Глава XIX циклы паротурбинных установок

§ 19-1. Цикл Карно для водяного пара

Паротурбинные установки отличаются от двигателей внутреннего сгорания тем, что продукты сгорания топлива являются только про­межуточным теплоносителем, а рабочим телом служит пар какой-либо жидкости, чаще всего водяной пар.

В паротурбинных установках процесс получения работы происхо­дит следующим образом (рис. 19-1). Химическая энергия топлива при

ния, которая затем в виде теплоты передается воде и пару в котле 1 и перегревателе 2. Полученный пар направляется в паровую турбину 3, где и происходит преобразование теплоты в механическую работу, а .затем обычно в электрическую энергию в электрогенераторе 4. Отра­ботавший пар поступает в конденсатор 5, где отдает теплоту охлажда­ющей воде. Полученный конденсат конденсационным насосом 6 на­правляется в питательный бак 7, откуда питательная вода забирается питательным насосом 8, сжимается до давления, равного давлению в котле, и подается через подогреватель 9 в паровой #отел 1.

Как известно, наиболее-совершенным идеальным циклом является цикл Карно. Для насыщенного пара цикл Карно представлен на рис. 19-2. Точка 0 характеризует начальное состояние кипящей воды при давлении р_х. Воде при постоянной температуре Т_н1 и постоянном давлении р_х сообщается теплота д_и равная теплоте парообразования г (процесс 0-1). Полученный сухой насыщенный пар от точки 1 расши- ряется по адиабате в цилиндре паровой турбины до давления р₂ (процесс 1-2). В этом процессе температура пара понижается до Т_н2 конденсатора и степень сухости уменьшается от х = 1 до х₂. Образо- вавшийся влажный пар со степенью сухости х₂ частично конденсируется при постоянной температуре Т_н2 и давлении р₂ до точки 3 (процесс 2-3). При этом сухость его уменьшается до х₃.От пара отводится теплота д₂=г₂(х₂—х₃). От точки 3 пар по адиабате сжимается в компрессоре до начального состояния, и пар полностью превращается в кипящую воду, , '

Паротурбинная установка, работающая по циклу Карно, должна состоять из парового котла (процесс 0-1), парового двигателя (процесс 1-2), конденсатора (процесс 2-3) и компрессора (процесс 5-0). Терми­ческий к. п. д. цикла Карно, гд"е в качестве рабочего тела используют насыщенный пар, определяется по уравнению

. Гц і — Риг __ 9і — Яг _ (к — h) — ('г — 'з)

4t

Яі

Применение перегретого пара в цикле Карно не увеличивает его к. п. д., если пределы температур остаются без изменения. На рис. 19-3 цикл Карно для насыщенного пара изображается пл. 01230, а для пе­регретого пара — пл. 04530. Из рисунка видно, что к. п. д. обоих циклов одинаковы.

Паросиловые установки, работающие по циклу Карно.имеют существенные недостат­ки, которые делают нецелесообразным -^чих применение. Эти недостатки заключаются в следующем: в процессе 2-3 конденсация пара •осуществляется не полностью, вследствие чего объем цилиндра компрессора при ади­абатном сжатии влажного пара от точки 3 до 0 при давлении р₂ должен быть весьма значительным, а это требует большого расхода металла. Размеры цилиндра компрессора увеличиваются с возрастанием начального давления пара и уменьше­нием давления в конденсаторе, т. е. при переходе к более выгодным тем­пературным режимам. Кроме того, необходимость осуществления цик­ла Карно только в области двухфазных состояний не позволяет иметь высокую начальную температуру пара, ограниченную в пределе кри­тической температурой, т. е. не дает возможности получить достаточно большие значения термического к. п. д. цикла.

Главное же заключается в том, что затрачиваемая действительная работа на привод компрессора значительно больше теоретической вследствие наличия в нем больших потерь, связанных с необратимостью протекающих процессов. Эти потери могут увеличить действительную работу по сравнению с теоретической на 50% и выше,

§ 19-2. Цикл Ренкина

За основной цикл в паротурбинной установке принят идеальный цикл Ренкина. В этом цикле осуществляется полная конденсация ра­бочего тела в конденсаторе, вследствие чего вместо громоздкого мало­эффективного компрессора для подачи воды в котел применяют питательный водяной насос, который имеет малый габарит и высокий к. п. д. При сравнительно небольшой мощности, потребляемой насосом, потери в нем оказываются малыми по сравнению с общей мощностью паротурбинной установки. Кроме того, в цикле Ренкина возможно применение перегретого пара, что позволяет повысить среднеинте-гральную температуру подвода теплоты и тем самым увеличить терми­ческий к. п. д. цикла.

