Техническая термодинамика

1. Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии – системный способ повышения эффективности энергогенерирующих установок. Простейшие схемы паротурбинных теплоэлектроцентралей. Энергетические характеристики ТЭЦ.

2. Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии – системный способ повышения эффективности энергогенерирующих установок. Простейшие схемы теплоэлектроцентралей на базе газовых двигателей внутреннего сгорания. Энергетические характеристики ТЭЦ.

3. Паросиловые установки (ПСУ): Промежуточный перегрев пара, причины применения, схемы, теоретический и действительный циклы, КПД и мощность ПСУ.

4. Паросиловые установки (ПСУ): Схемы регенерации с отборами, циклы регенеративные в Ts-, hs- диаграммах. КПД регенеративных циклов. Использование теплоты перегрева пара отборов и теплоты переохлаждения конденсата в регенеративных подогревателях.

5. Термодинамика потока: характерные скорости и параметры адиабатного потока Скорость звука, уравнение Лапласа. Максимальная и критическая скорости, основные безразмерные числа. Условия перехода скорости потока через скорость звука. Принцип обращения внешних воздействий.

6. Термодинамика потока: Статические параметры и параметры торможения. Соотношение между статическими параметрами и параметрами торможения.

7. Термодинамика потока: истечение газов и паров из сопл.

8. Основные процессы с реальными газами на примере водяного пара и их расчет с помощью таблиц и диаграмм: изобарный процесс (конденсатор, охладитель конденсата, охладитель перегрева).

9. Основные процессы с реальными газами на примере водяного пара и их расчет с помощью таблиц и диаграмм: изобарный процесс (испаритель, пароперегреватель, экономайзер).

10. Основные процессы с реальными газами на примере водяного пара и их расчет с помощью таблиц и диаграмм: адиабатный процесс (турбина и детандер, насос, вентилятор).

11. Влажный воздух: основные понятия и характеристики влажного воздуха. Расчетные зависимости для газовой постоянной, кажущейся молярной массы, плотности, теплоемкости, энтальпии влажного воздуха.

12. Влажный воздух. Hd-диаграмма влажного воздуха. Основные процессы влажного воздуха.

13. Реальные вещества. Критическое состояние. Фазовые диаграммы состояния: рv-, Ts-, hs-. Термодинамические свойства воды. Термодинамические таблицы, диаграммы и уравнения состояния воды.

14. Условия равновесия и устойчивости термодинамических систем: общие условия устойчивого равновесия однофазной системы. Равновесие двухфазной системы при плоской и криволинейной поверхности раздела фаз.

15. Условия равновесия и устойчивости термодинамических систем: равновесие трехфазной системы. Правило фаз Гиббса. Фазовые переходы 1-го рода. Уравнение Клапейрона-Клаузиуса. Фазовая диаграмма состояния.

16. Фазовая диаграмма состояния рТ. Фазовые диаграммы состояния: рv-, Ts-, hs-

17. ГТУ. Общие сведения. Идеализированный цикл простейшей ГТУ с изобарным подводом теплоты.

18. ГТУ. Общие сведения. Идеализированный цикл простейшей ГТУ с изохорным подводом теплоты.

19. ГТУ. Общие сведения. Цикл простейшей ГТУ с изобарным подводом теплоты и необратимыми процессами сжатия и расширения рабочего тела.

20. ГТУ. Общие сведения. Регенерация в ГТУ.

21. Двигатели с газообразным рабочим телом. Общие сведения. Поршневые ДВС и их механические циклы. Идеальный цикл Отто: (исходные данные, расчет характерных точек, подводимая, отводимая теплота цикла, работа цикла, термический КПД, среднее индикаторное давление).

22. Двигатели с газообразным рабочим телом. Общие сведения. Поршневые ДВС и их механические циклы. Идеальный цикл Дизеля: (исходные данные, расчет характерных точек, подводимая, отводимая теплота цикла, работа цикла, термический КПД, среднее индикаторное давление).

23. Двигатели с газообразным рабочим телом. Общие сведения. Идеальный цикл Тринклера: (исходные данные, расчет характерных точек, подводимая, отводимая теплота цикла, работа цикла, термический КПД, среднее индикаторное давление).

24. Компрессор. Общие сведения. Индикаторная диаграмма реального компрессора. Идеальный одноступенчатый компрессор. Работа компрессора, влияние характера процесса на работу компрессора.

25. Компрессор. Общие сведения. Необратимое сжатие в компрессоре, адиабатный и изотермный КПД компрессора. Влияние вредного пространства на работу компрессора. Объемный КПД компрессора.

26. Компрессор. Общие сведения. Многоступенчатый компрессор. Причины применения, схема, диаграммы процессов, распределение давления по ступеням сжатия, теплота, отводимая в промежуточных теплообменниках.

27. Термодинамические процессы идеального газа. Методика исследования основных процессов. Группы процессов в pv- и Ts- диаграммах. Средняя интегральная температура подвода теплоты процесса.

28. Термодинамика идеального газа. Смеси идеальных газов. Общие положения. Закон Дальтона. Способы задания смеси. Газовая постоянная, кажущаяся молярная масса, плотность, теплоемкость, внутренняя энергия, энтальпия, энтропия газовой смеси. Энтропия смешения.

29. Первый закон термодинамики. Виды энергии. Теплота и работа – формы передачи энергии. Балансы энергии и теплоты технической системы. Абсолютные и относительные характеристики технической системы на базе балансовых уравнений 1-го закона.

30. Второй закон термодинамики. Формулировки и их соотношение друг с другом. Значение понятия обратимости. Внешняя и внутренняя необратимость. Энтропия. Изменение энтропии в обратимых и необратимых процессах. Аналитическое выражение 2-го закона термодинамики. Единое уравнение (тождество) термодинамики для закрытых систем

Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии – системный способ повышения эффективности энергогенерирующих установок. Простейшие схемы паротурбинных теплоэлектроцентралей. Энергетические характеристики ТЭЦ.

Комбинированная выработка тепловой и электрической энергии называется теплофикацией. Если учесть, что использование тепловой мощности ТЭЦ сильно затягивается во времени, то становится понятным широкое применение в последние годы крупных районных котельных.

Для комбинированной выработки тепловой и электрической энергии предназначены ТЭЦ, которые сооружаются в пределах крупных городов или промышленных районов.

При комбинированной выработке тепловой и электрической энергии, что является главной особенностью теплофикации, используется теплота, выделяемая в подогревателях при конденсации пара, который предварительно проходит турбину. Эта теплота на конденсационных электростанциях, как уже указывалось, теряется с охлаждающей водой

При комбинированной выработке тепловой и электрической энергии пар отпускается потребителю из (Промежуточного отбора. От 1 кг свежего пара потребитель получает тепло в количестве (/ - fк шд) ккал / кг, где / к - теплосодержание пара по выходе из котлов ниекого давления, а / конд - возвращаемого от потребителя конденсата; от 1 кг пара из отбора турбины потребитель получает (/ отб - / к.

Значительными преимуществами отличается комбинированная выработка тепловой и электрической энергии. В тех случаях, когда наряду с потребителями электрической имеются потребители и тепловой энергии (для отопления, для технологических целей), можно использовать тепло отработавшего пара паровой турбины. Но при этом давление отработавшего пара, или, как его принято называть, противодавление, всецело определяется параметрами пара, необходимыми для тепловых по требителей. Так, например, при использовании пара для молотов и прессов требуемое давление его составляет 10 - 12 ата, в ряде технологических процессов используется пар давлением в 5 - 6 ата. Для отопительных целей, когда требуется нагрев воды до 90 - 100 С, может использоваться пар с давлением 1 1 - 1 2 ата.

а-промышленная ТЭЦ;
б- отопительная ТЭЦ;
1 - котел (парогенератор);
2 - топливо;
3 - паровая турбина;
4 - электрический генератор;
5 - конденсатор отработавшего пара турбины;
6 - конденсатный насос;
7- регенеративный подогреватель;
8 - питательный насос парового котла;
7-сборный бак конденсата (лучше деаэратор там поставить )
9- потребитель теплоты;
10- подогреватель сетевой воды;
11-сетевой насос;
12-конденсатный насос сетевого подогревателя

Экономичность работы ТЭЦ принято характеризовать коэффициентом использования теплоты:

Количество электрической и тепловой энергии соответственно отданное потребителю в единицу времени

B – расход топлива за то же время

Низшая теплота сгорания топлива

2 Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии – системный способ повышения эффективности энергогенерирующих установок. Простейшие схемы теплоэлектроцентралей на базе газовых двигателей внутреннего сгорания. Энергетические характеристики ТЭЦ.

1-ая часть в вопросе №1 (Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии – системный способ повышения эффективности энергогенерирующих установок.)

