Сборник задач по технической термодинамике (стр. 25 )

Необратимость процесса расширения пара в турбине характеризуется внутренним относительным КПД турбины hoi

, (16.10)

необратимость процесса сжатия воды в насосе характеризуется адиабатным коэффициентом насоса hн

. (16.11)

Используя эти коэффициенты, определяют параметры в конце необратимых адиабатных процессов 1-2’ и 3-4’:

; .

Удельная теплота и работа в этом цикле определяются разностью энтальпий соответствующих процессов:

Тепловая экономичность необратимого цикла ПТУ характеризуется внутренним абсолютным КПД

. (16.12)

Внутренний абсолютный КПД ПТУ без учета работы насоса “нетто” определяется как

. (16.13)

Удельные расходы пара и теплоты на выработанный киловатт·час реального цикла ПТУ определяется как

; .

Система КПД цикла ПТУ

Эффективность энергетических преобразований в ПТУ теплоты, подведенной к рабочему телу в паровом котле Q1, через мощности: Wт – теоретическую, Wтi – внутреннюю турбины, Wе – эффективную на валу турбины в Wэ – электрическую мощность генератора характеризует система КПД:

, (16.14)

где – термический КПД,

– внутренний относительный КПД турбины,

– механический КПД турбины,

– электрический КПД генератора.

Удельные расходы пара и теплоты на выработанный киловатт×час электрической работы ПТУ определяются как

, (16.15)

. (16.16)

Электрическая мощность ПТУ Wэ и расход пара на турбину D определяются соотношением

. (16.17)

16.2. Цикл ПТУ с вторичным перегревом пара

Схематическое изображение цикла ПТУ с вторичным перегревом приведено на рис. 16.5. Вторичный перегрев пара позволяет увеличить КПД цикла и снизить влажность пара на выходе из части низкого давления турбины (ЧНД).

Изображение необратимого цикла ПТУ с вторичным перегревом пара в h,s- диаграмме показано на рис.16.6.

Энтальпия пара на выходе из ЧВД турбины (на входе в ВПП) обозначена как hвп’, а на выходе из ВПП (на входе в ЧНД турбины) – как hвп”. Температура пара на выходе из ВПП обозначена как tвп. В данном цикле tвп= tо, в общем случае они могут быть неодинаковыми. Остальные обозначения аналогичны простому циклу ПТУ.

Необратимость процессов расширения пара в турбине характеризуется внутренними относительными КПД частей высокого и низкого давления турбины – hoiчвд и hoiчнд:

; (16.18)

. (16.19)

Используя внутренние относительный КПД турбины и адиабатный коэффициент насоса, определяют параметры в конце необратимых адиабатных процессов 1-2’, 3-4’ и 5-6’:

;

;

.

Удельные величины теплоты рабочего тела, подведенной и отведенной в цикле ПТУ, рассчитываются как

. (16.20)

Удельная техническая работа турбины определяется как сумма работ ЧВД и ЧНД турбины:

. (16.21)

Удельная техническая работа насоса, работа цикла и внутренний абсолютный КПД определяются так же, как и в простом цикле ПТУ:

;

;

.

Внутренний абсолютный КПД ПТУ без учета работы насоса “нетто” определяется как

. (16.21)

16.3. Регенеративный цикл ПТУ

Схема регенеративной ПТУ с тремя отборами пара на смешивающие подогреватели показана на рис. 16.7. В таких регенеративных подогревателях вода и греющий пар при постоянном давлении смешиваются, и в расчетном режиме из подогревателя выходит вода в состоянии насыщения.

При дальнейшем изложении материала будем пренебрегать технической работой всех насосов ввиду ее малой величины по сравнению с работой турбины. Условно будем считать, что все изобары в области жидкости совпадают с линией х=0. С учетом этого упрощения цикл данной ПТУ изображен в h,s- диаграмме на рис. 16.8.

Расход рабочего тела в такой схеме величина переменная. Поэтому при расчете регенеративной ПТУ на 1 кг рабочего тела вводят относительные доли расхода, взятые по отношению к полному расходу пара на турбину D: a1=D1/D, a2=D2/D, a3=D3/D. Здесь D1, D2 и D3 –

расходы пара из отборов турбины на регенеративные подогреватели. Перед турбиной (точка 1) относительный расход пара равен 1.