На рис. 19-4 изображен идеальный цикл Ренкина в /5У-диаг.рам'ме, Точка 4 характеризует состояние кипящей воды в котле при давле­нии р_г. Линия 4-5 изображает процесс парообразования в котле; затем пар подсушивается в перегревателе — процесс 5-6, 6-1 — процесс пе­регрева пара в перегревателе при давлении р_х, Полученный пар по адиабате/-2 расширяется в цилиндре парового двигателя до давления р₂ в конденсаторе. В процессе 2-2 пар полностью конденсируется до состояния кипящей жидкости при давлении р₂, отдавая теплоту паро­образования охлаждающей воде. Процесс сжатия воды 2'-3 осуществ­ляется в насосе; получающееся цри этом повышение температуры воды ничтожно мало, и им в исследованиях при давлениях до 30—40 бар

пренебрегают. Линия 3-4 изображает изменение объема воды при на­гревании от температуры в конденсаторе до температуры .кипения. Ра­бота насоса изображается заштрихованной пл. -032'7. Энтальпия пара при выходе из перегревателя в точке / равна t\ и на ^-диаграмме (рис. 19-5)* изображается пл. 92'34617109. Энтальпия пара при входе в конденсатор в точке 2 равна /₂ и на Ts-диаграмме изображается пл. 92'271'09. Энтальпия воды при выходе из конденсатора в точке 2' равна i2: и на 7>диаграмме изображается пл. 92'8109. Полезная работа пара в цикле Ренкина изображается на ру-диаграмме пл. 2'346122' (рис. 19-5).

Если в цикле Ренкина учитывать работу, насоса, то процесс адиабат­ного сжатия воды в нем представится на Гя-диаграмме (рис. 19-5) адиа­батой 2'-3, а изобара 3-4 соответствует нагреванию воды в котле при дав­лении Pj до соответствующей температуры кипения*

Термический к. п. д. цикла Ренкина определяется по уравнению

4i = (4i — <?₂)/<?i.

* Аномальность воды при построении процессов в ^-диаграмме не учиты­валась.

Теплота q_t в цикле подводится при р = const в процессах 3-4 (подогрев воды до температуры кипения), 4-6 (парообразование) и 6-1 (перегрев пара) (см. рис. 19-5).

Дл-я 1 кг пара а_х равно разности энтальпий начальной и конечной точек процесса

Qi = h—h-

Это количество теплоты изображается на Гв-диаграмме пл. 82'346178. Отвод теплоты q₂ осуществляется в конденсаторе по изобаре 2-2', сле­довательно, .

°2 ⁼ Н — 'V-

Отводимая теплота изображается на Гя-диаграмме пл. 2'2782'. Тер­мический к. п. д. цикла Ренкина определяем по уравнению

r\i = [(«, - «г) - (i_a—ir)V. (h - i_a). (19-П

Термический к. п. д. цикла может быть также получен по уравне­нию

т)< = UQi,

где/ — полезная работа цикла.

Полезная работа цикла равна работе паровой турбины без работы, затраченной на привод насоса. Работа паровой турбины равна умень­шению энтальпии в процессе 1-2

При'адиабатном.сжатии воды в насосе и подаче ее в котел затрачи­вается работа

/„. = i₃ — /2'.

■ Тогда

/ = /_т — /„ = (i₁ — <₂) — (/₃ — «У), отсюда к. п. д. цикла Ренкина равен

- ■ t)_t = — i₂) — (f j — (₂')1/ I?! — !₈).

Учитывая, что вода практически несжимаема, уравнение * (19 !) можно представить в ином виде.

При адиабатном сжатии воды §. насосе и v = const

р,

l_H=^:ia—h'=^vdp = v(p_l~p₂), Pi

где v — удельный объем воды при давлении р₂,

Работа на привод насоса изображается на ро-диаграмме пл, 032'70 (см. рис. 19-4).

Заменив в уравнении (19-1) разность (/,— У) на v (р_х—р₂), получим fit = l(«i — (₂) ~ -V (Pi — Pt)Wi — i_a),

но

l₃ = «V H- Ь (Pi — Р₂), ' -

поэтому

4i •= Hh — /.) — о (Pi ~ PaWtti — 'г —v (Pi — p₂)l. (19-2) '

В таком виде уравнение для термического к. п. д. цикла Ренкина при­меняется в технических ■ расчетах,

Напомним, что при невысоких,давлениях в расчетах цикла Ренкина делают следующие допущения: не учитывают повышения температуры воды при адиабатном сжатии в насосе (практически точки 3 и 2' в ^-диаграмме сливаются); .полагают, что изобары жидкости сливаются с пограничной кривой жидкости вследствие того, что удельный объем воды весьма мал по сравнению с объемом пара; пренебрегают работой насоса. Поэтому цикл Ренкина с учетом этих допущений принимает вид, изображенный на рис. 19-6, а термиче­ский к. п. д. паротурбинного цикла опреде­ляется по приближенной формуле

Л< = (Н — кУНг - 12'). (19-3)

Термический к..п. д. цикла Ренкина ра­вен отношению'адиабатного теплопадения к энтальпии перегретого пара минус эн­тальпия кипящей воды при Давлении в конденсаторе и вычисляется по-таблицам или по «-диаграмме водяного пара.- •

При расчетах паротурбинных установок и отдельных, элементов в ней требуется зна­ние массового удельного расхода пара, обычно обозначаемого буквой А.