Комбинированная выработка теплоты и электроэнергии - это совместное (комбинированное) интегрированное производство 2-х продуктов: тепловой и электрической энергии. Принципиальная схема простейшей ТЭЦ на базе газовой турбины (ПГУ)показана на рисунке:

Описание технологии:

Простейшая газотурбинная установка (ГТУ) состоит из камеры сгорания (1), газовой турбины (2) и воздушного компрессора (3). Газовая турбина используется здесь для привода синхронного генератора (4) и компрессора. Принцип работы ПГУ прост: сжимаемый компрессором воздух нагнетается в камеру сгорания, в которую подается и газообразное или жидкое топливо. Образовавшиеся продукты сгорания направляются в турбину, для которой они являются рабочим телом. Отработавшие в турбине газы здесь не выбрасываются в атмосферу как в простой ГТУ, а поступают в котел-утилизатор (8), где их тепло используется для производства пара и обеспечения термодинамического цикла по обычной схеме. Пар идет на паровую турбину (5), откуда поступает к потребителю.

В данной схеме используется теплофикационная турбина для производства работы и теплоты. 2 отбора пара с паровой турбины. 11 – это конденсатор.

Экономичность работы ТЭЦ характеризуется коэффициентом использования теплоты:

Отношение суммы работы и теплоты отданных потребителю к теплоте, выделившейся при сгорании толива

Qнр -низшая теплота сгорания;

B – теплота сгорания;

Wэ и Qтп - количество электрической(для каждого генератора своя) и тепловой энергии, отданной потребителю

ПСУ: схема генерации с отборами, циклы регенеративные в Т-с и ш-с диагр., кпд регенерат. циклов, использ. теплоты перегрева паров отборов и теплоты переохлаждения конденесата в регенеративных подогревателях.

Паросиловой установкой (ПСУ) называют тепловой двигатель, в котором рабочее тело испытывает фазовые превращения. ПСУ нашли широкое применение на тепловых электрических станциях (ТЭС) для выработки электроэнергии. Примененяются ПСУ и на водном, железнодорожном транспорте. Как транспортный двигатель ПСУ малочувствительна к перегрузкам, экономична на лю бом режиме. Ее отличает простота и надежность конструкции, меньшее в сравнении с двигателем внутреннего сгорания загрязнение окружающей среды. На определенном этапе развития техники, когда вопрос о загрязнении окружающей среды не стоял так остро, а топка с открытым пламенем представлялась опасной, ПСУ на транспорте вытеснили газовые двигатели. В настоящее время паросиловой двигатель считается перспективным и экономически, и экологически.

В ПСУ в качестве узла, отводящего от рабочего тела полезную работу может использоваться как поршневой цилиндр, так и паровая турбина. Поскольку в настоящее время турбины нашли более широкое применение, в дальнейшем будем рассматривать только паротурбинные установки. В качестве рабочего тела ПСУ могут использоваться различные вещества, однако основным рабочим телом является (и в обозримом будущем останется) вода. Это объясняется многими факторами, в том числе и ее термодинамическими свойствами. Поэтому в дальнейшем будем рассматривать ПСУ с водой в качестве рабочего тела. Принципиальная схема простейшей ПСУ изображена на рисунке

В паровом котле 1 вода превращается в перегретый пар с параметрами p 1 , t 1 , i 1 , который по паропроводу поступает в турбину 2, где происходит его адиабатное расширение до давления p 2 с совершением технической работы, приводящей во вращательное движение ротор электрического генератора 3. Затем пар поступает в конденсатор 4, который представляет собой трубчатый теплообменник. Внутренняя поверхность трубок конденсатора охлаждается циркулирующей водой.

В конденсаторе при помощи охлаждающей воды от пара отнимается теплота парообразования и пар переходит при постоянных давлении р 2 и температуре t 2 в жидкость, которая с помощью насоса 5 подаётся в паровой котёл 1. В дальнейшем цикл повторяется.

Характерными особенностями ПСУ являются:

Наличие фазовых превращений в котлоагрегате и конденсаторе;

Продукты сгорания топлива непосредственно не участвуют в

цикле, а являются лишь источником теплоты q1, передаваемой через

стенку рабочему телу;

Цикл является замкнутым и теплота q2 передается окружающей среде через поверхность теплообмена;

Вся теплота отводится при минимальной температуре цикла, которая не изменяется благодаря изобарному фазовому переходу;

В ПСУ принципиально осуществим цикл Карно.

1.2. Повышение тепловой эффективности паросиловых установок на основе использования регенеративного цикла

Несмотря на то, что в настоящее время осуществляется массовое освоение высоких и сверхвысоких параметров пара ( = 23...30 МПа;
= 570...600°С) и глубокого вакуума в конденсаторе (97%, или р 2 = 0,003 МПа), термический КПД цикла Ренкина не превышает 50%. В реальных установках доля полезно использованной теплоты еще меньше из-за потерь, связанных с внутренней необратимостью процессов. В связи с этим были предложены другие способы повышения тепловой эффективности паросиловых установок. В частности, использование предварительного подогрева питательной воды за счет отработавшего пара (регенеративный цикл) . Рассмотрим этот цикл.

Особенность этого цикла состоит в том, что конденсат, имеющий после конденсатора температуру 28...30°С, прежде чем поступить в котел подогревается в специальных теплообменниках П1–ПЗ (рис. 8, а)паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины. Осуществляя ступенчатый подогрев воды за счет ступенчатого отбора теплоты пара в процессе его расширения, можно реализовать идею регенеративного цикла Карно, как это показано на рис. 8, бдля участка цикла в области насыщенного пара.

Рис. 8. Схема п. с. у. (а) и изображение регенеративного цикла (б)

Увеличивая число отборов до бесконечности (предельно регенеративный цикл), можно процесс расширения приблизить до пунктирной кривой, которая будет эквидистантой кривой процесса подогрева 4 – 4". Однако технически это реализовать невозможно и практически экономически оправдывается применение пяти – восьми ступеней подогрева. Цикл п.с.у. с регенерацией, строго говоря, нельзя изобразить на T-s-диаграмме, поскольку она строится для постоянного (1 кг) количества вещества, тогда как в цикле с регенерацией количество пара различно по длине турбины. Поэтому цикл, показанный на рис. 8, б,является несколько условным. При отборе пара на подогрев конденсата, с одной стороны, уменьшается расход теплоты на получение пара, но с другой, одновременно уменьшается работа пара в турбине. Несмотря на противоположный характер этих влияний, отбор всегда повышает . Это объясняется тем, что при подогреве питательной воды за счет теплоты конденсации отобранного пара устраняется подвод теплоты от внешнего источника на участке 4 – 4", и таким образом средняя температура подвода теплоты от внешнего источника в регенеративном цикле увеличивается (подвод внешней теплоты q 1 осуществляется только на участке 4" – 5 – 6– 7).

Кроме этого, регенеративный подогрев питательной воды уменьшает необратимость в процессе передачи теплоты от газов к воде на участке 4" – 5, так как уменьшается разность температур между газами и предварительно подогретой водой.

Задачи, связанные с осуществлением регенеративного цикла, удобно решать, пользуясь диаграммой. Для этого рассмотрим схему и регенеративный цикл п.с.у. с одним отбором (рис. 9). Пересечение адиабаты расширения 1 – 2(рис. 9,б) с изобарой отбора дает точку 0, характеризующую состояние пара в отборе.

Рис. 9. Схема п. с. у. с одним регенеративным отбором пара

(а) и изображение процессов i – s-диаграмма (б)

Из рис. 9,авидно, что от 1 кг пара, поступающего в турбину, кг пара расширяется только до давления отбора , производя полезную работу ,а () кг расширяется в турбине до конечного давления . Полезная работа этого потока пара . Общая работа 1 кг пара в регенеративном цикле:

Количество теплоты, затраченной на получение 1 кг пара: (10)

Термический КПД регенеративного цикла: . (11)

Процессы в регенеративных подогревателях рассматриваются как изобарные, и считается, что из подогревателя вода выходит в состоянии насыщения при давлении пара в соответствующем отборе ( и т. п.).

Количество отобранного пара определяется из балансового уравнения теплоты для смешивающего подогревателя:

откуда: , (13)

где – энтальпия жидкости при давлении отбора ; – энтальпия пара, отбираемого из турбины; – энтальпия конденсата, выходящего из конденсатора. Аналогично можно определить расход пара в местах любого отбора.

Применение регенеративного подогрева питательной воды увеличивает термический КПД цикла п. с. у. на 8...12%.

Целью выполнения самостоятельной работы является освоение методики расчета регенеративного цикла паротурбинной установки и определение основных термодинамических показателей исследуемого цикла, включая термический КПД, с оценкой эксергетических потерь в основных элементах паросиловой установки.

Термодинамика потока: характерные скорости и параметры адиабатного потока Скорость звука, уравнение Лапласа. Максимальная и критическая скорости, основные безразмерные числа. Условия перехода скорости потока через скорость звука. Принцип обращения внешних воздействий.

Понятие скорости звука имеет важное значение в термодинамике потока, поскольку дозвуковое и сверхзвуковое течения среды имеют качественные различия: любые воздействия дают противоположные результаты в дозвуковком и сверхзвуковом потоках; все параметры потока при дозвуковом течении меняются непрерывно, при сверхзвуковом течении возможно изменение параметров скачком,разрывом непрерывности течения.

Скоростью звука (а, м/с) называют скорость распространения звуковых волн. Волнами являются распространяющиеся в среде возмущения какой-либо физической величины, характеризующей состояние этой среды. Звуковыми волнами называются распространяющиеся в упругой среде слабые возмущения - механические колебания с малыми амплитудами.

