книги / Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок

Рис. 2.1

новым (1730— 1766). Прообраз современной паровой машины с конденсатором создал в 1780 г. английский изобретатель Дж. Уатт. После ряда усовершенствований эта машина получила очень широкое применение в самых различных отраслях промышленности, на железнодорожном и водном транспортах. Достаточно сказать, что уже в 1840 г. суммар­ ная мощность паровых машин во всем мире составила около 1 650 000 л. с., а через 50 лет в 1890 г.— более 50 млн. л. с. Многие паровые машины продолжают работать и в настоя­ щее время.

Принципиальная тепловая схема простейшей установ­ ки с паровой машиной и ее цикл приведены на рис. 2.1. В котлоагрегате ПК за счет теплоты сгорания топлива пита­ тельная вода превращается в пар, который затем поступает в цилиндр паровой машины ЯМ , расширяется в нем и про­ изводит полезную работу. Отработавший в машине пар на­ правляется в конденсатор К, где отдает тепло охлаждающей воде и снова превращается в воду, т. е. конденсируется. Ох­ лаждающая (циркуляционная) вода подается в конденсатор из реки или другого источника. Из конденсатора пита­ тельным насосом Я этот конденсат подается в барабан паро­ вого котла ЯД\ Таким образом, водяной пар совершает последовательный ряд процессов, представляющих собой термодинамический цикл рассмотренной установки.

Вызвавшая колоссальный рост и концентрацию промыш­ ленности паровая машина постепенно перестала удовлетво­ рять ее требованиям. Изобретенная в конце XIX в. паровая турбина оказалась более быстроходным двигателем, вытес­ нила тихоходную и маломощную паровую машину. Паровая турбина стала главным двигателем крупных электрических

станций. В настоящее время единичная мощность крупных турбин превышает 1 млн. кВт.

Принципиальная схема простейшей паротурбинной уста­ новки конденсационного типа и ее цикл в р — о-координа- тах изображены на рис. 2.2. Здесь Т — паровая турбина; остальные обозначения те же, что и на рис. 2.1. Как видно из рисунков, процессы изменения состояния водяного па­ ра и их последовательность следующие: 34 — адиабатное сжатие воды в питательном насосе; 41 — нагрев воды, ис­ парение и перегрев пара в котлоагрегате; 12 — адиабатное расширение пара в паровой турбине; 23 — конденсация пара- в конденсаторе.

Сравнивая между собой рис. 2.1 и 2.2, можно заметить, что площадь цикла, а следовательно, и полезная работа паромашинной установки при соответственно равных на­ чальных и конечных параметрах пара оказывается всегда меньше вследствие неполноты расширения пара в паровой машине.

По этой причине, а также в связи с ограничением мощ­ ности, наличием поступательно-возвратного движения больших масс паровые машины на современных тепловых станциях не применяют. Все паротурбинные тепловые элек­ тростанции строят двух типов: конденсационные и теплофи­ кационные. Аналогично называют и соответствующие паро­ вые турбины. В конденсационной установке вырабатывается только электрическая энергия, а тепло конденсации отра­ ботавшего пара отдается охлаждающей воде, т. е. выбрасы­ вается в окружающую среду. В теплофикационных уста­ новках теплота отработанного пара (или его определенная часть) отдается тепловым потребителям.

Рис. 2.3

Электрические станции с теплофикационными установ­ ками называют теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Теплофи­ кационные установки, в которых отсутствует конденсатор, а весь отработанный пар направляется тепловым потребите­ лям, называют противодавленческими.Такое название объяс­ няется тем, что требуемое тепловыми потребителями дав­ ление пара, как правило, превышает атмосферное. Так, если давление в конденсаторах турбин КЭС обычно состав­ ляет 3 5 кПа, то давление пара, отбираемого для целей теплоснабжения, 0,1 1,5 МПа. В результате этого выра­ ботка энергии 1 кг пара в теплофикационной турбине всегда оказывается значительно меньше, чем в конденсационной.

Схема простейшей теплофикационной противодавленческой установки и ее цикл изображены на рис. 2.3. Как видно, цикл противодавленческой установки оказывается подобным циклу конденсационной и отличается от него бо­ лее высоким расположением изобары отвода тепла. Отрабо­ танный пар (в точке 2) оказывается, как правило, перегре­ тым.