Теоретический массовый удельный расход пара в килограммах на 1 Мдж составляет

^тсор •= Ю00/((^-1 — 1₂), -

где 1*1 и (₂ — энтальпия, кдж/кг.

Потерн от необратимого расширения пара в двигателе учитываются внутренним относительным к', п. д. турбины

'По г = («1 — — Ч),

где «_2я — энтальпия в конце действительного расширения пара в тур­бине.

Потери от необратимости, уменьшая полезную работу, увеличива­ют удельный расход пара:

.. й_а = 1000/(1! — /_2Д).

§ 19-3. Влияние основных параметров на величину к. п. д. цикла Ренкина

Исследование термического к. п. д. цикла Ренкина при различных начальных и конечных состояниях-пара позволяет сделать вывод, что с увеличением начального давления и начальной температуры пара и понижением конечного давления в конденсаторе к. п. д. паротур­бинной установки растет. Выясним влияние этих параметров на ве­личину к. п. д. цикла Ренкина.

Влияние начального давления пара. При уве­личении начального давления пара и одном и том же конечном давле­нии в конденсаторе термический к. п. д. паротурбинной установки зна­чительно увеличивается, а удельный расход пара уменьшается.

Увеличение начального давления с р₁ до р{ связано с повышением температуры насыщенного пара, т. е. с повышением средней темпера­туры подвода теплоты, что ясно видно из ^-диаграммы (рис. 19-7, а). Возрастание средней температуры подвода теплоты и отвода теплоты

в конденсаторе при р = const приводит к увеличению к. п. д. цикла. Следовательно, не начальное давление является причиной увеличения к. п. д. паросиловой установки, а увеличение средней температуры подвода теплоты. Из ^-диаграммы (рис. 19-7, б) также можно устано­вить, что с увеличением начального давления па­ра увеличивается адиабатное теплопадение п_х, но повышается конечная влажность пара и кап­ли воды разрушают лопатки . последних ступе­ней турбины. Конечная влажность пара свыше 13—14% не допускается.

Значительное увеличение к. п.д.с ростом на­чального давления пара имеет существенное зна­чение в повышении экономичности работы па­ротурбинных установок. В настоящее время ос­ваиваются давления до 300 бар.

Влияние начальной темпера­туры пара. При повышении начальной температуры пара происходит увеличение к. п. д. паротурбинного цикла, так как увеличивается среднеинтегральная температура подвода теплоты и при этом растет'адиабатное теплопаде­ние h (рис. 19-8). Увеличение к. п. д. цикла будет более значительным, если с увеличением температуры будет возрастать и начальное давле­ние пара. Например, при начальном давлении в 20 бар и повышении температуры с 400 до 550° С к. п. д. цикла увеличивается с 0,332 до 0,355. Если же одновременно будет увеличиваться и давление, на­пример до 200 бар при тех же условиях, то к. п. д."цикла будет увеличиваться с 0,405 до 0,434.

Одновременно с увеличением начальной температуры уменьшается удельный расход пара. В настоящее время используют пар с температу­рой до 565° С и осваивается пар с температурой до 600° С и выше. Повы­шение температуры перегрева пара ограничивается способностью металла, из которого сделаны трубы, выдерживать большие давления при высоких температурах, т. к конечные параметры пара опреде­ляются наличием относительно дешевых жаро­прочных металлов.

Влияние конечного давления в конденсаторе. Понижение давления в конденсаторе является особенно эффективным средством для повышения термического к. п. д. паротурбинной установки. Из й-диаграммы (рис. 19-9), видно, что понижение давления в конденсаторе значительно уменьшает среднеин-тегральную температуру отвода теплоты и уве­личивает адиабатное теплопадение к, а следова­тельно, и к. п. д. цикла. Например, при на­чальном давлении в 100 бар, ^ = 600° С и ко­нечном давлении 1 бар к. п. д. цикла равен 0,308. При понижении давления в конденсаторе до 0,3 бар к. п. д. цикла увеличивается до 0,356. При уменьшении давления до 0,05 бар, что со­ответствует температуре насыщения 33° С, к. п. д. цикла возрастает до 0,417. Однако выбор конечного давления в конденсаторе определяется температурой охлаждающей воды, так как для интенсивного тепло-, обмена разность температур между паром и охлаждающей водой дол­жна быть 10—15° С.