Например, в некоторой точке внешнее тело, называемое источником звука, вызывает слабые механические возмущения. В результате происходит всплеск давления dp. Скорость распространения этого всплеска и есть скорость звука, обозначаемая «а».

Процесс распространения звукового возмущения является адиабатным процессом, описываемым уравнением Лапласа

Для него справедливо уравнение адиабатного про­цесса идеального газа (7.19), которое представим в виде

р/ р к = const

Скорость звука, таким образом, зависит от характера среды (kR) и температуры среды.

Поскольку в потоке температура среды (10 5) изменяется с изменением координаты х, скорость звука изменяется при переходе от одного сечения к другому.В этой связи понятна необходимость понятия местной скорости звука.

Местной скоростью звука называют скорость распространения звука в данной точке потока..

Максимальная и критическая скорости потока

Скорость потока может быть определена из уравне ния энергии потока

В случае, когда можно пренебречь начальной скоростью потока (W| = 0), последнее соотношение приобретает форму

В формулах (10.29), (10.30) энтальпия подставляется только в Дж/кг, тогда скорость будет иметь размерность м/с. Если энтальпия определена кДж/кг, соотношение (10.30) соответственно изменяется

Скорость течения достигает максимального значения w MaKc в сечении, где энтальпия потока достигает нулевого значения h = 0, это имеет место при истечении в пустоту (р = 0) и, согласно соотношению параметров в адиабатном процессе расширения (7.21), Т= 0. Достижению потоком максимальной скорости соответствует преобразование всей энергии хаотичного (теплового) движения молекул в энергию направленного, упорядоченного движения.

Проведенный выше анализ позволяет установить, что скорость потока может принимать значения в рамках 0...Wмакс

Из уравнения импульсов (10.12) вытекает связь между изменением давления и изменением скорости потока: ускорение потока (dw > 0) сопровождается падением давления (dp < 0) и наоборот. Возвращаясь к соотношению параметров в адиабатном процессе расширения, устанавливаем неизбежное уменьшение температуры ускоряющегося адиабатного потока и, согласно (10.28), падение величины скорости звука. Изменение параметров адиабатного ускоряющеюся потока, установленное выше, иллюстрирует рис. 10.5.

На графике видно чтоимеется сечение потока, в котором его скоростьа совпадает по величине с местной скоростью звука. Оно получило название критического сечения потока, поскольку разделяет дозвуковую и сверхзвуковую части потока, отличающиеся друг от друга качественно. Крит ические параметры потока - параметры в сечении канала, где скорость течения равняется местной скорости звука.

Скорость потока в этом случае именуется критической скоростью потока.

Критическим отношением давлений (П кр) называют отношение критического значения давления потока газа (р кр) к его давлению (р {)) во входном сечении канала при начальной скорости, равной нулю

∏кр = Ркр/Ро- (10.32)

В расчетах и анализе потока удобно использовать не абсолютные значения скорости, а относительные характеристики:

число М - отношение скорости потока в данном сечении к местной скорости звука

М = w/a.; (10.33)

~ число λ- отношение скорости потока в данном

сечении к критической скорости потока

λ = w/aкр; (10.34)

~ число ƹ - отношение скорости потока в данном сечении к скорости звука в заторможенном потоке

число А - отношение скорости потока в данном сечении к максимальной скорости потока: А = w/wмакс

Общие сведения

Практически до 70-х годов XX столетия единственным тепловым двигателем, использовавшимся в промышленности, была паровая поршневая машина, малоэкономичная и работавшая на насыщенном паре низкого а давления. Первый непрерывнодействующий тепловой двигатель (паровая маши на) был разработан И.И. Ползуновым. Первая машина была атмосферной. Когда одна из подпоршневых полостей соединялась с котлом, поршень под действием давления пара поднимался вверх, после чего парораспределительный кран поворачивался и отсекал подпоршневую полость от котла. Через трубку впрыскивалась вода, пар конденсировался, и под поршнем создавался вакуум. Под действием атмосферного давления поршень опускался и совершая полезную работу.

К 80-м годам был практически освоен цикл работы двигателей внут­реннего сгорания (цикл Отто), но, по существу, этот цикл отражает прин­ципы многих других изобретателей, и особенно принцип Бо-де-Роша.

Идеальный цикл такого двигателя, называемый циклом двигателей внут­реннего сгорания с подводом к газу теплоты при постоянном объеме, включает адиабатное сжатие рабочего газа, изохорный подвод к газу теплоты, адиабатное расширение рабочего тела и изохорный-отдача рабочим телом теплоты.

Тепловой двигатель Николауса Августа Отто не допускал высокого сжатия, и КПД его поэтому был невелик. Стремясь создать более совре­менный двигатель внутреннего сгорания с высоким КПД, немецкий ин­женер Р. Дизель разработал другой принцип работы, отличавшийся от прин­ципа работы двигателя Отто.

Первая попытка избавиться от компрессора принад­лежит нашему соотечественнику проф. Г.В. Тринклеру, которым и был в 1904 г. построен бескомпрессорный двигатель. Двигатель Тринклера не вошел в серий­ное производство, хотя и был выполнен на одном из германских заводов (заводе Кертинга). В бескомпрессорных дизелях был осуществлен новый третий по счету рабочий цикл. Идеальный цикл этого двигате­ля, называемый циклом со смешанным подводом теп­лоты, состоит из адиабатного сжатия воздуха, изохорного, а затем изобарного подвода теплоты, адиабатно­го расширения газов и изохорной отдачи теплоты.

Тепловые двигатели, в которых газообразные про­дукты сгорании являются одновременно рабочим телом, называют двигателями внутреннего сгора­ния. Двигатели внутреннего сгорания выполнены в виде поршневых двигателей, газовых турбин 1 и ре­активных двигателей.

Тепловые двигатели (паровые машины), в которых продукты сгорания являются только нагревателем (теплоотдатчиком), а функции рабочего тела выпол­няют жидкая и перовая фазы, называются двигате­лями внешнего сгорания. Двигатели внешнего сгора­ния- паросиловые установки: паровые машины, па­ровые турбины, ядерные энергетические установки.

Идеальный цикл Отто

Aдиабатный и изотермный КПД

В действительности на работе компрессора сказывается не только влияние вредного объема, но и трение газа, и изменение давления газа при всасывании и удалении его из цилиндра.

На рис.1.85 приведена реальная индикаторная диаграмма. На линии всасывания из-за неравномерного движения поршня, инерции пружины и клапана, давление газа в цилиндре колеблется и оказывается ниже начального давления газа р1. На линии выталкивания газа из цилиндра по тем же причинам давление газа оказывается большим конечного давления р2. Политропическое сжатие, реализуемое в охлаждаемых компрессорах, сравнивается с обратимым изотермическим сжатием с помощью изотермического к.п.д. ηиз = lиз/lкп.

Адиабатное необратимое сжатие, реализуемое в неохлаждаемых компрессорах, сравнивается с адиабатным обратимым сжатием с помощью адиабатного к.п.д. ηад = lад/lка.

Для различных компрессоров величина изотермического к.п.д колеблется в пределах ηиз = 0,6÷0,76; величина адиабатного к.п.д - ηад = 0,75÷0,85.

Энтропия смешения.

∆s см = – R см ∑ r i ln r i - энтропия смешения для смеси 2 газов.

Чем она больше, тем более необратим процесс смешения.

Зависит от состава смеси, не зависит от температуры и давления.

∆s см /R см зависит от количественных пропорций компонентов смеси и не зависит от их природы.

Первый закон термодинамики. Виды энергии. Теплота и работа – формы передачи энергии. Балансы энергии и теплоты технической системы. Абсолютные и относительные характеристики технической системы на базе балансовых уравнений 1-го закона.

Первый закон термодинамики – закон сохранения и превра-щения энергии для термодинамиче-ских систем и процессов

Ана-литически это можно записатьW = const, или

W 1 – W 2 = 0,

где W 1 , W 2 – соответственно в начальном и конечном состояниях энергия рассматриваемой изолиро-ванной ТС.

Из сказанного вытекает форму-лировка первого закона термодина-мики: невозможны уничтожение и возникновение энергии.

Для закрытой, адиабатной ТС, изменение энергии системы опре-деляется величиной работы L, ко-торой она обменивается с окруже-нием в неком термодинамическом процессе изменения состояния

W 1 – W 2 = L.

Для закрытой ТС, которая мо-жет обмениваться энергией с окру-жением только в форме теплоты Q, изменение энергии в ходе некоего термодинамического процесса мо-жет быть определено

W 1 – W 2 = - Q.

Для закрытой ТС, изменяющей свое состояние в процессе 1 – 2, в общем случае имеет место соотно-шение

W 1 – W 2 = L – Q. (1.29)

Теплота и работа являются единственно возможными форма-ми передачи энергии от одних тел к другим – еще одна формулировка первого закона термодинамики для закрытых ТС.

Если закрытая ТС совершает круговой термодинамический про-цесс, то после его завершения все параметры системы принимают на-чальное значение, что позволяет последнее равенство записать в ви-де

Из этого следует наиболее по-пулярная формулировка первого за-кона термодинамики: вечный дви-гатель первого рода невозможен .

