, затрачиваемой на привод насоса. Отметим, что здесь мы не учитываем потери, обусловленные необратимостью реальных процессов.
Работа насоса по сжатию воды объёмом V
в от давления p
2
до давления p
1
определяется выражением
(
)
4 3
в
1 2
i
i
V
p
p
− =
−
(9.24)
На рис. 9.12 ей соответствует заштрихованная площадь. Подставляя
(9.24) в (9.23), находим
(
)
(
)
1 2
в
1 2
1 4
T
i
i
V
p
p
i
i
−
−
−
η =
−
(9.25)

183
Обычно величина работы насоса оказывается намного меньше, чем перепад энтальпий, происходящий в турбине. Следовательно, можно считать
3 4
i
i
�
, тогда из (9.25) запишем окончательно
1 2
1 3
T
i
i
i
i
−
η
−
�
(9.26)
Соотношение (9.26) вполне приемлемо для расчетов циклов паровых установок низкого давления. Для установок высокого давления величиной работы насоса пренебрегать нельзя.
Вычислим η
T
цикла Ренкина. Пусть в турбину поступает пар с давлением
p
1
=16670
кПа (170кгс/см
2
) и температурой T
1
=550 º
С. В конденсаторе поддерживается давление p
2
=4
кПа (0,04кгс/см
2
) и температура T
2
=29 º
С.
Из таблиц термодинамических свойств воды находим энтальпию пара
i
1
=3438
кДж/кг, соответствующую p
1
и T
1
Энтальпия i
2
влажного пара при давлении p
2
и той же самой энтропии находится с помощью i – s диаграммы и составляет 1945кДж/кг.
Энтальпия воды при p
2
=4
кПа составляет i
3
=120
кДж/кг, энтальпия воды при p
1
=16670
кПа на выходе из насоса равна i
4
=137
кДж/кг.
Получили: i
1
–i
2
=1493
кДж/кг, i
4
–i
3
=17
кДж/кг, i
1
–i
4
=3301
кДж/кг.
Подставляя найденные значения в (9.23), имеем
1493 17 0, 45 3301
T
−
η =
�
(9.27)
Для сравнения, термический КПД обратимого цикла Карно, осуществляемого в том же интервале температур (T
1
=550 ºC, T
2
=29 ºC), равен
0,63, т.е. выше, чем подсчитанный КПД (9.27) цикла Ренкина. Отметим, что цикл Ренкина с перегревом пара является основным циклом современных теплосиловых установок.

184
9.3.3.
Зависимость
величины
термического
КПД
цикла Ренкина от значений параметров водяного пара
При одном и том же значении параметров пара p
1
и T
1
снижение давления
p
2
в конденсаторе будет приводить к росту термического КПД
T
η
, так как в двухфазной области жидкость – пар давление однозначно связано с температурой соответствующих линий насыщения, а уменьшение давления соответствует уменьшению температуры отвода тепла в цикле. Расширение температурного интервала цикла приводит к возрастанию термического КПД.
Характер зависимости
T
η
от величины давления в конденсаторе приведен на рис. 9.13.
η
Т
1,2 0,46 0,44 0,40 0,42
p
2
,
кПа
1,0 0,2 0,8 0,6 0,4
Рис. 9.13. Характер зависимости КПД от давления в конденсаторе
Обычно давление в конденсаторе определяется температурой охлаждающей воды и составляет 3,5–4кПа ( 0,035кг/см
2
).
Дальнейшее снижение давления нецелесообразно, так как это приводит к возрастанию удельного объёма пара, поступающего из турбины в конденсатор, что приводит к увеличению размеров конденсатора.
Охлаждающая вода поступает в конденсатор из рек, прудов, озер и т.д.
Термический КПД цикла Ренкина зависит в первую очередь от начальных параметров пара p
1
и T
1
С ростом температуры перегрева пара при одном и том же давлении термический КПД цикла увеличивается, так как возрастает средняя температура подвода тепла в цикле. Зависимость
( )
1
T
T
η
при
1
const
p
=
изображена на рис. 9.14.