§ 19-4. Цикл со вторичным перегревом пара

Исследование работы паротурбинной установки показывает, что повышение начального давления и уменьшение конечного давления ве­дет к увеличению к. п. д. цикла. Однако одно повышение начального давления увеличивает конечную влажность пара.

Для уменьшения влажности пара в конце расширения повышают начальную температуру его. Но при давлении в 100 бар и температуре 560° С степень сухости прн конечном давлении в конденсаторе 0,05 бар в идеальном цикле уже получается равной 0,79, а при давлении в 200 бар — 0,74.

Одним из способов повышения степени сухости пара на выходе из турбины является вторичный его перегрев. Этот способ состоит в том, что перегретый пар из котла с начальными давлением и температурой поступает в первый цилиндр турбины, состоящий из нескольких ступе­ней, где расширяется по адиабате до некоторого давления р\. Образо­вавшийся пар отводят в специальный перегреватель, где он подвергает­ся вторичному перегреву при постоянном давлении. Затем его снова возвращают в турбину, где пар продолжает расширяться да давления в конденсаторе. Такой цикл с вторичным перегревом пара представлен

на рис. 19-10. Точка 1 соответствует начальному состоянию пара; точка 2 — конечному состоянию пара .за турбиной после вторичного перегрева; точка 2' соответствует конечному состоянию пара при от­сутствии вторичного перегрева. Конечная степень сухости в резуль­тате введения промежуточного перегрева повышается от х₂ до х_х. Кроме того, вторичный перегрев пара дает некоторый экономический эффект (2-3%), если средняя температура подвода теплоты в дополни­тельном цикле 7-2-2'-6-7 будет выше'средней температуры подвода теп­лоты в* цикле с однократным перегревом, и эффект будет тем больше,

чем выше температура в начальной и ко­нечной точках промежуточного перегрева. При давлениях, близких к критическому и сверхкритическому, иногда применяют два и более промежуточных перегрева. Тогда термический к. п. д. цикла равен

Щ = Г(<1 — 'о) + (Ч — Н)У(Ч ~ ⁽а) +

..+ (Ч ~ . (19-4)

где («! — г_#) и (г, — /₂) — адиабатное теп-лопадение в первом и -втором цилиндрах турбины; (г^-! — г₃) — количество теплоты, подведенное в котле и пер­вом перегревателе; (с₇— (_и) — количество теплоты, подведенное во втором перегревателе.

Массовый удельный расход пара в килограммах на 1 Мдж равен

й = 1000/[(г₁ — г₀) + (г₇ — 1₂)1. , (19-5)

§ 19-5. Регенеративный цикл паротурбинной установки

Как известно, термический к. п. д. цикла можно значительно по­высить введением регенерации теплоты.

Условный предельно-регенеративный цикл паротурбинной установ­ки изображен на рис. 19-11. В этом цикле подогрев питательной воды (процесс 4-5) производится за счет отведенной теплоты в процессе 2-3. При этом количество теплоты, отведенное в процессе 2-3 и изме­ряемое пл. 27832, равно количеству теплоты, подводимому в процессе 4-5 к измеряемому пл. 04590. Равенство площадей возможно только тогда, когда кривые 4-5 и 2-3 экви­дистантны. Так как средняя температура подвода теплоты от внешнего источника к рабочему телу получается выше, чем у обыч­ного цикла Ренкина, то регенеративный цикл

имеет более высокий к. п. д., но он будет все же меньше, чем у цикла Карно, если взять последний в.том же интервале температур.

Из рассмотрения цикла на рис. 19-11 следует, что использованная теплота на участке 2-3 для подогрева воды в процессе 4-5 уменьшает удельную полезную работу пара в регенеративном цикле по сравнению" с обычным циклом, т. е. регенеративный цикл характеризуется боль­шим удельным расходом пара.

Ввиду равенства площадей под кривыми процессов 2-3 и 4-5 цикл, изображенный на рис. 19-11, можно заменить эквивалентным по терми­ческому к. п. д. циклом (рис. 19-12).

Термический к. п. д. такого цикла равен

11« - 1 - д₂1д_х = 1 - [Т₂ & - 501/0"х -

где Т₂ — абсолютная^температура пара в конденсаторе; 5_Х —энтропия перегретого пара; я| — энтропия кипящей жидкости при начальном давлении; г'_х — энтальпия перегретого па­ра; 1{ — энтальпия кипящей жидкости при начальном давлении р_х.

По указанной формуле может быть рассчитан термический к. п. д. предельно-регенеративного цикла паротурбинной установки.

На практике регенеративный подогрев питательной воды осуществляется в не­скольких последовательно включенных подогревателях, в каждый из которых по­ступает небольшое количество пара, отби­раемого из соответствующей ступени тур­бины. При таком способе отбора пара через отдельные ступени турбины-протекает по­степенно уменьшающееся количество пара, причем большая его часть, которая не принимала участия в подогреве воды, будет, как и в цикле Ренкина, расширяться до давления в конденсаторе.