Виды энергии : внутренняя (U), химическая, ядерная, кинетическая. В ряде случаев удобно разделять энергию по при-знаку количественного превраще-ния одного вида энергии в другие. Энергия, которая полностью может быть превращена из одного вида в любой другой, относится к, так на-зываемому, первому виду. Если же, по тем или иным причинам, пре-вращение в какой-либо другой вид энергии полностью невозможно ее относят к, так называемому, второ-му виду.

Энергия ТС в общем случае мо-жет быть определена

W = W пот + W кин + U

Единицей измерения энергии в системе физических единиц СИ яв-ляется 1 Дж (Джоуль). При исполь-зовании иных систем приходится иметь дело с другими единицами измерения энергии: калория, эрг, килограммометр и др.

Второй закон термодинамики. Формулировки и их соотношение друг с другом. Значение понятия обратимости. Внешняя и внутренняя необратимость. Энтропия. Изменение энтропии в обратимых и необратимых процессах. Аналитическое выражение 2-го закона термодинамики. Единое уравнение (тождество) термодинамики для закрытых систем

Второй закон термодинамики.

Второй закон как и первый является обобщенным опытными данными и никак не доказывается. Он относится к системе, находящейся в состоянии равновесия, к процессу перехода системы из одного состояния равновесия в другое. Он рассматривает направленность протекания естественных процессов, говорит о том, что различные виды энергии неравноценны.

Все процессы в природе протекают в направлении исчезновения движущей силы(градиент температур, давлений, концентраций). На изложенных фактах и основывается одна из формулировок закона : теплота не может переходить от менее к более нагретому телу . Вывод из 2-го закона: он устанавливает неравноценность теплоты и работы, и если при преобразовании работы в теплоту можно ограничиться изменением состояния одного теплоприемника, то при преобразовании теплоты в работу необходимо компенсация.

Другая формулировка закона: Невозможен вечный двигатель 2-го рода , то есть нельзя создать машину, единственным результатом функционирования которой будет охлаждение теплового резервуара.

Понятие обратимости.

Понятие обратимости занимает центральное место:

1) оно является водоразделом между феноменологической термодинамикой и статической физикой;

2) понятие обратимости позволяет получить точку отсчёта для оценки термодинамического совершенства протекания процесса.

Обратимый процесс – термодинамический процесс, после которого система и взаимодействующие с ней системы (ОС) могут возвратиться в начальное состояние без того, чтобы в системе и ОС возникали какие-либо остаточные изменения.

Необратимый процесс – термодинамический процесс, после которого система и взаимодействующие с ней системы (ОС) не могут возвратиться в начальное состояние без возникновения остаточных изменений в системе или ОС.

Существует множество внутренних и внешних факторов, которые создают необратимость процессов.

Внутреннюю необратимость вызывает внутреннее трение молекул жидкости в результате молекулярных сил и турбулентности.

Внешняя необратимость следует из внешних факторов системы. Одна из самых частых причин внешней необратимости - механическое трение. Трение присутствует во всех процессах, где поверхность тела или вещества трется о другую поверхность. Другая причина внешней необратимости - процесс теплопередачи. По своей природе теплопередача происходит только в одном направлении: от более теплой области к более холодной. Следовательно, процесс невозможно полностью обратить, так как теплота не передается от более холодных областей более теплым без применения работы.

Энтропия.

Энтропия – функция состояния термодинамической системы, определяемая тем, что ее дифференциал (dS) при элементарном равновесном (обратимом) процессе, происходящем в этой системе, равен отношению бесконечно малого количества теплоты (dQ), сообщенной системе, к термодинамической температуре (T) системы.

Введение энтропии дает нам ещё одно уравнение для расчета теплоты процесса, использование которого более удобно известного уравнения через теплоемкость. Площадь под графиком процесса в Т(S) – диаграмме в масштабе изображает теплоту процесса.

Изменение энтропии в обратимых и необратимых процессах.

В паросиловых установках в качестве рабочего тела используются пары различных жидкостей (вода, ртуть и т. п.), но чаще всего водяной пар.

В паровом котле паросиловой установки (1) за счет подвода теплоты Q 1 , получаемой за счет сгорания топлива в топке, образуется пар при постоянном давлении р 1 (рис. 33). В пароперегревателе (2) он дополнительно нагревается и переходит в состояние перегретого пара. Из пароперегревателя пар поступает в паровой двигатель (3) (например, в паровую турбину), где полностью или частично расширяется до давления р 1 с получением полезной работы L 1 . Отработанный пар направляется в холодильник-конденсатор (4), где он полностью или частично конденсируется при постоянном давлении р 2 . Конденсация пара происходит в результате теплообмена между отработавшим паром и охлаждающей жидкостью, протекающей через холодильник-конденсатор (4).

После холодильника сконденсированный пар поступает на вход насоса (5), в котором давление жидкости повышается с величины р 2 до первоначального значения р 1 после чего жидкость поступает в паровой котел (1). Цикл установки замыкается. Если в холодильнике (4) происходит частичная конденсация отработавшего пара, то в паросиловой установке вместо насоса (5) используется компрессор, где давление пароводяной смеси также повышается с р 2 до р 1 . Однако для того, чтобы уменьшить работу на сжатие, целесообразно полностью сконденсировать пар в конденсаторе и затем сжимать не пароводяную смесь, а выходящую из конденсатора воду. Описанный цикл паросиловой установки называется циклом Ренкина (рис. 34).

Цикл Ренкина состоит из изобары (4–1 ), где подводится теплота в нагревателе, адиабаты (1–2 ) расширения пара в паровой турбине, изобары (2–3 ) отвода теплоты в холодильнике-конденсаторе и изохоры (3–4 ) повышения давления воды в насосе. Линия (4–а ) на изобаре соответствует процессу повышения температуры жидкости после насоса до температуры кипения при давлении р 1 . Участок (a–b ) соответствует превращению кипящей жидкости в сухой насыщенный пар, а участок (b–1 ) – процессу подвода теплоты в пароперегревателе для превращения сухого насыщенного пара в перегретый.

Рис. 34. Цикл Ренкина в координатах p-v (а ) и Т-s (б )

Работа, совершаемая паром в турбине, равна разности энтальпий пара до и после турбины

Работа, затраченная на сжатие воды в насосе, определяется так же по разности энтальпии рабочего тела в точках (4) и (3).

В координатах р-v эта работа определяется площадью e-3-4-f (рис. 34a). Эта работа весьма мала по сравнению с работой турбины.

Полезная работа цикла равна работе турбины за вычетом работы, затрачиваемой на привод насоса w Н

Удельное количество теплоты q 1 , подведенной в котле и пароперегревателе, определяется из первого начала термодинамики (работа при этом не совершается) как разность энтальпий рабочего тела в процессе подвода теплоты

где h 4 – энтальпия горячей воды на входе в паровой котел при давлении р 2 практически равна по величине энтальпии кипящей воды в точке (3),
т.е. h 4 @ h 3 .

Сопоставляя соотношения, можно определить термический КПД цикла Ренкина как отношение полезно полученной работы в цикле к количеству подведенной теплоты

. (309)

Другая важная характеристика паросиловой установки – удельный расход пара d , который характеризует количество пара, необходимого для выработки 1 кВт·ч энергии (3600 Дж ), и измеряется в .

Удельный расход пара в цикле Ренкина равен

. (310)

Удельный расход пара определяет размеры агрегатов: чем он больше, тем больше пара приходится вырабатывать для получения той же мощности.

Пути повышения экономичности паросиловых установок

Термический КПД цикла Ренкина даже в установках с высокими параметрами пара не превышает 50 % . В реальных установках из-за наличия внутренних потерь в двигателе значение КПД еще меньше.

Существуют два пути повышения экономичности паросиловых установок: повышение параметров пара перед турбиной и усложнение схем паросиловых установок.

1 – парогенератор; 2 – пароперегреватель; 3 – паровая турбина;
4 – конденсатор; 5 – питательный насос; 6 – тепловой потребитель

Первое направление приводит к увеличению теплоперепада в процессе расширения пара на турбине (h 1 - h 2 ) и, как следствие, к увеличению удельной работы и КПД цикла. При этом теплоперепад по турбине h 1 -h 2 можно дополнительно увеличить, снижая противодавление в конденсаторе установки, т.е. уменьшая давление р 2 . Повышение экономичности паросиловых установок этим путем связано с решением ряда трудных технических задач, в частности, использования высоколегированных, жаропрочных материалов для изготовления турбины.

Эффективность использования паросиловой установки можно значительно повысить за счет использования теплоты отработавшего пара для отопления, горячего водоснабжения, сушки материалов и т. д. С этой целью охлаждающую воду, нагретую в конденсаторе (4) (рис. 35), не выбрасывают в водоем, а прокачивают через отопительные установки теплового потребителя (6). В таких установках станция вырабатывает механическую энергию в виде полезной работы L 1 на валу турбины (3) и теплоту Q т.п для отопления. Такие станции называют теплоэлектроцентралями (ТЭЦ ). Комбинированная выработка тепловой и электрической энергии – один из основных методов повышения эффективности тепловых установок.