185
η
Т
Т
1
, º
С
500 550 450 0,43 0,45 0,44 0,46
Рис. 9.14. Зависимость
η
T
от верхней температуры в цикле
Если верхняя температура T
1
в цикле постоянна, то повышение давления пара p
1
на входе в турбину также приводит к росту термического КПД цикла.
Увеличение η
Т
связано с тем, что с увеличением давления p
1
увеличивается степень заполнения цикла.
Из сказанного выше следует, что увеличение термического КПД цикла
Ренкина связано с повышением начальных параметров пара. Повышение начальных параметров пара ограничивается в настоящее время конструкционными материалами, их стойкостью при высоких давлениях и температурах.
Однако повышение начального давления и понижение давления конденсации приводят к увеличению конечной влажности пара. Значительное же увеличение влажности пара резко ухудшает гидродинамический режим проточной части турбины, что приводит к уменьшению внутреннего КПД турбины. Для современных турбин допустимые значения степени влажности составляют 12–1 %. Выходом из положения было бы повышение температуры
T
1
, но это ограничивается стойкостью материалов. Одним из путей снижения конечной влажности пара является применение промежуточного перегрева пара.
9.3.4.
Цикл с промежуточным перегревом пара
Схема установки с промежуточным перегревом пара приведена на рис. 9.15, где 1 – источник тепла, 2 – первая ступень турбины, 3 – вторая ступень турбины, 4 – генератор, 5 – конденсатор, 6 – насос,
П – пароперегреватель, ДПП – дополнительный пароперегреватель.

186
Заметим, что первая и вторая ступень турбины представляют по существу две отдельные турбины, размещенные на одном валу.
Рис. 9.15. Схема установки с промежуточным перегревом пара
Пар из ПП с температурой Т
1
и давлением p
1
поступает на первую ступень турбины, где расширяется до некоторого давления
1
p′
После этого в
ДПП он нагревается до температуры
1
T ′
при давлении
1
p′
Затем пар поступает на вторую ступень турбины, далее его путь аналогичен рассмотренному ранее.
Очевидно, что в ДПП происходит процесс промежуточного перегрева пара.
Диаграмма цикла Ренкина с промежуточным перегревом пара приведена на рис. 9.16, где участок 7–8 соответствует промежуточному перегреву пара.
Рис. 9.16. Цикл Ренкина с промежуточным перегревом пара в T–S координатах
В координатах p–V этот цикл представлен на рис. 9.17.
Цикл Ренкина с промежуточным перегревом пара можно рассматривать как совокупность двух циклов: основного 1–2–3–4–5–6–1 и дополнительного
7–8–9–2–7.
ДПП
2 3
4
5
6 1
ПП
T
1 1
1
T ′
6 8
5 7
T
4 3
2 9
S

187
Рис. 9.17. Цикл Ренкина с промежуточным перегревом пара в p–V координатах
В соответствии с (9.21) термический КПД цикла Ренкина с промежуточным перегревом пара имеет вид
(
) (
) (
)
(
) (
)
1 4
8 7
9 3
пр.п
1 2
1 1
4 8
7
T
i
i
i
i
i
i
q
q
q
i
i
i
i
−
+
−
−
−
−
η
=
=
−
+
−
,
(9.28) а термический КПД дополнительного цикла
(
) (
)
8 7
9 2
доп
1 2
1 8
7
T
i
i
i
i
q
q
q
i
i
−
−
−
−
η
=
=
−
(9.29)
Очевидно, что если КПД дополнительного цикла (9.29) больше, чем КПД основного (9.28), то термический КПД цикла с промежуточным перегревом будет выше термического КПД цикла Ренкина без перегрева пара.
В самом деле, если доп осн
T
T
η
> η
, то степень заполнения дополнительного цикла больше степени заполнения основного и, следовательно, степень заполнения суммарного цикла с промежуточным перегревом выше, чем степень заполнения основного.
В противном случае вторичный перегрев пара может привести к снижению
КПД всего цикла. Следовательно, необходимо знать давление
1
p′
, при котором необходим дополнительный нагрев пара до температуры
1
T ′
. Это давление находят специальными расчетами. В современных паросиловых установках применяют не только однократный, но и многократный перегрев пара.
Таким образом, промежуточный перегрев пара, позволяющий избегать высокой влажности пара в последних ступенях турбины, также является эффективным средством повышения термического КПД цикла.
q
p
4 1
p
1 7
8 1
p′
p
2 3
2 9
V
q
2 5
6
K

