книги / Теплотехника (курс общей теплотехники)

процесса расширения увеличивается, причем тем больше, чем выше на­ чальное давление пара.

7. Изменения энтальпии пара в процессе его расширения в идеаль­ ной турбине происходят таким образом, что с ростом начальных давле­ ния или температуры термический к. п.д. цикла возрастает и соответст­ венно уменьшается теоретический расход пара. Наилучшие результаты достигаются при одновременном возрастании и давления, и температуры пара.

Изложенными выше соображениями объясняется современная тен­ денция к повышению начальных параметров пара. Переход от начально­ го давления пара (перед турбинами), равного 3,5 Мн/м2, и температуры, составляющей 450°С, к давлению 9,0 Мн/м2 и температуре 500°С дает уменьшение расхода топлива на 14—16%; Дальнейшее повышение на­ чальных параметров пара до 14 Мн/м2 и 565°С обеспечивает дополни­ тельно до 12% экономии топлива. В настоящее время стоит вопрос о до­ ведении начальных параметров пара до 30 Мн/м2 и более при темпера­ туре его 650°С. Переход на использрвание пара таких параметров повлечет за собой дальнейшее повышение экономичности установок,-од-, нако потребует использования в конструкции котлов и турбин особо жа­ ропрочных сталей.

Цикл с промежуточным перегревом пара

Из табл. 10-1 следует, что при применении пара высокого давления влажность его в турбине в конце процесса расширения становится 'зна­ чительной даже при очень высокой начальной температуре. Между тем работа турбин на влажном паре недопустима, так как она вызывает уве­ личение потерь и износ (эрозию) турбинных лопаток в результате меха­ нического воздействия на них взвешенных в паре частиц влаги.

При. использовании пара высокого давления повышение начальной температуры его до пределов, допустимых по соображениям прочности металла пароперегревателя и паро­ вой турбины, может оказаться недо­ статочным для обеспечения допусти­ мой влажности пара в конце его процесса расширения в турбине. По­ этому пар на некоторой стадии рас­ ширения приходится отводить из

турбины и подвергать повторному перегреву в специальном пароперегре­ вателе, после чего повторно перегретый пар вновь вводится в турбину, где и заканчивается процесс его расширения, В результате этого при

121

окончательном расширений рара до принятых на практике давлений вла­ жность его не превышает допустимых значений.

Паротурбинные установки, в которых используется такой метод, на­ зывают установками с промежуточным перегревом па-

р а, При прайильном выборе давления отбора пара для его промежуточ­ ного перегрева й температуры промежуточного перегрева не только пре­ дотвращается чрезмерное увлажнение пара в конце процесса расшире­ ния, но и достигается некоторое увеличение термического к. п. д. уста­ новки.

Схема паросиловой установки с промежуточным перегревом пара показана на рис. 10-19, а соответствующий цикл в системе 5 — Т — на рис. 10-20. Из схемы видно, что пар из пароперегревателя 2 направляет­ ся в цилиндр высокого давления 3 Турбины; по выходе из него пар по­ ступает для промежуточного перегрева во вторичный пароперегрева­ тель 4, из которого далее подается в цилиндр низкого давления 5 тур­ бины (позицией 6 обозначен электрический генератор, а позицией 1— котел) и далее в конденсатор 7, из которого конденсат Поступает в на­ сос 8. Процесс адиабатного расширения в цилиндре высокого дав­ ления турбины отображается на диаграмме 5 — Т отрезком 1—2,

процесс же адиабатного расширения в цилиндре низкого давления — отрезком /' — 2'

Полезная работа /0 цикла складывается из полезной работы в ци­ линдре высокогодавления, равной теплопадению /101=11 — /2, и полезной работыв цилиндре низкогодавления, равной теплопадению Лог= *1'— т. е.

/о —^01 + /*02 = (11--У "Ь 01' -- *2')*

Количество тепла 171, сообщаемого рабочему телу в цикле, склады­ вается из тепла, сообщаемого ему в котельном агрегате и равного и —/к (превращение воды, характеризуемой энтальпией /к*в перегретый пар характеризуемой энтальпией 1*1), и тепла, сообщаемого пару в промежу­

точном пароперегревателе и равного ц — т. е.