Повысить КПД паросиловой установки по сравнению с циклом Ренкина можно за счет применения так называемого регенеративного цикла
(рис. 36). В этой схеме питательная вода, поступающая в котел (1), нагревается паром, частично отбираемым из турбины (3). По этой схеме пар, полученный в котле (1)и перегретый в пароперегревателе (2), направляется в турбину (3), где происходит его расширение до давления в конденсаторе (4). Однако часть пара после совершения им работы из турбины и направляется в регенеративный подогреватель (6), где в результате конденсации он подогревает питательную воду, подаваемую насосом (5) в котел (1).

Сам конденсат после регенеративного подогревателя поступает на вход насоса (5) или в конденсатор 4, где он смешивается с конденсатом пара, прошедшего через все ступени турбины. Таким образом, в котел поступает такое же количество питательной воды, какое и выходит из него в виде пара. Из диаграмм (рис. 37) видно, что каждый килограмм пара, входящий в турбину, расширяется от давления р 1 до давления р 2 , совершая работу w 1 =h 1 -h 2 . Пар в количестве (1 - g ) долей килограмма расширяется до конечного давления p 3 , совершая работу w 2 =h 2 -h 3 . Суммарная работа 1 кг пара в регенеративном цикле будет

где – доля пара отбираемого из турбины и подаваемого в регенератор.

Рис. 37. График адиабатного расширения пара в турбине с промежуточным отбором (а ) и изменения количества пара (б )

Уравнение показывает, что использование регенерации теплоты приводит к уменьшению удельной работы расширения по сравнению с циклом Ренкина с теми же параметрами пара. Однако расчеты показывают, что работа в регенеративном цикле уменьшается медленнее, чем расход теплоты на получение пара при наличии регенерации, поэтому КПД паросиловой установки с регенеративным подогревом в итоге выше КПД обычного цикла.

Применение пара высоких и сверхвысоких давлений с целью повышения КПД установок наталкивается на серьезное затруднение: влажность его на последних ступенях турбины получается настолько высокой, что заметно снижает КПД турбины, вызывает эрозию лопаток, может служить причиной выхода их из строя. Поэтому в установках с высокими параметрами пара приходится применять так называемый промежуточный перегрев пара, что также ведет к повышению КПД установки (рис. 38).

Рис. 38. Схема паросиловой установки с промежуточным перегревом пара:

1 – парогенератор; 2 – пароперегреватель; 3 – турбина высокого давления (ТВД); 4 – турбина низкого давления (ТНД); 5 – конденсатор; 6 – питательный насос; 7 – промежуточный пароперегреватель; 8 – потребитель

В паросиловой установке с промежуточным перегревом пара, после расширения в турбине высокого давления (3)пар отводится в специальный пароперегреватель (7), где он вторично подогревается при давлении р рп до температуры , которая обычно несколько ниже, чем температура t 1 .Перегретый пар поступает в турбину низкого давления (4), расширяется в ней до конечного давления р 2 и уходит в конденсатор (5) (рис. 39).

Влажность пара после турбины при наличии перегрева пара значительно меньше, чем она была бы без него (x 1 >x 2 ) (рис. 39). Применение промежуточного перегрева в реальных условиях дает повышение КПД приблизительно на 4 % . Этот выигрыш получается не только за счет повышения относительного КПД турбины низкого давления, но и за счет повышения суммарной работы расширения пара по турбине низкого и высокого давлений. Дело в том, что сумма отрезков и , характеризующих работу соответственно турбин высокого и низкого давлений, больше отрезка 1 – e , характеризующего работу расширения в турбине установки, в которой не применяется промежуточного перегрева пара (рис. 39б ).

Рис. 39. Процесс расширения пара в установке с промежуточным перегревом

Циклы холодильных установок

Холодильные установки предназначены для охлаждения тел до температуры ниже температуры окружающей среды. Чтобы осуществить такой процесс, необходимо от тела отвести теплоту и передать ее в окружающую среду за счет работы, подводимой извне.

Холодильные установки широко используются в газовой промышленности при подготовке газа к транспорту в установках комплексной подготовки газа (УКПГ), для охлаждения газа на компрессорных станциях магистральных газопроводов, проложенных в районах многоголетнемерзлых пород, при переработке природного газа, при получении и хранении сжиженного природного газа и т.д.

Теоретически наиболее выгодный цикл холодильной установки – обратный цикл Карно. Однако цикл Карно в холодильных установках не используется из-за конструктивных трудностей, которые возникают при реализации этого цикла, и, кроме того, влияние необратимых потерь работы в реальных холодильных машинах настолько велико, что сводит на нет преимущества цикла Карно.

Общие положения. На современных тепловых электростанциях большой мощности превращение теплоты в работу производится в циклах, в которых в качестве основного рабочего тела используется водяной пар высокого давления и температуры. Водяной пар производят в парогенераторах (паровых котлах), в топках которых сжигают различные виды органического топлива: уголь, мазут, газ и др.

Термодинамический цикл преобразования теплоты в работу с помощью водяного пара был предложен в середине XIX в. инженером и физиком У. Ренкиным. Принципиальная тепловая схема электростанции, работающая по циклу Ренкина, показана на рис. 2.1.

Рис. 2.1.

1 - парогенератор; 2 - турбина; 3 - электрогенератор; 4 - конденсатор; 5 - насос

Вода нагнетается в парогенератор 1 насосом 5 и за счет теплоты сжигаемого топлива превращается в водяной пар, который затем поступает в турбину 2, вращающую электрогенератор 3. Тепловая энергия пара преобразуется в турбине в механическую работу, которая, в свою очередь, преобразуется в генераторе в электроэнергию. Из турбины отработанный пар поступает в конденсатор 4. В конденсаторе пар превращается в воду (конденсируется), которая с помощью насоса 5 вновь подается в парогенератор. Таким образом цикл замыкается.

На рис. 2.2 показан цикл Ренкина на перегретом паре в р, v- и Т, 5-диаграммах, состоящий из следующих процессов:

изобара 4-5-6-] - нагрев, испарение воды и перегрев пара в парогенераторе за счет подводимой теплоты сгорания топлива

Рис. 2.2. Цикл Ренкина на перегретом паре: а - в р, v-диаграмме; б - в Т,s -диаграмме

адиабата 1-2 - расширение пара в турбине с совершением полезной внешней работы II ;

изобара 2-3 - конденсация отработанного пара с отводом теплоты 2 охлаждающей водой;

адиабата 3-4 - сжатие конденсата питательным насосом до первоначального давления в парогенераторе с затратой подводимой извне работы / а н.

В соответствии со вторым законом термодинамики полезная работа за цикл равна разности подведенной и отведенной в цикле теплоты:

Термический КПД цикла Ренкина определяется, как обычно, по уравнению

Термодинамические исследования цикла Ренкина показывают, что его эффективность в большой степени зависит от величин начальных и конечных параметров пара (давления и температу- ры).

Как уже отмечалось ранее, энергию пара (рабочего тела) при изменении его состояния удобно оценивать величиной энтальпии. Так, количество теплоты, подводимой в изобарном процессе 4-5-6-1 (см. рис. 2.2) при нагреве воды, парообразовании и перегреве (Дж/кг), q x = / (- i 2 , где i 2 - энтальпия конденсата, подаваемого в котел. Количество теплоты, отдаваемой в изобарном процессе 2-3 при конденсации пара, q 2 = i 2 - i 2 . Полезная работа, совершаемая в турбине

Термический КПД цикла Ренкина в этом случае

Количество пара, которое требуется пропустить через турбину, чтобы получить 1 кВт ч (3600 Дж) энергии, т.е. теоретический удельный расход пара

Тогда полный расход пара при мощности N (кВт) можно определить по формуле

Исследование выражений (2.1) и (2.2) показывает, что ц, увеличивается, a d уменьшается с увеличением /, и уменьшением / 2 , т.е. с увеличением начальных параметров пара р х и /, и уменьшением конечных р 2 и t 2 . Конечные параметры пара связаны между собой, так как пар в этой области влажный, поэтому уменьшение их сводится к уменьшению р 2 , т. е. давления в конденсаторе.

Увеличение /, ограничивается жаропрочностью материалов, увеличение д, - допустимой степенью влажности пара в конце расширения. Повышенная влажность (х > 0,80...0,86) приводит к эрозии деталей турбины.

В настоящее время на электростанциях в основном используются следующие параметры пара: д, = 23,5 МПа (240 кгс/см 2) и t x = 565 °С. На опытных установках применяются и сверхкритические параметры: р х = 29,4 МПа (300 кгс/см 2) и /| = 600...650°С.

Понижение давления в конденсаторе ниже значения р 2 = 3,5... 4 кПа (0,035...0,040 кгс/м 2), чему соответствует температура насыщения 1 2 = 26,2...28,6°С, ограничивается прежде всего температурой охлаждающей воды / охл, колеблющейся в зависимости от климатических условий от 0 до 30 °С. При малой разности 1 2 - / охл интенсивность теплообмена падает, а размеры конденсатора растут. Кроме того, с понижением р 2 становится все большим удельный объем пара, что ведет к увеличению размера конденсатора, а также последних ступеней турбины. На рис. 2.3 и 2.4 графически показан характер влияния повышения д, и /| и понижения р г на термический КПД.