Заштрихованная площадка (22'3'3) показывает, нас­ колько уменьшилась полезная работа 1 кг пара в резуль­ тате повышения противодавления. Простейшие циклы кон­ денсационной и теплофикационной установок в Т — s- диаграмме приведены на рис. 2.4. Здесь процесс 23 — отвод тепла потребителю при давлении пара р т, процесс 2Г3' — конденсация отработавшего пара в конденсаторе. Терми­ ческие к.п.д. рассмотренных двух циклов, имеющих одина­ ковые начальные параметры, но различные температуры отвода тепла, будут, очевидно, также различными.

Действительно, для любых циклов

где ТоСр — средняя абсолютная (среднетермодинамичес­ кая) температура отвода тепла в цикле, К; Т 1Ср — средне­ термодинамическая температура подвода тепла в цикле, К.

Как видно из рисунка, значение Т2Ср теплофикационной установки будет всегда более высоким, чем в конденсацион­ ной. Поэтому термический к.п.д. теплофикационного цик­ ла '•Птэц оказывается всегда меньше термического к.п.д. цикла конденсационных установок т|<КЭС1 имеющих те же начальные параметры пара. Вместе с тем использование тепла отработанного пара в теплофикационных установ­ ках для целей теплоснабжения приводит к определенной экономии топлива в энергосистеме, поскольку на тепловой электростанции тепло отработанного пара не выбрасывает­ ся в окружающую среду, а тепловой потребитель не расхо­ дует топлива. Широкое развитие теплофикации городов и промышленности в Советском Союзе приводит к ежегод­ ной экономии миллионов тонн топлива. Как видно, приме­ нение термического к.п.д.для сравнения между собой циклов теплофикационных и конденсационных установок оказы­ вается непригодным. Для этой цели применяют эксергетический к.п.д. цикла, равный отношению полученной работы /ц к израсходованной работоспособности (эксергии) подве­ денного тепла топлива:

ной работоспособностью продуктов сгорания топлива Д Е Г и работоспособностью тепла, отданного тепловым потреби­ телям Д Е Т. При этом

Для циклов конденсационных установок при Д Е Т = О

как конденсационных, так и теплофикационных установок всегда оказывается равным единице. Действительно, при отсутствии потерь от необратимости имеем:

для конденсационных циклов /ц = Д Е Г; для теплофикационных циклов 1Ц= д £ г — Д £ т, что

приводит, согласно формулам (2.2) и (2.3), в обоих случаях

к Ле* = 1.

Изложенное показывает, что теплофикация не приво­ дит к коренному улучшению самого ..цикла тепловой элек-

зывают потерей от перегрева отработанного пара (соот­ ветствует дважды заштрихованной площадке у точки 2).

Если же точка 2 находится в области влажного пара (точка 2'), то также возникают потери работы, но уже от торможения рабочих лопаток турбины каплями влаги, и чем больше влажность пара, тем больше потери на тормо­ жение.

По этим причинам смещение процесса расширения 12 на Т — s-диаграмме вправо или влево всегда вызывает изменение указанных потерь. Очевидно, что величины терми­ ческого и внутреннего к.п.д. цикла Ренкина также зависят от его параметров.

Термический к.п.д. цикла Ренкина при любой его кон­ фигурации всегда

Л/ = /ц tlqu*

где / ц/ = (^ — i2) — (*4 — г3) — работа цикла, равная раз­ ности теоретических работ расширения пара в турбине и сжатия воды в насосе; qlt = ix — — подведенное в идеаль­ ном цикле тепло, равное разности энтальпий пара и воды

подведенное тепло qx t, термический к.п.д. цикла Ренкина за­ пишется в виде

чем lllt, и равной / г, т. е. внутренней работе реального цикла. Соответственно получим: я?

внутренний (абсолютный) к.п.д. реального цикла

T)i = 1,/qt = [(i, — 1'ал) — (fid— h)V(h ~ hd)< (2^

относительный внутренний к.п.д турбины

относительный внутренний к.п.д. насоса

Напомним, что теоретическую работу пара в турбине определяют по изоэнтропе от состояния plt Тг до давления р2, а действительную по реальной (необратимой) адиабате от тех же pi9 Г, до действительного состояния 2Д (см. рис. 2.5).

При расчетах по указанным формулам следует помнить, что в идеальном и в реальном циклах параметры точки 3 одинаковы, а давление в точке 4 реального цикла значитель­ но (на 20—30%) выше, чем рг. Следовательно, r\oiu не равно обычно подсчитываемому адиабатному к.п.д. насоса, а зна­ чительно меньше его. Приближенно можно считать

где г|ад.„ — адиабатный к.п.д. насоса.