Ц\ = й --У + (*Г — *2')- Таким образом, термический к. п.д. рассматриваемого цикла составит

Соответственно теоретический удельный расход пара на выработку 1 кдж составит

Промежуточный перегрев пара обычно осуществляют в пароперегрева­ теле, располагаемом в том или ином месте газового тракта котельного агрегата, куда подводят пар от турбины и откуда перегретый пар по па­ ропроводу вновь подают в турбину.

Регенеративный цикл

Для повышения экономичности работы паротурбинных установок, помимо использования пара высоких параметров и его вторичного пере­ грева, широко применяют так называемый регенеративный цикл, в котором питательная вода до ее поступления в котельный агрегат подвёргается предварительному нагреву паром, отбираемым из промежуточных ступеней паровой турбины. На рис. 10-21 представлена принципиальная схема паросиловой установки с регенеративным подо­

122

гревом питательной воды. Питательная вода (конденсат отработав­ шего пара) из конденсатора 4 подается конденсатным насосом 5 в по­ верхностный подогреватель низкого давления 6, где она подогревается паром, отбираемым из промежуточной ступени низкого давления тур­ бины 3 и подаваемым в подогреватель по паропроводу //. Подогретая питательная вода подается далее насосом 7 в подогреватель высокого

что не все количество пара, поступающего в паровую турбину, проходит через всю ее проточную часть. Поэтому расход пара при регенеративном подогреве питательной воды выше, чем в установке той же мощности без него, однако термический к.п.д. в случае регенеративного подогрева пи­ тательной воды выше, чем в установках, в которых не применяется этот цикл. Это происходит вследствие того, что повышенный расход пара на

123

турбину покрывается дополнительной выработкой пара в котле (при той же его теплопроизводительности) вследствие подачи в него воды, подо­ гретой до более высокой температуры. При правильном выборе оконча­ тельной температуры питательной воды и правильном распределении ее подогрева в регенеративных подогревателях применение регенера­ тивного цикла в установках, использующих пар высоких параметров, дает экономию топлива, достигающую при большом числе отборов пара 14—16%.

Определим термический к. п.д. регенеративного цикла, осуществляе­ мого в рассмотренной выше установке. Для этого примем, что доля пара, проходящего через подогреватель более высокого давления, равна ось а доля'пара, проходящего через подогреватель более низкого давления, равна аг. Из диаграммы 5 — Т, приведенной на рис. 10-22 (на рис. 10-23 представлена соответствующая диаграмма 5 — 0» следует, что при пол­ нойконденсации,пара, отбираемого из турбины, количество тепла сообщенное в котельном агрегате питательной воде, выражается пло­ щадью 7—8—0—1—2'—7', равной разности энтальпий п— Рк1 , т. е.

Из этой же диаграмму видно, что количество тепла ^оь которое со­ ответствует работе пара, поступающего в первый отбор, выражается произведением площади 7—8—0—1—3—9—7, равной разности энталь­

пий — (?, на аь т. е.

количество тепла <702, которое соответствует работе пара, поступающего во* второй отбор, выражается произведением площади 6—8—0—1—4—5,

наконец, количество тепла ^0к» которое соответствует работе пара, Посту­ пающего в конденсатор, выражается произведением площади 5—<5—0— 1—2—5, равной разности энтальпий м — 12, на (1 — си — аг), т. е.

<?ок = (1 —“1 — «2) («1 — «>).

Сообразно с этим термический к. п.д. рассматриваемого регенеративного цикла будет равен

цр = Я01-Г <702+ Яок _ а1( *1~ *1°) + а2 ( *1—*1?) + (* —а1—аг) ( Ч —«'г)

При заданных давлениях отбора количество пара, отбираемого из соответствующих ступеней турбины, можно определить (при отсутствии потерь) из равенства количества тепла, отдаваемого паром, отбираемым из турбины, и количества тепла, воспринятого в подогревателях пита­ тельной водой (конденсатом). Из диаграммы 5 — Т видно, что это усло­

вие может быть выражено следующими двумя уравнениями (при двух отборах пара):

°ч(*1 — ‘“О = (1 — “0 (4 — 4 ) для первого отбора; а2 ('?— 4 ) = (1 — а| — а2) (4 — 1К)для второго отбора.