Регенеративный цикл. Для повышения экономичности работы паротурбинных установок, помимо повышения параметров пара, применяют так называемый регенеративный цикл, в котором питательная вода до ее поступления в котельный агрегат подвергается предварительному нагреву паром, отбираемым из промежуточных ступеней паровой турбины. На рис. 2.5 представлена принципиальная схема паросиловой установки с регенеративным подогревом питательной воды, где а.|, а 2 и а 3 - доли отбираемого пара из турбины. Изображение в Г, 5-диаграмме носит условный характер, так как количество пара (рабочего тела) меняется по длине проточной части турбины, а диаграмма строится для постоянного количества.

Рис. 2.3.

Следует отметить, что поскольку питательной воде передается теплота отобранного пара, включая теплоту парообразования, а при получении работы используется лишь часть теплоты пара, не включающая теплоту парообразования, то потеря работы в результате отборов будет значительно меньше, чем увеличение энтальпии питательной воды. Поэтому в целом КПД цикла возрастает. Однако возрастет и удельный расход пара, так как отобранная часть пара не полностью участвует в совершении работы и для получения заданной мощности его расход следует увеличить. Правда, это обстоятельство облегчает конструкцию последних ступеней турбин, позволяя уменьшить длину их лопаток.

Применение регенеративного подогрева позволяет при необходимости исключить экономайзер подогрева питательной воды уходящими газами, использовав теплоту уходящих газов для подогрева поступающего в топку воздуха.

Рис. 2.4. Влияние понижения давления в конденсаторе на влажность пара в конце расширения (а) и экономичность цикла Ренкина (б )

Рис. 2.5.

а - схема установки: 1 - котел; 2 - пароперегреватель; 3 - паровая турбина с промежуточными отборами пара; 4 - электрогенератор; 5 - регенеративные подогреватели; 6 - насосы; 7 - конденсатор; 6 - изображение (условное) процесса в Г,5-координатах: /...7- точки диаграммы

Увеличение КПД при применении регенерации составляет

10... 15 %. При этом экономия теплоты в цикле возрастает с повышением начального давления пара р х. Это связано с тем, что с повышением р х увеличивается температура кипения воды, а следовательно, повышается количество теплоты, которое можно подвести к воде при подогреве ее отобранным паром. В настоящее время регенеративный подогрев применяется на всех крупных электростанциях.

Цикл с промежуточным (вторичным) перегревом пара. Из анализа регенеративного цикла следует, что при применении пара высокого давления влажность его в турбине в конце процесса расширения становится значительной даже при очень высокой начальной температуре. Между тем работа турбин на влажном паре недопустима, так как она вызывает увеличение потерь и износ (эрозию) турбинных лопаток в результате механического воздействия на них находящихся в паре частиц влаги.

При использовании пара высокого давления повышение его начальной температуры до значений, допустимых по соображениям прочности металла пароперегревателя и паровой турбины, может оказаться недостаточным для обеспечения допустимой влажности пара в конце процесса расширения в турбине. Поэтому пар на некоторой стадии расширения приходится отводить из турбины и подвергать повторному перегреву в специальном пароперегревателе, после чего перегретый пар повторно вводится в турбину, где и заканчивается процесс его расширения. В результате этого при окончательном расширении пара до принятых на практике давлений влажность его не превышает допустимых значений.

Паротурбинные установки, в которых используется такой метод, называют установками с промежуточным перегревом пара. При правильном выборе давления отбора пара для его промежуточного перегрева и температуры промежуточного перегрева не только предотвращается чрезмерное увлажнение пара в конце

Рис. 2.6. Промежуточный перегрев пара в цикле Рснкина: а - схема установки: 1 - котел; 2 - пароперегреватель; 3 - турбина; 4 - электрогенератор; 5 - промежуточный (вторичный) пароперегреватель; 6 - конденсатор; 7 - насос (питательный); б - изображение процесса в Т,s- и /,3- координатах: 1...5- точки диаграммы

процесса расширения, но и достигается некоторое увеличение термического КПД установки.

Применение одного промежуточного перегрева пара приводит к повышению термического КПД установки на 2...3 %. Схема паросиловой установки с промежуточным перегревом пара представлена на рис. 2.6.

Рис. 2.7. Схема простейшей теплофикационной установки: / - котел; 2- пароперегреватель; 3 - турбина; 4 - конденсатор; 5- отопительная система; 6и 7 - насосы

Теплофикационный цикл. В тех случаях, когда прилегающие к тепловым электростанциям районы потребляют большое количество теплоты, целесообразно использовать комбинированный способ выработки теплоты и электроэнергии, чем раздельно снабжать эти районы теплотой от специальных котельных, а электроэнергией - от конденсационных электростанций. Установки, которые служат для комбинированной выработки теплоты и электроэнергии, называют теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Они работают по так называемому теплофикационному циклу.

Простейшая схема теплофикационной установки показана на рис. 2.7 с основными элементами паросиловой установки. Цифрой 5 обозначен тепловой потребитель (например, система отопления). Охлаждающая вода под действием насоса 6 циркулирует по замкнутому контуру, в который включен потребитель теплоты. Температура воды на выходе из конденсатора несколько ниже температуры конденсата / н, но достаточно высока д ля обогрева помещений.

Конденсат при температуре t H забирается насосом 7 и после сжатия подается в котел 1. Охлаждающая вода нагревается за счет теплоты конденсирующегося пара и под напором, создаваемым насосом 6, поступает в отопительную систему 5. В ней нагретая вода отдает теплоту окружающей среде, обеспечивая необходимую температуру помещений. После выхода из отопительной системы охлажденная вода вновь поступает в конденсатор и в нем опять нагревается поступающим из турбины паром.

При наличии более или менее постоянного потребителя производственного пара пользуются турбиной, работающей с противодавлением без конденсатора.

В теплофикационных установках, цикл которых показан на рис. 2.8, а , используются турбины трех типов: с противодавлением р 2 = 1,2... 12 бар (рис. 2.8, б); ухудшенным вакуумом/^ = 0,5...0,9 бар (рис. 2.8, в) и регулируемыми отборами пара (рис. 2.8, г).

Турбины с противодавлением относительно просты, малогабаритны и дешевы, но применяются редко, поскольку количество электроэнергии, вырабатываемое с их помощью, зависит не от электрических, а от тепловых потребителей, весьма нестабильных.

Турбины с ухудшенным вакуумом при отсутствии тепловых потребителей могут работать с расширением пара до глубокого вакуума, как конденсационные, но выработка электроэнергии у них тоже зависит от расхода теплоты.

Турбины с регулируемыми отборами не имеют указанных недостатков, позволяют свободно изменять электрическую и тепловую нагрузки, т.е. работать по свободному графику. Они в основном и применяются на ТЭЦ. На рис. 2.8, г приведена схема такой установки с одним регулируемым отбором пара при д ог6 (в зависимости от потребностей в электроэнергии и теплоте), которое устанавливается с помощью клапана 12, расположенного на магистрали между ступенями турбины высокого 11 и низкого 13 давлений.

Рис. 2.8. Теплофикационный цикл (а) и три типа установок: с противодавлением (б), ухудшенным вакуумом (в) и регулируемыми отборами

/... 10 - точки диаграммы; II - часть турбины высокого давления; 12 - регулятор количества отбираемого пара; 13 - часть турбины низкого давления

Теплофикационный цикл в Т, s- диаграмме показан на рис. 2.9. Площадь контура, ограниченного жирными линиями, соответствует теплоте q no „, превращенному в турбине в механическую работу. Площадь, расположенная под указанным контуром и соответствующая количеству теплоты q 2 , уносимому охлаждающей водой, в данном теоретическом случае не теряется бесполезно, а используется для отопления. Таким образом, общее количество полезного использования теплоты складывается из пол и q 2 ?

Рис. 2.9. Изображение теплофикационного цикла в Т, з-диаграмме

Термический КПД теплофикационного цикла ниже термического КПД соответствующего конденсационного цикла, в котором пар расширяется в турбине до очень низкого давления (/> 2 = 3 ...5 кПа), производя при этом полезную работу, и превращается в охладителе в конденсат, а отнятая от него в конденсаторе теплота полностью теряется с охлаждающей водой. Это объясняется тем, что в теплофикационном цикле конечное давление пара р 2 значительно превосходит обычное давление в конденсаторе паровой турбины, работающей по конденсационному циклу. Увеличению давления р 2 , как это видно из Г,5-диаграммы (см. рис. 2.9), соответствует сокращение количества теплоты q no „, используемой в паровой турбине (уменьшение площади 1-2-3-4-5), и увеличение количества теплоты q 2 , уносимой охлаждающей водой (увеличение площади 1-5-4"-Г), и в итоге - уменьшение гц.

Применительно к теплофикационному циклу его термический КПД не может служить полноценной мерой экономичности, поскольку он не учитывает полезное использование потребителем той части теплоты, которая не превращается в работу, т.е. теплоты q 2 .

Поэтому для оценки экономичности теплофикационных циклов пользуются так называемым коэффициентом использования теплоты, представляющим собой отношение всего количества полезно использованной теплоты (т.е. суммы теплоты, превращенной в работу и равной q n0 „, и теплоты, использованной потребителем без ее превращения в работу, равной q 2), ко всему количеству подведенной к рабочему телу теплоты:

Теоретически, поскольку q t = П0Л + q 2 , этот коэффициент равен единице. Практически же величина его колеблется от 0,65 до 0,7.