Прямое изображение цикла паротурбинной установки с регенера­цией в термодинамических диаграммах невозможно_г так как при каждом отборе количество пара меняется от ступени к ступени. В зави­симости от способа включения греющего пара и конденсата в общую сеть питательной воды возможны различные схемы регенерации, отли­чающиеся друг от друга как по эксплуатационным, так "и по эконо­мическим характеристикам.

На рис. 19-13 изображена каскадная схема паротурбинной уста­новки с тремя отборами пара для подогрева питательной воды. На рисунке означают: / — паровой котел; 2 — пароперегреватель; 3—па­ровая турбина; 4 — конденсатор; 5 — насос питательной воды; 6— поверхностный подогреватель; 7 — дренажный насос; 8 — конден­сат греющего пара; 9 — питательная вода;* 10— греющий пар из отбора турбины. Поступающий из котла / пар в турбину 3 имеет давление р_ъ температуру 1_Х и энтальпию г'_х; в конденсаторе 4 давление р₂, температура г₂ и энтальпия !₂. Через турбину проходит не весь пар. Из каждого Килограмма пара, поступившего в паровую турбину, отбирается: £_х кг в первый подогреватель 6 с энтальпией I', давлением р' и температурой Г; £₂ кг во второй подогреватель с энтальпией (", давлением р" и температурой г"; £₃ кг в третий подогреватель с эн­тальпией г'", давлением р"' и температурой ?": Отводится в конден- • сатор § кг пара. Тогда .

&1 + ёг + ёз + ё = 1-

Образующийся конденсат после турбины при давлении р₂ и темпера­туре г₂ подается конденсатным насосом 5 последовательно через три по­догревателя 6 и, нагреваясь до температуры более высокой, чем темпе­ратура воды в конденсаторе, нагнетается питательным насосом 5

в котел. Температура питательной воды /' с энтальпией /„,„. Полезная работа 1 кг пара в идеальной турбине с регенерацией меньше, чем к — ^г2. работа пара / в цикле определяется как сумма работ от пото­ков пара, проходящих через турбину:

/ = /!+/,+'/,+ /,.■

Термический к. п. д. регенеративного цикла равен

41 = (<?х — 9₂У<?1 = Наг,'

где 91 — теплота, определяемая как разность к — г_п._в; г_п._в — энталь­пия питательной воды при температуре V, равной температуре насыще­ния при давлении пара в первом отборе р .

До первого отбора через турбину проходит 1 кг пара, поэтому

к = к — '"•

Между первыми вторым отборами расширяется (1—^) кг пара, ра­бота которого равна

Между вторым и третьим отборами расширяется (1—g^^-g2) пара. В этом случае работа равна

Между третьим отбором и конденсатором работа пара будет равна

= 0 — & — Л — ёГз) (»"' — «»). Работа турбины определяется как сумма работ всех ступеней:

I = («1 - О + 0 - §г) «Г - «'.') + 0 - Л-- («" - «'") + (1-йгг-йг- Ы ( - Ч)> или

I = к — I' g_l — ;">₂ — Г"|Гз —

Термический к. п. д. регенеративного цикла равен

Г,, = 1/д = — & — 1"_ё2 — —

— «2$)/«1 — *и.В- (¹⁹'⁶)

Расход пара в килограммах на 1 Мдж

й = 1000// = 1000/(_г1 — — 1"^_г —

«""гв-^). (1.9-7)

Энтальпия пара в местах отбора удобнее всего определять по г'в-диа­грамме (рис. 19-14). По данным начального состояния пара перед тур-, биной и конечного в конденсаторе проводим адиабату расширения. Проектируя на ось кординат состояние промежутвчных точек в местах отборов пара, определяем соответствующие значения энтальпий. Рас­ходы пара в местах отбора определяем из уравнения тепловых балан­сов подогревателей, для которых принимается что температура пи­тательной воды и конденсата в каждом подогревателе равна темпе­ратуре насыщения проходящего через него пара. Например, в первый подогреватель входит вода из второго подогревателя в количестве (1 — ц0 кг с энтальпией г'о, а также пар из отбора турбины в коли­честве g₁ кг с энтальпией I', выходит же из подогревателя 1 кг пи­тательной воды с энтальпией 1_п._в. Тогда уравнение теплового балан­са первого подогревателя можно записать так:

«п.в.= &«" + (.1 — &)»0,

откуда

81 = Си.в — «о)/(»' — «о).

• (19-8)

Аналогично рассуждая, можно определить расход пара в местах любого отбора.

