5. Аналіз впливу початкових і кінцевих параметрів робочого тіла на термодинамічну ефективність паросилової установки

Основними факторами, що визначають термодинамічну ефективність ПСУ, є середньоiнтегральнi температури робочого тіла в процесах підведення й відводу теплоти. Зазначені фактори залежать, головним чином, від початкових і кінцевих параметрів робочого тіла.

5.1 Вплив початкового тиску пари

При підвищенні початкового тиску пари до (за інших рівних умов) тепломеханічний коефіцієнт циклу Ренкiна зростає. Для доказу вищесказаного необхідно в діаграмі водяної пари побудувати процеси розширення пари з початковими параметрами й і й .

Використовуючи діаграму водяної пари спочатку будуємо процес розширення пари основного теоретичного (мал. 5, процес 1-2) циклу, тобто циклу, початковий стан пари якого при вході в турбіну характеризується параметрами Р₁, . На перетинанні ізобари Р₁ й ізотерми знаходимо точку 1. По діаграмі визначаємо значення ентальпії й ентропії (мал. 5)

Потім відзначаємо ізобари і – тиск пари при відборі й тиск пари при виході з турбіни (або при вході в конденсатор) і із точки 1 опускаємо перпендикуляр до перетинання з лініями, що відповідають і , отримаємо т.0 і т.2. Точка 0 відповідає стану пари, що надходить у відбір. Точка 2 характеризує стан пари при виході з турбіни. Відрізок 1- 2 чисельно дорівнює адіабатному теплоперепаду одного кілограма пари в однокорпусній ідеальній турбіні. Знайшовши точку 2, визначаємо по діаграмі значення ентальпії пари , на виході з турбіни.

Мал. 5 Вплив початкового тиску пари на ефективність циклу ПСУ в діаграмі

Потім, використовуючи таблиці [1], (додаток табл.5) визначаємо ентальпiю й ентропію киплячої рідини при тиску пари у конденсаторі .

По діаграмі водяної пари визначаємо ступінь сухості пари наприкінці теоретичного процесу розширення пари в турбіні. Теоретично розташовуваний теплоперепад у турбіні дорівнює:

Теоретична кількість підведеної питомої теплоти в основному циклі

Теоретична кількість відведеної питомої теплоти в основному циклі

Теоретична кількість корисної питомої роботи в основному циклі

Тепломеханічний коефіцієнт основного теоретичного циклу ПСУ може бути обчислений через енергобалансові характеристики , або через тепломеханічний коефіцієнт еквівалентного циклу Карно .

Використовуючи енергобалансові характеристики, одержимо

або

що служить засобом перевірки правильності виконаних обчислень.

Аналогічним чином будуємо процес розширення пари в турбіні з параметрами і , тобто з підвищеним тиском пари, що надходить у турбіну й з тією ж температурою. На мал. 5 цей процес позначений . Для цього випадку визначаємо значення тепломеханічного коефіцієнта через енергобалансові характеристики .

Теоретичний розміщуваний теплоперепад у турбіні складе

значення й визначаються по діаграмі (мал.5).

Теоретична кількість підведеної питомої теплоти

ентальпiя й ентропія киплячої рідини залишаються такими ж, як і для основного циклу, тому що вони визначаються по тиску , що для циклу з підвищеним тиском залишилося без зміни.

Теоретична кількість відведеної теплоти

Теоретична кількість корисної питомої роботи в циклі

Тепломеханiчний коефіцієнт циклу Ренкина з підвищеним початковим тиском дорівнює

Або

що служить засобом перевірки правильності виконаних обчислень.

По вихідним і отриманим у розрахунку даним будуємо в діаграмі основний цикл ПСУ (теоретичний). Лінії киплячої рідини (Х = 0) і сухої насиченої пари (Х = 1) наносяться на графік по даним, наведеним у таблиці №1,

де - значення тисків наведені у вихідних даних;

,- значення абсолютних температур насичення, вибираємо з таблиць водяної пари [3 ];

- ентропії киплячої рідини і

- ентропії сухого насиченої пари вибираємо з таблиць водяної пари [3 ] за відповідним значенням тисків

Таблиця 5

Р, МПа	Тн, К	tH, 0C	S′, кДж/(кгК)	S′′, кДж/(кгК)
Р1=	Тн1=	tH1=	S′1=	S′′1=
Р0=	Тн0=	tH0=	S′0=	S′′0=
Р2=	Тн2=	tH2=	S′2=	S′′2=

Діаграма виконується на міліметровому папері. Для цього по осі ординат відкладаємо в масштабі значення (мал.6), потім на осі абсцис відкладаємо в масштабі значення ентропії киплячої рідини й сухої насиченої пари та із цих точок відновлюємо перпендикуляри до перетинання з відповідними значеннями температур. Одержуємо точки 3, а, 5, 6, е, f , які з'єднуємо плавними кривими, що відповідають нижній прикордонній кривій 3 - а - 5 або кривій киплячої рідини та верхній прикордонній кривій 6 - е - f або кривій сухої насиченої пари.

Для більшої точності побудови цих кривих, можна задати ще ряд проміжних значень в інтервалі від до . На діаграмі, у області вологої пapи, наносимо ізобари , і , які в діаграмі одночасно є i відповідними ізотермами.

Тепер зобразимо цикл Ренкiна в координатах (мал.6). Початковий стан пари перед турбіною (точка 1) визначається на перетині ізотерми –абсолютної температури пари перед турбіною й лінії постійного значення ентропії (значення визначається по діаграмі ). Кінцевий стан пари на виході з турбіни (при вході в конденсатор) визначається точкою 2, що лежить на перетині ізобари й лінії постійного значення ентропії

Мал. 6 Вплив початкового тиску пари на ефективність циклу ПСУ в діаграмі

Процес конденсації пари в конденсаторі відбувається при постійному тиску , тому лінія конденсації зображається прямою 2- 3, точку 3 знаходимо на перетині ізобари й лінії киплячої рідини , тому що після конденсатора виходить кипляча рідина, лінія підігрівання рідини 3-5 збігається з нижньою прикордонною кривою (тому що підвищенням температури води в насосі зневажаємо). Точка 5 лежить на перетину ізобари й лінії киплячої рідини. Процес паротворення в парогенераторі 5 - 6 відбувається при , тому в області вологого пару процес паротворення 5- 6 збігається з ізобарою . Точка 6 перебуває на перетині ізобари і лінії сухої насиченої пари. Процес перегріву пари 6- 1 у пароперегрівнику також відбувається при постійному тиску . В області перегрітої пари ізобара в координатах – логарифмічна крива, з'єднавши точку 6 і точку 1 логарифмічною кривою, одержимо процес перегріву пари в пароперегрівнику.

Аналогічним cпoco6oм наносимо на цю ж діаграму цикл паросилової установки й відповідний йому еквівалентний цикл Карно з підвищеним початковим тиском пари , яка поступає у турбіну (мал.6).

Як видно з мал.6 підвищення початкового тиску приводить до росту кінцевої вологості пари , наслідком чого є зменшення корисної роботи циклу, погіршення умов роботи останніх ступенів та зниженням надійності експлуатації парових турбін, тому в сучасних ПСУ надмірне підвищення вологості пари (звичайно не більш як на 10 - 12%) запобігають введенням проміжного перегріву пари. Разом з тим саме по собі підвищення початкового тиску має несприятливий вплив на масогабаритнi характеристики паротурбінного устаткування й трубопроводів, приведе до ускладнення й подорожчання установки. Тому в сучасних ПСУ початковий тиск не перевищує 30 МПа.