Это говорит о том, что в теплофикационном цикле степень тепло- использования почти в два раза больше, чем в чисто конденсационном цикле. Следовательно, комбинированный способ выработки теплоты и электрической энергии значительно экономичнее способа их раздельной выработки.

ПАРОСИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

Паросиловые установки (ПСУ) предназначаются для получения электрической энергии и водяного пара, идущего на производственные нужды промышленных предприятий. В настоящее время все крупные химические заводы и комбинаты имеют свои собственные ПСУ.

На рис.20 представлена принципиальная схема паросиловой установки. ПСУ состоит из парового котла (1,1"), паровой турбины (2), конденсатора (3) и питательного насоса (4). Паровой котел является сложным инженерным сооружением. На схеме условно изображены лишь два его элемента – барабан котла (1) и пароперегреватель (1").

Рис. 20. Принципиальная схема паросиловой установки

Работа установки состоит в следующем. Питательная вода (конденсат и вода, возвращающаяся с предприятия) насосом (4) нагнетается в барабан парового котла (1). В барабане за счет химической теплоты топлива, которое сжигается в топке котла (топка на рис. 3 не показана), а в некоторых случаях за счет энергетического потенциала горючих или высокотемпературных вторичных энергоресурсов вода при постоянном давлении превращается во влажный насыщенный пар (Х = 0,9 – 0,95). Затем влажный насыщенный пар поступает в пароперегреватель котла (1"), где перегревается до заданной температуры. Перегретый пар направляется в паровую турбину (2). Здесь он адиабатно расширяется с получением полезной работы, которая с помощью генератора трансформируется в электрическую энергию. Современные турбины имеют ряд отборов, через которые пар направляется на технологические нужды цехов промышленного предприятия. После турбины отработанный пар направляется в конденсатор (3). Конденсатор представляет из себя обычный кожухотрубный теплообменник, основное назначение которого состоит в создании вакуума за турбиной. Это приводит к повышению теплопадения в турбине, что повышает экономичность цикла ПСУ. В конденсаторе за счет отвода теплоты от отработанного пара к охлаждающей воде он конденсируется. Полученный конденсат насосом (4) вновь подается в барабан котла.

Рис. 21. Цикл П.С.У. в Р – υ и Т – S диаграммах

На рис. 21 представлен цикл ПСУ в диаграммах Р – υ и Т – S. В этих диаграммах линия 1–2–3–4 соответствует изобарному процессу получения перегретого пара в паровом котле. Участок 1-2 характеризует процесс нагревания питательной воды до температуры кипения, участок 2-3 соответствует процессу парообразования, т.е. превращение воды в пар, участок 3-4 характеризует процесс перегрева пара. Линия 4-5 отражает адиабатный процесс расширения пара в турбине. Отрезок 5-6 – изобарный процесс конденсации пара в конденсаторе. Линия 6-1 характеризует процесс повышения давления питательной воды в насосе. Процесс повышения давления воды в насосе практически протекает при постоянной температуре и без теплообмена с окружающей средой. Кроме того, учитывая, что жидкости практически не сжимаются, это можно считать и изохорным. При этих условиях процесс 6-1 протекает при q = 0, Т = const, υ = Р – υ и Т – S и S = Р – υ и Т – S. Поэтому линия 6-1 в Т - S диаграмме трансформируется в точку.

При анализе циклов паросиловых установок вводятся следующие понятия:

1. Техническая работа турбины . Под технической работой турбины понимают работу всех термодинамических процессов цикла.

Для изобарного процесса 1-4 имеем:

(7.12)

В процессе адиабатного расширения пара в турбине:

При изобарном процессе конденсации в конденсаторе:

(7.14)

Для процесса 6-1, характеризующего техническую работу насоса при q = 0,

Т = const , υ = const и S = const, получаем

Следовательно:

2. Работа цикла . Работа цикла определяется как разность между технической работой Трубины и работой затрачиваемой насосом.

Оценка эффективности цикла ПСУ осуществляется с помощью коэффициентов полезного действия цикла. Различают термический и внутренний относительный КПД цикла. Под термическим коэффициентом полезного действия цикла понимают отношение работы цикла к теплоте, подведенной от верхнего источника. Работа цикла определяется по формуле (7.17). Верхним источником теплоты в данном случае являются дымовые газы, получаемые в процессе горения топлива, или высокотемпературные В.Э.Р.

Теплота от верхнего источника к рабочему телу (q 1 ) подводится в паровом котле в процессе 1-2-3-4. Эта теплота численно равна:

В этом случае термический КПД цикла ПСУ можно записать следующим образом:

(7.19)

На практике при анализе работы ПСУ часто используют формулу, не учитывающую работу насоса, ввиду ее малости по сранению с технической работой цикла:

(7.20)

где Δh – теплопадение в турбине.

В действительном цикле ПСУ адиабатный процесс расширения в соплах паровой турбины является необратимым. Необратимость связана с возрастанием энтропии, поэтому действительное теплопадение Δh д меньше теоретического Δh . На рис. 22 представлено теоретическое и действительное теплопадение в паровой турбине в h - S диаграмме.

Рис. 22. Графическое представление теплопадения в турбине на h – S диаграмме.

Термический КПД реального цикла ПСУ определится по выражению.

Назначение: превращение теплоты в работу.

Термодинамика не запрещает такое превращение, так как согласно первому закону термодинамики

du = dq – dw → dw = dq – du. (6.1)

Следовательно, получать работу dw > 0 можно или/и подводом теплоты dq > 0 или/и уменьшением внутренней энергии du < 0.

В химической технологии и энергетике теплосиловые установки применяются как источники энергии для компрессоров, вакуум-насосов, вентиляторов и газодувок, насосов для перемещения жидкостей, для приведения в действие дробилок и других измельчителей. В энергетике теплосиловые установки используют для производства электроэнергии и теплоты для обогрева.

1. Двигатели внутреннего сгорания.

Эти двигатели различают по виду топлива на бензиновые и дизельные. На рис. 6.1 представлена индикаторная диаграмма цикла бензинового двигателя.

Рис. 6.1. Индикаторная диаграмма бензинового двигателя внутреннего сгорания.

А1 – процесс всасывания паро-воздушной смеси в объем цилиндра;

1 – 2 – сжатие этой смеси; в точке 2 возбуждение искры запального устройства (свечи);

2 – 3 – вспышка (взрыв) паров бензина в смеси с кислородом воздуха;

3 – 4 – процесс политропического расширения дымовых газов;

в точке 4 – открытие выхлопного клапана;

4 – 1 процесс выхлопа дымовых газов в атмосферу.

На рис. 6.2 представлена индикаторная диаграмма дизельного двигателя внутреннего сгорания.

Рис. 6.2. Индикаторная диаграмма дизельного двигателя внутреннего сгорания.

А1 – процесс всасывания чистого воздуха из атмосферы в цилиндр двигателя;

1 – 2 – процесс сжатия воздуха; в точке 2 – впрыск дизельного топлива в цилиндр;

2 – 3 – горение топлива; 3 – 4 –процесс политропического расширения;

т. 4 – открытие выхлопного клапана; 4 – 1 – выхлоп дымовых газов в атмосферу.

Можно показать, что термический коэффициент полезного действия η t двигателей внутреннего сгорания сильно зависит от степени сжатия р 1 /р 2 (см. рис. 6.1 и 6.2): чем больше эта степень, тем больше η t . Для бензинового двигателя степень сжатия ограничена температурой самопроизвольной вспышки паров бензина в смеси с кислородом воздуха. Поэтому паровоздушную смесь приходится сжимать до температуры ниже температуры вспышки, а само горение (взрывного типа) инициируют с помощью искры в запальной свече.

В дизельных двигателях сжимается чистый воздух, степень сжатия в таких двигателях ограничена только прочностными свойствами материалов для изготовления двигателей. Поэтому степень сжатия в дизельном двигателе много больше степени сжатия в бензиновом двигателе и, соответственно, η t – тоже.

Для бензиновых двигателей η ≈ 25% – 30%, для дизельных η ≈ 40% - 45%. Это значит, что из 10 литров бензина в баке на собственно движение автомобиля будет израсходовано только 2,5 литра, а остальное пойдет на обогрев атмосферы и экологическую грязь. Зато у дизельного двигателя чуть меньше половины топлива будет истрачено с пользой, а остальное – потери.

2. Паросиловые установки.

На рис. 6.3 представлена технологическая схема паросиловой установки для производства электроэнергии.

Пар большого давления и температуры (см. т. 1) подается в сопловые аппараты турбины (см. лекцию 5), где происходит превращение потенциальной энергии пара в кинетическую энергию потока пара (скорость потока – сверхзвуковая). Кинетическая энергия сверхзвукового потока превращается на лопатках турбины в кинетическую энергию вращения колеса турбины и в работу производства электроэнергии.

На рис. 6.3 показана одна турбина, на самом деле турбина имеет несколько ступеней расширения пара.

После турбины (см. т. 2) пар направляется в конденсатор. Это обычный теплообменник, внутри труб проходит охлаждающая вода, снаружи – водяной пар, который конденсируется, вода становится жидкой (см. т.3).

Рис. 6.3. Принципиальная технологическая схема паросиловой установки.