Введение регенерации для подогрева питательной воды увеличивает термический к. п. д. цикла паротурбинной установки на 10—14%, при этом чем больше начальные параметры пара, тем выше экономия. Применение регенерации уменьшает проходные сечения между лопат­ка'ми в последней ступени турбины, а следовательно, уменьшает ее габарит. •

Регенеративный подогрев питательной воды уменьшает необрати­мость процесса передачи теплоты в котле от горячих газов к рабочему .телу, так как средняя температура рабочего тела повышается вслед­ствие увеличения начальной температуры, а это в свою очередь умень­шает разность температур между горячими газами и рабочим телом.

§ 19-6. Бинарные циклы

Вода как рабочее тело в паросиловом цикле обладает существенным недостатком, заключающимся в том,' что при сравнительно невысокой критической температуре (^,_р = 374,15° С) она имеет высокое крити­ческое давление (221, 15 бар).

В результате для увеличения термического к. п. д. цикла приходит­ся повышать начальную температуру пара в сочетании с высоким на­чальным -давлением, что ограничивается имеющимися жаропрочными металлами.

Кроме того, необходимость увеличения перегрева пара приво­дит к относительному уменьшению термического к. п. д.'цикла Ренкина по сравнению с циклом Карно, осуществленному в том же интервале температур, так как в области перегрева пара процесс подвода теплоты осуществляется в менее эффективном по.сравнению с изотермным, изо­барном процессе.

К. п. д. цикла Ренкина можно было бы увеличить, если бы удалось найти рабочее тело со значительно более высокой критической темпе­ратурой, чем у воды, при умеренном, критическом давлении. Тогда процесс подвода теплоты в цикле можно было бы осуществлять при высоких температурах в области насыщенного пара без последующего перегрева, т. е. в изотермном процессе при небольших начальных дав­лениях. При этом в области низких температур давление насыщения рабочего тела не должно быть слишком малым.

Однако такого рабочего тела до сих пор найти не удалось. Поэтому возникла идея создания сложного цикла с двумя рабочими телами, или так называемого бинарного цикла. В таком сложном цикле одно рабочее тело должно иметь высокую критическую температуру при сравнительно низком давлении. Это рабочее тело используется в цик­ле, осуществляемом в области высоких температур. Другое рабочее тело должно иметь сравнительно высокое давление насыщения при темпе­ратуре окружающей среды. Второе рабочее тело используется в цикле, осуществляемом в области низких температур. Соединение этих двух циклов дает возможность значительно расширить общий перепад темпе­ратур и тем самым увеличить общийтермический к. п. д. по сравнению с пароводяным циклом. .'.

В качестве пер'вого рабочего тела используют ртуть_ь у которой вы­сокие температуры насыщения соответствуют сравнительно низким давлениям. Например, при температуре насыщенного пара ртути £_н = = 582,4° С давление равно 20,23 бар^Критическая температура ртути равна 1420° С. В области низких температур, на нижней изобаре цикла, более подходящим рабочим телом является вода.

Принципиальная схема бинарной ртутно-водяной установки пред­ставлена на рис. 19-15. Сплошными линиями показан ртутный контур. Ртутный пар, образующийся в ртутном котлё /, поступает в ртутную турбину 3. Из турбины ртутный пар после расширения направляется в конденсатор-испаритель 2, где конденсируется и отдает свою теплоту воде для образования водяного пара. Поэтому конденсатор-испаритель одновременно является и пароводяным котлом. Жидкая ртуть обыч­но самотеком вновь возвращается в ртутный котел, а образовавшийся водяной пар направляется в перегреватель 4, после чего поступает в

паровую турбину 5, где производит полезную работу. Отработавший водяной пар поступает в конденсатор 6, а затем насосом 7 перекачи­вается в конденсатор-испаритель. Пунктирными линиями показан во­дяной контур.

На рис. 19-16 представлена ^-диаграмма бинарного ртутно-водя­ного цикла. Так как энтальпия отработавшего ртутного пара в не­сколько раз меньше энтальпии водяного пара, то за одно и то же" время через конденсатор-испаритель должно пройти ртутного пара в 10—12 раз больше, чем водяного. В связи-сэтим на ^-диаграмме цикл 1-2-3-4-5-1 вычерчен для 1 кг водяного пара, а цикл 8-7-6-9-8 длят кг ртутного пара. Циклы располагают так, чтобы процесс адиабатного расширения ртути проходил над точкой 5 сухого насыщенного водяного пара.

В бинарных установках применяют сухой насыщенный" ртутный пар при давлениях, 10—15 бар с температурами 517—557° С. В ртут- ной турбине адиабатное расширение допускается до давлений 0,1 — 0,04 бар, что соответствует температуре 247 — 227° С. Начальную температуру водяного пара берут на 10—15° ниже температуры ртут- ного пара в конденсаторе (порядка 237 — 217° С), что соответствует дав- лению в 33 — 25 бар. - " .

Для повышения к. п. д. бинарной установки рекомендуют приме­нять регенеративный подогрев питательной воды (процесс 10-11). Так как теплоемкость жидкой ртути очень мала, то регенеративный подогрев ртути эффекта не дает и поэтому не применяется. Перегрев'

водяного пара применяют для уменьшения конечной влажности пара при его расширении в турбине.