Основные параметры воды и водяного пара данной схемы ПТУ имеют следующие обозначения:

ро, to, ho – давление, температура и энтальпия пара перед турбиной;

р1, h1, a1, р2, h2, a2, и р3, h3, a3 – давления, энтальпии и доли отборов пара из первого, второго и третьего отборов турбины на регенеративные подогреватели П1, П2, П3 соответственно;

рк, hк – давление и энтальпия пара на выходе из турбины;

сtк’ – энтальпия насыщенной воды на выходе из конденсатора при давлении рк;

ct1’, ct2’, ct3’ – энтальпии насыщенной воды на выходе из подогревателей П1, П2, П3 при давлениях р1, р2, р3 соответственно;

ctпв = ct1’ – энтальпия питательной воды на входе в паровой котел.

Энтальпии пара в необратимом адиабатном процессе турбины рассчитываются с использованием ее внутреннего относительного КПД как

; ;

; .

Расчет долей отбора пара на смешивающий подогреватель основан на уравнении смешения пара и воды в потоке.

Начинается расчет с первого подогревателя П1 по ходу движения пара (рис. 16.9.):

. (16.22)

Аналогичные уравнения составляются для подогревателей П2 и П3 в соответствии со схемами их потоков (рис.16.10 и 16.11). Решая эти уравнения, определяют доли отборов пара a2 и a3 :

; (16.23)

. (16.24)

Удельная теплота, подведенная и отведенная в цикле ПТУ от рабочего тела, рассчитываются как

, (16.25)

. (16.26)

Удельная техническая работа паровой турбины

. (16.27)

Внутренний абсолютный КПД регенеративного цикла ПТУ

. (16.28)

Выбор оптимальных давлений отборов пара турбины

на регенеративные подогреватели ПТУ

Выбор оптимальных давлений отборов пара на регенеративные подогреватели ПТУ выполняется на основе принципа равномерного подогрева воды в каждом подогревателе на величину ∆tопт (пример для трех отборов рис.16.12):

, (16.29)

где toн – температура насыщения воды при давлении ро;

tк – температура насыщения воды при давлении рк;

n – число регенеративных подогревателей.

Давления отборов пара на подогреватели определяются как давления насыщения при температурах на выходе из подогревателей:

; (16.30)

; 16.31)

; (16.32)

Особенности расчета регенеративных ПТУ

с подогревателями поверхностного типа

Особенности регенеративных ПТУ с подогревателями поверхностного типа рассмотрим на примере схемы ПТУ, приведенной на рис. 16.13. Схема и принцип работы подогревателя поверхностного типа показаны на рис. 16.14. Греющий пар отбора турбины поступает в подогреватель, за счет передачи теплоты воде через поверхность нагрева F (рис.16.14, б) конденсируется и в расчетном режиме работы подогревателя выходит из него в виде воды в состоянии насыщения. В свою очередь, вода нагревается в подогревателе до температуры ниже температуры насыщения греющего пара (это обусловлено наличием разделяющей поверхности между водой и греющим паром) на величину недогрева

, (16.33)

которая является характеристикой данного подогревателя и задается как известная величина для расчетного режима его работы.

Используя величину недогрева, определяют температуру воды за подогревателем и по t1н и ро определяют ее энтальпию ctв1.

Определение доли отбора пара на подогреватель выполняется на основании первого закона термодинамики (теплового баланса) для подогревателя (рис.16.14, а):

. (16.34)

Выражение (16.34) соответствует первой схеме направления конденсата от подогревателя (рис.16.13, вариант 1). В этом случае через подогреватель проходит весь поток воды.

Если конденсат от подогревателя направить в смеситель (см), установленный перед ним (рис.16.13, вариант 2), то через подогреватель пройдет (1-a1) воды, а энтальпия питательной воды на входе в паровой котел рассчитывается на основании уравнения смешения потоков. Поскольку доля отбора пара неизвестна, необходимо подогреватель и смеситель рассчитывать совместно:

;

, (16.35)

где ctпв – энтальпия питательной воды.