Эта вода поступает в питательный насос, где происходит увеличение давления до номинальной (проектной) величины (см. т. 4).

Далее вода с высоким давлением направляется в котельный агрегат (на рис. 6.3 он обведен штриховой линией). В этом агрегате вода сначала нагревается до температуры кипения от дымовых газов из топки котла, затем поступает в кипятильные трубы, где происходит фазовое превращение вплоть до состояния сухого насыщенного пара (см. т. 5 на рис. 6.3).

Наконец, сухой насыщенный пар идет в пароперегреватель, обогреваемый топочными дымовыми газами из топки. Состояние пара на выходе из пароперегревателя характеризуется точкой 1. Так замыкается цикл (см. лекцию 4). Этот цикл паросиловой установки предложил немецкий инженер Ренкин, и потому его и назвали циклом Ренкина..

Рассмотрим цикл Ренкина на трех термодинамических диаграммах p – v, T – s, h – s (см. рис. 6.4).

Рис. 6.4. Цикл Ренкина на термодинамических диаграммах.

Нумерация точек совпадает с нумерацией на рис. 6.3.

Процесс 1 – 2 – расширение пара в соплах турбины;

2 – 3 – процесс конденсации пара; 3 – 4 – процесс в питательном насосе;

4 – 5 – процесс нагрева воды и ее кипение; 5 – 1 – процесс перегрева пара.

Заштрихованы те области диаграмм, площадь которых численно равна работе и теплоте за цикл, причем q ц = w ц.

Из технологической схемы на рис. 6.3 и диаграммы Т – s на рис. 6.4 следует, что теплота подводится к рабочему телу в процессах 4 – 5 – 1, у которых ds > 0. И эти процессы характеризуются инвариантом p 1 = const. Поэтому подводимая в цикле Ренкина теплота q подв равна:

q подв = h 1 – h 4 .Дж. (6.2)

Теплота отводится от рабочего тела в процессе 2 – 3 (ds < 0) и этот процесс тоже p 2 = const. Поэтому

q отв = h 2 – h 3 . Дж. (6.3)

Разность между подведенной теплотой и отведенной представляет собой теплоту цикла q ц, превращенную в работу w ц (см. лекцию 4):

w ц = q ц = (h 1 – h 4) – (h 2 – h 3) = (h 1 – h 2) – (h 4 – h 3).

Разность энтальпии воды до питательного насоса (точка 3) и после (точка 4) ничтожно мала. В связи с этим

w ц = q ц = h 1 – h 2 .(6.4)

Термический коэффициент полезного действия цикла Ренкина (а это отношение «пользы», т.е. w ц, к «затратам», т.е q подв) равен

η t = (h 1 – h 2)/(h 1 – h 4).(6.5)

Пример. Паросиловая установка работает по циклу Ренкина с начальными параметрами пара р 1 = 20 бар и t 1 = 300 0 С. Давление в конденсаторе р 2 = 0,05 бара. Найти термический коэффициент полезного действия η t .

Решение. Как следует из общего метода решения задач, в которых фигурирует реальное рабочее тело, прежде всего необходимо выяснить состояние воды в первой точке цикла (см. рис. 6.4), чтобы знать, какими таблицами для водяного пара следует пользоваться для поиска необходимых параметров.

По таблицам насыщенных паров для Н 2 О по величине р 1 = 20 бар находим температуру насыщения (кипения): t н = 212 0 С. Сравниваем эту величину с t 1 = 300 0 C. Так как t 1 > t н, то делаем вывод: в точке 1 водяной пар находится в перегретом состоянии и, следовательно, необходимо пользоваться таблицей для перегретого водяного пара. Глядя на (6.5), видно, что для решения задачи из таблицы необходима энтальпия в точке 1: h 1 = 3019 кДж/кг.

Далее переходим к определению параметров состояния пара в точке 2. Про эту точку знаем, что р 2 = 0,05 бара и что s 2 = s 1 = 6.757 кДж/кгК (здесь мы мысленно провели изоэнтропу из точки 1 до изобары р 2 = const, так как процесс 1 – 2 – это процесс истечения пара в соплах турбины).

Снова традиционно обращаемся к таблице насыщенного водяного пара по давлениям и видим, что при р 2 = 0,05 бара энтропия s΄ = 0,4761 кДж/кгК для кипящей воды и энтропия s” = 8,393 кДж/кгК для сухого насыщенного пара. Сравнивая величины энтропий s΄, s” и s 2 , видно, что точка 2 находится в области влажного (насыщенного) пара и, следовательно, придется пользоваться таблицами влажного водяного пара.

Глядя на (6.5), видно, что для решения задачи необходимо определить величину энтальпии в точке 2. Для этого придется сначала найти степень сухости водяного пара в точке 2, и только потом определим h 2 .

s 2 = s 1 = s΄ + xr/T н → x = (s 1 - s΄)T н /r.

Теплоту фазового перехода воды при давлении р 2 = 0,05 бара находим по тем же таблицам насыщенного водяного пара: r = 2423 Кдж/кг. Здесь же находим температуру пара в точке 2: t 2 = t н = 32,88 0 С. Тогда

x = (6,757 – 0,476)(32,88 + 273)/2423 = 0,793.

h 2 = h΄ + xr → h 2 = 137,83 + 0,793*2423 = 2059 кДж/кг.

Величину энтальпии кипящей воды h΄ = 137,83 кДж/кг = h 4 опять-таки находим по тем же таблицам насыщенного водяного пара.

Окончательно:

η t = (см. (6.5)) = (3019 – 2059)/(3019 – 137,83) = 0,333.

Ответ: η t = 0,333 = 33,3%.

Замечание. Такая величина термического коэффициента полезного действия по существу означает следующее. Из 100 вагонов угля, сжигаемого в топке котельного агрегата, добытого где-то в Кузбассе тяжким и опасным трудом шахтеров, привезенных, скажем, на Кольский полуостров в город Кировск по железной дороге, - только 34 вагона угля будут «превращены» в электроэнергию, а остальные 66 вагонов пойдут на обогрев атмосферы. Какое расточительство!

Горячая вода из конденсаторов некоторых ТЭЦ на берегах р. Москвы сбрасывается в реку. Дикие утки не хотят лететь на зиму в Африку, им и у ТЭЦ хорошо, а для нас это разорение.

Замечание. Найдем термический коэффициент полезного действия цикла Карно в тех же температурных пределах, что и в рассмотренном примере. Температуру воды в конденсаторе уже определили по таблице насыщенного водяного пара при р 2 = 0,05 бара: t н = 32,88 0 С.

η к t = 1 – T 2 /T 1 = 1 - (32,88 + 273)/(300 + 273) = 0,466 = 46,6%

Иными словами, самый совершенный цикл, т.е. цикл Карно, имеет КПД в условиях задачи рассматриваемого примера чуть меньше половины (из 100 вагонов угля половина уйдет на обогрев атмосферы). И здесь с термодинамикой спорить бесполезно.

Рис. 6.5 демонстрирует причину малого КПД цикла Ренкина по сравнению с циклом Карно.

Рис. 6.5. Иллюстрация причины малого КПД цикла Ренкина

по сравнению с циклом Карно. Потери работы – заштрихованная площадь.

Нумерация точек совпадает с нумерацией на рис. 6.3 и 6.4.

Замечание. Совершенство паросиловой установки определяется не только термическим коэффициентом полезного действия цикла, но и коэффициентом полезного действия котельного агрегата. Последний представляет собой отношение подведенной теплоты к рабочему телу к химической энергии топлива. К чести отечественных теплоэнергетиков, разработчиков котельных агрегатов КПД современной котельной установки составляет величину 99,5%. Это значит, что из 100 вагонов угля 99,5 вагонов угля будут «превращены» в энтальпию перегретого пара (точка 1 на рис. 6.3, 6.4 и 6.5) и только 0,5 вагона угля уйдут на обогрев атмосферы. Следовательно, низкий КПД всей паросиловой установки, работающей по циклу Ренкина, имеет глубокие термодинамические (генетические) основания.

Суть этих оснований в том, что природа воды, ее физико-химические свойства таковы, что цикл Ренкина слабо заполняет площадь внутри цикла Карно (см. рис. 6.5).

Воду сделали рабочим телом в паросиловых установках чисто исторически довольно давно. А причина этого в том, что вода – самое распространенное вещество на Земле, воды раньше было много, она была бесценна. Сегодня малая стоимость воды стала мифом: во-первых, воды что-то стало мало, промышленность России давно сидит на голодном пайке; во-вторых, вода из реки, озера, водохранилища или артезианской скважины оказалась просто непригодной, в ней много примесей, солей жесткости, растворенных газов, все это сильно уменьшает надежность и котельного агрегата и турбины. Современная обработка воды для паросиловой установки делает ее очень дорогой. Даже воду для охлаждения конденсатора приходится тщательно очищать от водорослей, амеб, жгутиковых организмов, микроорганизмов, так как они великолепно живут и активно размножаются в теплообменнике, приводя всю установку в состояние отказа.

Подведем предварительные итоги : коэффициенты полезного действия и двигателей внутреннего сгорания и паросиловых установок – расточительно малы. Следовательно, приходится и/или разрабатывать мероприятия по увеличению КПД и/или заниматься энергосбережением.