188

1   ...   13   14   15   16   17   18   19   20   21

9.3.5.
Анализ цикла Ренкина с учетом необратимых потерь
На практике цикл Ренкина не может быть обратимым, так как на различных его стадиях происходят необратимые потери, которые связаны с трением пара в проточной части турбины, гидродинамическими явлениями, трением в механических частях установки, теплом, уходящим из источника тепла с газообразными продуктами сгорания.
Рис. 9.18. Источники основных тепловых потерь в цикле Ренкина в процентах
Если принять тепло, образующееся при сгорании топлива, за 10 %, то из диаграммы, отражающей основные тепловые потери (рис. 9.18), видно, что теплосиловая установка, работающая по циклу Ренкина, преобразует в работу, отдаваемую внешнему потребителю, ≈ 3 % тепла, выделяющегося при сгорании топлива.
Однако эта диаграмма не позволяет оценить то, насколько необратима каждая составная часть цикла. Такой анализ может быть сделан, если определены потери работоспособности отдельных узлов установки.
Под РАБОТОСПОСОБНОСТЬЮ понимают работу, производимую системой в обратимом процессе.
Величина работоспособности, отнесенная к единице массы рабочего тела, получила название ЭКСЕРГИИ. Данный термин был принят в 1956 г., а вошел в употребление лишь в последнее время.
Если эксергию тепла, выделившегося при сгорании топлива, принять за
10 % и учесть ту долю эксергии, которая уходит в виде потерь работоспособности, то для теплосилового парового процесса примерная диаграмма потоков эксергии представлена на рис. 9.19.
9
– потери в источнике тепла
1
– потери в паропроводе
1
– механические потери в турбине
1
– потери в генераторе
33
– превращено в электроэнергию
55
–
т еп ло
, от да нн ое в
ко нд ен са то ре
100
– тепло, выделяющееся при сгорании топлива

189
Рис. 9.19. Диаграмма потоков эксергии в процентах
Из диаграммы следует, что наибольшие потери работоспособности имеют место в источнике тепла, где необратимость наиболее велика вследствие переноса тепла от горячего тела к холодному. Величина этих потерь возрастает с увеличением разности температур между топочными газами и рабочим телом.
Для уменьшения потерь работоспособности необходимо уменьшить степень необратимости процесса теплообмена в источнике тепла. Это может быть достигнуто уменьшением разности температур источника тепла и рабочего тела. В свою очередь уменьшения этой разности можно добиться двумя путями: уменьшить температуру сгорания топлива или увеличить температуру рабочего тела в процессе подвода тепла. Первый из этих путей не дает желаемого результата, так как в этом случае снижается работоспособность рассматриваемой системы в целом. Повышение температуры подвода рабочего тела выгодно с термодинамической точки зрения. Однако для этого необходимо подогревать рабочее тело после конденсатора.
Снижение потерь работоспособности в турбогенераторе может быть достигнуто путем совершенствования проточной части турбины с уменьшением механических потерь.
Уменьшение потерь работоспособности в конденсаторе связано с уменьшением разности температур конденсирующегося пара и охлаждающей воды, что всегда может быть обеспечено условиями водоснабжения.
Снижение потерь в паропроводе связано с улучшением теплоизоляции и его гидродинамических характеристик.
50
– потери в источнике тепла
0.7
– потери в паропроводе
4
– потери в конденсаторе
0.05
– потери в насосе
≈37
– полезная работа
8
– потери в турбине и генераторе
П
ит ат ел ьн ая вода
0
.08 100
– эксергия тепла, выделившегося при сгорании топлива

190
Потери в насосе малы, и их обычно не учитывают.
Таким образом, рассматриваемые потери тепла и эксергии говорят о том, что КПД тепловых станций составляет 35–4 %, это та энергия, запасенная в топливе, которая может быть использована для превращения в полезную работу.
9.4.
Т
ЕПЛОФИКАЦИОННЫЕ ЦИКЛЫ
Из анализа диаграммы основных тепловых потерь при выработке электроэнергии на тепловых электростанциях (рис. 9.18) следует, что большое количество тепла передается холодному источнику (охлаждающей конденсатор воде). Потери этого количества тепла можно уменьшить путем увеличения термического КПД цикла, однако полностью устранить нельзя, так как в соответствии со вторым законом термодинамики передача определенного количества тепла холодному телу является неизбежной. Поскольку устранить передачу тепла холодному источнику в принципе невозможно, то встает вопрос о возможности использования этого тепла для других нужд, например, отопления зданий, использования горячей воды и пара для проведения других технологических процессов.
В обычных конденсаторных паротурбинных установках конденсация пара происходит при температурах, меньших 30 ºC. Тепло, отданное охлаждающей воде, в этом случае не может быть использовано для других нужд, так как имеет низкий температурный потенциал.
Для того чтобы иметь возможность использовать это тепло, необходимо повысить давление в конденсаторе, т.е. увеличить температуру, при которой конденсируется пар.
Повышение нижней температуры цикла, очевидно, приведет к уменьшению термического КПД и, следовательно, к уменьшению выработки электроэнергии. Поэтому с точки зрения экономичности собственного цикла такая операция невыгодна. Однако возможность получения тепла для технологических нужд за счет сокращения выработки электроэнергии оказывается экономичной.