Действительная эффективность бинарного цикла значительно выше эффективности пароводяной установки; термический к. п. д. его достигает 0,8 — 0,85 от величины к. п. д. цикла Карно, работающе­го в тех же пределах температур. При начальной температуре ртутно­го пара 500° К и конечной температуре в водяном конденсаторе 30° С термический к. п. д. бинарного цикла с регенеративным подогревом питательной воды равен г|( = 0,57. При применении ртутного пара с температурой 500—600° С к. п. д. бинарного цикла будет еще выше.

Термический к. п. д. бинарного цикла без регенерации определяется из общего уравнения

- ... ^{1 +} __ «М-/?)+0Г + «1) пот

где /__р — работа т кг ртутного пара; /_в — работа 1 кг водяного пара; т — кратность циркуляции ртути (масса ртути, приходящаяся на 1 кг воды, кг); — энтальпия ртутного пара за ртутным котлом; Щ — энтальпия ртутного пара за ртутной турбиной; 1* — энтальпия Перегретого водяного пара за пароперегревателем; Щ — энтальпия водяного пара за турбиной; /р — энтальпия ртути за конденсатором; /| — энтальпия насыщенного водяного пара при выходе из котла. Величину т находим из теплового баланса кондеисатор-испари-

тел я * " ^~'

ш = (х» —— (19-10)

где 1\ — энтальпия воды за конденсатором.

Первая бинарная ртутно-водяная паротурбинная установка мощ­ностью 1800 кет была построена в 1923 г. В последующие годы мощ­ность ртутных турбин все увеличивалась, и в настоящее время уже имеются установки мощностью в одной турбине 20000 кет. При эксплу­атации ртутно-водяных установок была установлена полная их надеж­ность и безопасность в работе благодаря применению высококачествен­ной сварки, а также их высокая экономичность.

В настоящее время ведутся работы по замене ртути другими более дешевыми веществами с высокой температурой кипения и созданию бэлеее совершенных циклов для освоенного интервала температур.

§ 19-7. Основы теплофикации

Выше установлено, что термический к. п. д. цикла Ренкина при самых благоприятных условиях не превышает 50%, а если учесть поте­ри теплоты в котельной при сжигании топлива, в паропроводах; на трение в турбогенераторах и другие потери, то действительный к. п. д. конденсационной паротурбинной установки не будет превышать 30—35%. Наибольшая потеря теплоты происходит & конденсаторе. Применяющаяся для конденсации пара вода имеет невысокую конеч­ную температуру, при которой ее практически использовать нельзя. Эта теплота д₂ изображается на рис. 19-17 пл. 15761. Если же повысить

конечное давление р₂ до 1—2 бар, то отработавший пар в турбине можно использовать для коммунально-бытовых нужд населения (бани, . отопление зданий, горячее водоснабжение и др.). Если конечное дав­ление повысить до 1,5—5 бар, то отработавший пар может быть исполь­зован непосредственно для производственных нужд фабрик и заводов. В обоих случаях теплота сжигаемого топлива используется сначала для выработки электроэнергии, а затем в нагревательных приборах са­мого различного назначения. Такое комбинированное получение элек­троэнергии и теплоты для бытовых и производственных нужд осущест­вляется в теплофикационных установках, а сами электростанции на­зываются теплоэлектроцентралями, или ТЭЦ.

Принципиальная тепловая схема ТЭЦ дана на рис. 19-18. ТЭЦ со­стоит из парового котла / с перегревателем 2, паровой турбины 3 с про­тиводавлением р₂, вырабатывающей электроэнергию, тепловых потре­бителей 4 и насоса 5. Конденсатор в этой установке отсутствует. Давле­ние /^определяется производственными условиями. Чем выше р₂, тем меньше выработка механической работы и тем меньше термический к. п. д. цикла:

= (01 — <?₂)Ч = ^11аъ ыо степень использования теплоты в установке при этом-возрастает:

К=(1 + ЧМ» (19-П)

где / — теплота, превращенная в работу; <7₂ — теплота, использован­ная тепловыми потребителями.

Обычно на ТЭЦ применяют конденсационные турбины с отбором пара при давлениях, удовлетворяющих производственным и тепловым потребителям как в теплоте, так ив электроэнергии в широком диапа­зоне.

Развитие теплофикации имеет в СССР большое народнохозяйствен­ное значение. Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии значительно уменьшает расход топлива по сравнению с раздельной их выработкой. Общий коэффициент использования теплоты топлива на ТЭЦ достигает 80% и больше. По уровню развития.теплофикации Советский Союз занимает первое место в мире.