§ 2.3. Пути повышения эффективности циклов паротурбинных установок конденсационного типа

Как было показано в гл. 1, основными величинами, определяющими термодинамическую эффективность лю­ бого реального цикла, являются средняя температура под­ вода тепла 7 1ср, средняя температура отвода тепла в цикле Т2ор и удельная работа сжатия

Фсж = ^сжJQU*

Достижение наименьшего значения отношения Т2ср/ /7\Ср обеспечивает наибольшую величину термического к.п.д. цикла:

Если при этом будет и наименьшая величина удельной работы фсж, то при минимальных потерях от необратимости

процессов обеспечивается достижение и максимума внут­ реннего к.п.д. цикла. В свою очередь максимум г|г в паро­ турбинных установках всегда соответствует максимуму элективного к.п.д. ч\е.

Следовательно, любые возможные термодинамические усовершенствования циклов конденсационных паротурбин­ ных установок должны проводиться в направлениях: а) повышения средней температуры подвода тепла в цикле Г1ср; б) понижения средней температуры отвода тепла ^2СР» в) уменьшения величины срсж; г) уменьшения потерь от необратимости процессов как внутренней, так и внешней.

Рассмотрим теперь в Т — s-координатах (рис. 2.6) цикл простейшей конденсационной паротурбинной установки (цикл Ренкина), а также процессы: изобару отвода тепла от горячего источника ВА и изотерму подвода тепла к окру­ жающей среде Т0 = const. Очевидно, чем больше темпера­ тура горячего источника, тем выше можно поднять температуру 7\ср; чем ниже Г0, тем меньше ^гср» и термический к.п.д цикла r\t увеличится.

Применяя регенеративный подогрев воздуха уходящими газами котлоагрегата, можно значительно повысить темпе­ ратуру горения в топке и практически снять ограничения в повышении температуры подвода тепла в цикле со сторо­ ны продуктов сгорания. Температура подвода тепла на лю­ бом участке изобары водяного пара 4561 в этом случае может повышаться без роста потерь с уходящими газами.

Единственным фактором, ограничивающим повышение температуры пара в такой установке, является максимально допустимая температура стенок пароперегревателя и ло­ паток турбины по условиям прочности металла. Обозначим эту температуру через Т1тах. Следовательно, если подогре­ вом воздуха и топлива обеспечивается повышение температу­ ры газов на всех участках отвода тепла к водяному пару до более высокой, чем то всегда является термодина­ мически оправданным повышение температуры рабочего тела на всех участках цикла Ренкина до Т1тах.

Самым низкотемпературным участком подвода тепла в рассмотренном цикле является участок изобары водяного пара 45. Применяя паровой регенеративный подогрев пита­ тельной воды, можно этот участок частично или полностью от подвода тепла топлива освободить, нагревая здесь воду за счет регенерации.

Температуру подвода тепла на участке кипения воды 56 можно поднять повышением давления пара plt а среднюю

Рис. 2.7

температуру перегрева пара (в процессе 61) — повышением начальной температуры Тх при одновременном увеличении начального давления пара рх.

Кроме того, повышают Т1ср и с помощью многоступенча­ того подвода тепла в цикле, как об этом указывалось в гл. 1. Наконец, приближая изобару отвода тепла 23 к изо­ терме Т0 = const, можно также увеличить полезную работу цикла и повысить его термический к.п.д.

Следовательно, основные пути повышения термического и внутреннего к.п.д. циклов конденсационных паротурбин­ ных установок: повышение начальных параметров пара ръ 7\; понижение конечного давления цикла р2; регенера­ тивный подогрев питательной воды; промежуточный пе­ регрев пара (многократный подвод тепла топлива в ци­ кле).

Наряду с этим имеется и ряд других возможностей по­ вышения термодинамической эффективности циклов кон­ денсационных установок. Одним из таких способов являет­ ся замена водяного пара паром других рабочих тел (химичес­ ких веществ), обладающих определенными желательными для нас свойствами. Однако водяной пар обладает наиболее ценным положительным качеством, заключающимся в воз­ можности достижения весьма низкой (и очень близкой к температуре окружающей среды) средней температуры отвода тепла в цикле. Кроме того, вода имеет повсеместное распространение и небольшую стоимость подготовки.