191
Комбинированная выработка электроэнергии и тепла называется
ТЕПЛОФИКАЦИЕЙ, а турбины на таких электростанциях называются
ТЕПЛОФИКАЦИОННЫМИ ТУРБИНАМИ.
Электростанции, осуществляющие комбинированную выработку электроэнергии и тепла, называются ТЕПЛОЭЛЕКТРОЦЕНТРАЛЯМИ (ТЭЦ).
Цикл теплофикационной установки приведен на рис. 9.20 в T–S координатах, где 1–2–3–4–5–6–1 – работа цикла, а А–3–2–B – тепло, отданное потребителю.
Рис. 9.20. Цикл теплофикационной установки в T–S координатах
Поскольку для производственных и бытовых нужд требуется вода и пар в относительно широком диапазоне температур и давлений, то применяются турбины различных типов.
Рис. 9.21. Турбины с ухудшенным вакуумом
1.
Турбина с ухудшенным вакуумом. Ее схема приведена на рис. 9.21.
Давление в конденсаторе данной турбины поддерживается таким, чтобы температура насыщения пара была достаточной для нужного нагрева охлаждающей воды в конденсаторе, которая затем идет к потребителю.
T
K
1 5
4 3
2
A
S
6
B
К потребителю

192 2.
Турбина с противодавлением представлена на рис. 9.22.
В таких установках конденсатор отсутствует, а отработанный пар из турбины направляется по паропроводу на производство. Конденсат с производства возвращается. Давление пара на выходе из турбины определяется потребностями производства.
Рис. 9.22. Турбина с противодавлением
3.
Турбина с отбором пара изображена на рис. 9.23.
Рис. 9.23. Турбина с отбором пара
В этих турбинах часть пара достаточно высоких параметров отбирается из промежуточных ступеней турбины. Отобранный пар может быть направлен на производство либо в теплообменник, в котором этот пар нагревает воду, используемую для отопления (так называемый теплофикационный отбор).
Конденсат с производства или из теплообменника возвращается в питательный бак.
Для характеристики экономичности работы ТЭЦ применяется так называемый коэффициент использования тепла K, определяемый как отношение суммы полезной работы l
э
, произведенной в цикле (выработанная
Питательный бак
Пар на производство
Возврат конденсата
Пар на производство или в теплообменник
Возврат конденсата
Питательный бак

193 электроэнергия), и тепла q
2
, отданного внешнему потребителю, к теплу q
1
, выделившемуся при сгорании топлива: э
2 1
l
q
K
q
+
=
(9.30)
Величина K тем ближе к единице, чем совершеннее установка, чем меньше потери тепла в котлоагрегате и паропроводах, механические и электрические потери.
9.5.
Ц
ИКЛЫ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
9.5.1.
Цикл Брайтона
В газотурбинных установках полезная работа совершается за счет кинетической энергии движущегося с большой скоростью газа. Рабочим телом в этих установках служат продукты сгорания, образующиеся при сжигании топлива в специальных камерах под давлением, а также некоторые газы. Поток, обладающий большой скоростью, создается в результате истечения газа из сопел турбины.
Топливо в газотурбинных установках может сгорать как при постоянном давлении, так и при постоянном объеме. В соответствии с этим газотурбинные установки подразделяют на два типа:
− с подводом тепла при const
p
=
;
− с подводом тепла при const
V
=
Рис. 9.24. Схема газотурбинной установки
На рис. 9.24 представлена газотурбинная установка, где 1 – турбина, 2 – компрессор, 3 – топливный насос, 4 – камера сгорания, 5 – выпускной патрубок, 6 – генератор.