§ 19-8. Внутренний относительный к. п. д. паровой турбины

При рассмотрении цикла Ренкина принималось, что он состоит только из обратимых процессов. В действительном цикле паротурбин­ной установки каждый из процессов, составляющих цикл, является в той или иной степени необратимым, поэтому к. п. д. действительной установки получается ниже термического к. п. д. обратимого цикла.

Процесс 2'-3 (рис. 19-19) необратим из-за потери теплоты на трение, а процессы 3-4, 4-5, 5-1 и 2-2' необратимы из-за теплообмена при ко­нечной разности температур, но степень необратимости во всех этих процессах относительно мала, и в первом приближении ее можно не

учитывать. Основная необрати­мость в паротурбинной установке связана с потерей кинетической энергии на трение пара при его расширении в соплах и на лопатках турбины, поскольку течение пара происходит с большой Скоростью.

Необратимый процесс расшире­ния 1-6 может быть условно изо­бражен на термодинамической диа­грамме, если известны начальные и конечные его параметры. Полез­ная работа, совершаемая потоком в необратимом адиабатном процес­се, ,не зависит от пути процесса и равна разности действительных

энтальпии в начале и конце процесса:

<т — 1«

Так как в необратимом процессе 1-6 энтропия всегда возрастает, то энтропия в точке 6 должна быть больше энтропии в точке.2. Не превра­тившаяся в работу теплота трения идет на увеличение энтальпии пара, поэтому пл. 2678 будет измерять теплоту, воспринятую отработавшим паром вследствие необратимости процесса. Разность между теоретиче­ской и действительной работой (пл. 2678) выразится уравнением

к — к = (к — к) — (к — к) = к ~ <2-Отношение действительной работы, совершаемой потоком пара в турбине, к теоретической называется внутренним относительным к. п. д. паровой турбины и обозначается т)_ог:

к—к _ | 1_в— г₂ _ пл. 122'3451— пл. 26782 щ

'1 —'2

-'2

пл. 122'3451

1а

^т1о/ = ~Г

«т

§ 19-9. Эффективный к. п. д. паротурбинной установки

При анализе работы паротурбинной установки обычно все процессы рассматривают при непрерывном протекании рабочего тела .через от­дельные элементы установки.

Необратимость процессов паротурбинной установки приводит к по­тере работы и соответственно к уменьшению полезной работы.

Удельная полезная работа паротурбинной установки может быть определена по формуле (9-43):

T₀As,

где /макс — максимальная полезная работа (начальная работоспособ­ность), которая может совершить 1 кг рабочего тела при изменении его состояния от данного до состояния среды с температурой Т₀; — приращение энтропии всей системы вследствие необратимости процесса.

Цикл паротурбинной установки состоит из последовательных про­цессов, изображенных на рис. 19-20. В точке 2' можно принять, _ччто рабочее тело обладает нулевой работоспособностью, так как его состоя­ние близко к состоянию окружаю­щей среды. Тогда потеря работоспо­собности в действительных процессах будет равна сумме потерь работоспо­собности отдельных процессов.

В общем виде имеем

где ЕДя — суммарное приращение энтропии системы за I цикл.

Полезная работа, получаемая за 1 цикл (без учета механических по­терь на валу турбины и в передаю­щем- механизме), равна максимальной работоспособности системы, рассчитанной за 1 цикл, за вычетом суммарной потери работоспо­собности.

Если в действительной паротурбинной установке считать, что только процесс расширения пара в турбине и процесс сжатия в насосе протекает необратимо,.то полезная (внутренняя) работа установки может быть определена следующим уравнением:

_{/пол = («є — Шоі —(»8 — tYKlo}

(19-14) паровой турбины

п. д.

где г|_ог и г|_он — внутренние относительные к. и насоса.

При определении количества теплоты, подводимой в паротурбинной установке, необходимо учитывать,' что при отсутствии потерь в окру­жающую среду работа, затрачиваемая в насосе на сжатие и подачу в ко­тел воды, полностью передается воде в форме теплоты ввиду необрати­мости процесса сжатия в насосе. Поэтому подведенная от внешних ис­точников теплота <?' определяется по формуле

Я' = («1 — Н-) — («з — «а'УЧов-

(19-15)

Следовательно, внутренний относительный к. п. д. паротурбинной установки (без учета механических потерь на валу турбины и в пере­дающем механизме) равен

_ ^ПОЛ (»8— '₈)^Т1ог— ('3— Ч ')Л)0П ('6— '?) — ('З' — '2')

'і— 'З'

^1|оу~ п>

Vi— ігі)— ('з— «2')/т|о

Эффективный к. п. д. паротурбинной установки,' без регенерации тепла и теплофикационных отборов, определяется следующим образом:

ц ^Tbt ('б—'б) ('З— ⁽2 /)/Т10П (19-16)

где

h — '2' — (^!з—^l'z')/4on (H-wWr-ir)-' (19-17)

Ион'=