Воздух
1 2
3 4
5 6
Топливо

194
В настоящее время газовые турбины применяются в авиации, в судовых установках и постепенно внедряются в энергетику.
Рассмотрим принципиальную схему газотурбинной установки со сгоранием при постоянном давлении. Компрессор 2 засасывает воздух из окружающей среды, сжимает его до некоторого требуемого давления и направляет в камеру сгорания 4. Туда же топливным насосом 3 подается топливо. Сгорание топлива происходит при постоянном давлении. Продукты сгорания поступают на лопатки турбины 1, а затем выбрасываются в атмосферу через патрубок 5. Отметим, что насос, компрессор и генератор 6 находятся на общем валу.
Для построения идеализированного цикла такой установки в координатах
p–V обычно полагают:
− цикл является замкнутым, т.е. количество рабочего тела в цикле сохраняется постоянным;
− выход отработанных газов в атмосферу заменяется изобарным процессом отвода тепла к холодному источнику;
− тепло подводится к рабочему телу извне через стенки корпуса установки;
− рабочее тело не изменяет своего состава, является газообразным (воздух) и представляет собой идеальный газ.
Цикл, удовлетворяющий приведенным выше условиям, называют циклом
Брайтона, он представлен на рис. 9.25.
Рис. 9.25. Цикл Брайтона
На рис. 9.25 участок 1–2 соответствует сжатию воздуха в компрессоре, процесс 2–3 – подвод тепла к рабочему телу (соответствует сгоранию топлива в камере), 3–4 отражает адиабатное расширение рабочего тела, при котором совершается работа, 4–1 – изобарный процесс выхода рабочего тела из турбины.
p
2 2
3
p
4 1
V

195
Важно отметить, что процесс сжатия в компрессоре может быть изотермическим, адиабатным и политропическим. В зависимости от этого проанализируем величину термического КПД цикла газотурбинной установки.
9.5.2.
Цикл газотурбинной установки с подводом тепла при постоянном
давлении
Рассмотрим изотермический процесс сжатия рабочего тела в компрессоре.
Такой цикл в T–S координатах приведен на рис. 9.26, где участок 2–3 – подвод тепла, процесс 3–4 – адиабатное расширение газа в турбине, 4–1 – отвод тепла в изобарном процессе, 1–2 – отвод тепла в изотермическом процессе сжатия газа.
Рис. 9.26. Цикл газотурбинной установки с подводом тепла при const
p
=
9.5.3.
Цикл газотурбинной установки с подводом тепла при постоянном
давлении с адиабатным сжатием в компрессоре
Рассмотрим графически цикл газотурбинной установки с подводом тепла при постоянном давлении с адиабатным сжатием в компрессоре.
Рис. 9.27. Цикл газотурбинной установки с подводом тепла при const
p
=
с адиабатным сжатием в компрессоре
q
1
T
S
4 3
2 1
q
2 2
3 4
1
T
S
p=const
p=const

196
На рис. 9.27 представлен цикл газотурбинной установки, где участок 2–3
– подвод тепла, 3–4 – расширение газа в турбине, 4–1изобарный процесс отвода тепла, 1–2 – адиабатное сжатие газа в компрессоре.
Рассмотрим эффективность циклов газотурбинной установки и сравним их.
9.5.4.
Сравнение эффективности циклов газотурбинной установки с
подводом тепла при постоянном давлении для случаев
изотермического и адиабатного сжатия
Проведем такое сравнение при равенстве значений: отношений давлений
2 1
p
p
подводимой теплоте q
1
, максимальных температур цикла, а также равенстве давлений на выходе из турбины. Для этого рассмотрим диаграмму обоих циклов в T–S координатах (рис. 9.28), где: 1–2–3–4–1 – цикл с адиабатным сжатием, 1'–2–3–4–1' – цикл с изотермическим сжатием.
1
2
3
4
1'
T
S
Рис. 9.28. Диаграмма изотермического и адиабатного сжатия в T–S координатах
Из T–S диаграммы видно, что работа в цикле с адиабатным сжатием больше, чем работа цикла с изотермическим сжатием, так как работа определяется площадью цикла.
При одном и том же подводимом количестве тепла это приводит к соотношению ад изот
T
T
η > η
(9.31)

197
9.5.5.
Цикл газотурбинной установки с подводом тепла при постоянном
давлении с регенерацией тепла
Термический КПД газотурбинной установки с подводом тепла при постоянном давлении может быть увеличен за счет применения регенерации тепла. В этом случае сжатый воздух поступает из компрессора не сразу в камеру сгорания, а предварительно проходит через воздушный регенератор – теплообменник, в котором он подогревается за счет тепла отработавших газов.
Соответственно газы, выходящие из турбины перед выходом их в атмосферу, проходят через теплообменник, где подогревают сжатый воздух.
Схема установки, реализующей данный цикл, представлена на рис. 9.29, где 1 – турбина, 2 – компрессор, 3 – тепловой насос, 4 – камера сгорания,
5 – теплообменник-регенератор, 6 – генератор.

1
2
3
4
5
6
Рис. 9.29. Схема установки с регенерацией тепла
Изобразим цикл газотурбинной установки c подводом тепла при постоянном давлении с регенерацией тепла на p–V диаграмме (рис. 9.30).
2
1
3 4
5
6
q
p
q
p
p
V
Рис. 9.30. Цикл газотурбинной установки с регенерацией тепла
На приведенной выше диаграмме процесс 1–2 – сжатие воздуха в компрессоре, 2–3 – изобарный подогрев воздуха в регенераторе, участок 3–4 – подвод тепла к телу в камере сгорания, процесс 4–5 – адиабатное расширение

198 газа в турбине, 5–6 – изобарное охлаждение выходящего газа в регенераторе, участок 6–1 отражает изобарный процесс выхода газа из регенератора в атмосферу, q
p
– тепло, полученное в результате генерации.
9.5.6.
Газотурбинная установка, работающая по замкнутому циклу
Как отмечалось ранее, рассмотренные циклы газотурбинной установки являются незамкнутыми, так как отработавшие газы выбрасываются в атмосферу, поэтому их рассмотрение в p–V или T–S координатах в виде замкнутых линий является условным.
Можно осуществить действительно замкнутый цикл при помощи установки, изображенной на рис. 9.31, где 1 – турбина, 2 – охладитель,
3 – генератор, 4 – компрессор, 5 – камера подвода тепла к рабочему телу.

1
2
3
4
5
Рис. 9.31. Схема газотурбинной установки, работающей по замкнутому циклу
В такой установке рабочим телом может быть любой газ. В компрессоре рабочее тело сжимается до нужного давления и поступает в камеру, где производится подвод тепла извне. Подвод тепла может осуществляться с помощью сгорания топлива либо с помощью ядерных реакций. Подогрев тела происходит при постоянном давлении. Далее нагретое тело поступает в турбину, где, расширяясь, производит работу. После этого отработавшие газы охлаждаются при постоянном давлении в охладителе до низшей температуры цикла.
Из охладителя рабочее тело снова направляется в компрессор. Таким образом, одна и та же порция газа непрерывно участвует в производстве

199 работы, а цикл получается замкнутым. В таком цикле можно осуществить и регенерацию тепла.
Цикл такой установки с термодинамической точки зрения подобен рассмотренным ранее циклам газотурбинной установки с подводом тепла при постоянном давлении, поэтому для такого цикла справедливы все рассмотренные выше положения.
Рассмотрим преимущества и недостатки замкнутого цикла перед незамкнутым. Поскольку в установке, работающей по замкнутому циклу, участвует неизменное количество вещества, то это могут быть не только воздух и продукты сгорания топлива, но и любой газ. Термический КПД в циклах с подводом тепла при const
p
=
зависит и от показателя адиабаты рабочего тела.
Анализ показывает, что с увеличением показателя адиабаты
γ
, увеличивается
КПД цикла. Поэтому замкнутый цикл имеет преимущества, позволяя применять рабочее тело, имеющее максимальное значение показателя адиабаты. Поскольку наибольший показатель адиабаты имеют одноатомные газы, то таким рабочим телом может являться гелий. Кроме того, в замкнутом цикле низшее давление может быть выбрано больше атмосферного, что ведет к значительному уменьшению объема газа, пропускаемого через установку.
Также при этом уменьшаются габариты установки и снижаются поверхности нагрева теплообменников.
Все это приводит к определенным преимуществам замкнутого цикла перед незамкнутым. Недостатком является то, что рабочее тело нагревается извне. При этом, как мы видели ранее на примере паротурбинной установки, необратимые потери в камере подвода тепла наиболее велики, что снижает термический КПД цикла.

1   ...   13   14   15   16   17   18   19   20   21