Решая совместно эти два уравнения, получим

(10-29)

124

Для определения теоретического расхода пара на выработку 1кдж электроэнергии при регенеративном подогреве питательной воды служит формула (в случае двух отборов пара)

А= —------ -------------- ------------------ :---- кг[кдж. (10-30) а1( ‘1~ м) + «2 ( М” *?) + (1 —а1—а2) ( ^—/2)

В реальных условиях тепловая схема с регенеративным подогревом пи­ тательной воды оказывается более сложной и содержит ряд элементов, не указанных в рассмотренной выше принципиальной упрощенной схеме.

На практике число отборов пара на регенерацию обычно составляет два-четыре и не превосходит семи, а для установок высокого и сверхвы­ сокого давления—десяти, так как каждый лишний отбор, как уже было указано, приводит к усложнению установки и вызывает ее удорожание.

Теплофикационный цикл

В тех случаях, когда прилегающие к тепловым электростанциям районы должны потреблять большие количества тепла, целесообразнее прибегать к комбинированной выработке тепла и электроэнергии, чем снабжать эти районы теплом от специальных котельных, а электроэнер­ гией— от конденсационных электростанций. Установки, служащие для комбинированной выработки т^пла и электроэнергии, называют теп­ лоэлектроцентралями (ТЭЦ); они работают по так называемо­ му теплофикационному циклу.

Рис. 10-24. Схема простейшей теп­ лофикационной установки

Рис. 10-25. Изображение теплофи­ кационного цикла на диаграмме 5 —Т

В простейшем виде схема работы теплофикационной установки изображена на рис. 10-24. Здесь цифрами 1—6 обозначены те же эле­ менты установки, что и на рис. 10-15. Цифрой 7 обозначен тепловой по­ требитель (например, система отопления).

В конденсаторе такой установки поддерживается небольшое разре­ жение, т. е. абсолютное давление в нем близко к атмосферному. Такому

давлению соответствует температура конденсирующегося пара *н, близ­

125

кая к 100°С. Охлаждающая вода под действием насоса 8 циркулирует по замкнутому контуру, в который включен потребитель тепла. Темпе­

ратура ее на выходе из конденсатора несколько ниже температуры кон­ денсата но достаточно высока для обогрева помещений. Конденсат при температуре забирается насосом 5 и после сжатия подается в ко­ тел 1. Охлаждающая вода нагревается за счеттепла конденсирующегося пара и под напором, создаваемым насосом 8, поступает в отопительную систему 7. В ней нагретая вода отдает тепло окружающей среде, обеспе­ чивая необходимую температуру помещений. По выходе из отопитель­ ной системы охлажденная вода вновь поступает в конденсатор и в нем опять нагревается поступающим из турбины паром.

При наличии более или менее постоянного потребителя производст­ венного пара пользуются турбиной, работающей с противодавлением без конденсатора. Пар, выходящий из турбины при давлении, несколько большем, чем требуется потребителю (для покрытия потерь в трубопро­ водах), прямо поступает к нему, и конденсат этого пара, если он не за­ грязнен, подается в систему питания паровых котлов. Если для целей производства требуется пар различных давлений, то наряду с такой противодавленческой турбиной пользуются дроссельно-увлажнительными установками, в которых давление пара снижают до нужных пределов.

Теплофикационный цикл на диаграмме 5 — Т иллюстрируется рис. 10-25. Площадь, образуемая контуром, вычерченным жирными линиями, соответствует теплу ол. превращенному в турбине в механическую ра­ боту. Площадь, расположенная под указанным выше контуром и соот­ ветствующая количеству тепла <72, уносимому охлаждающей водой, в данном теоретическом случае в отличие от случая, изображенного нарис. 10-17, не теряется бесполезно, а используется для целей отопления. Таким образом, общее количество полезного использованного тепла складывается из дПол и <72.

Термический к. п.д. теплофикационного цикла ниже термического к. п.д. соответствующего конденсационного цикла, в котором пар расши­ ряется в турбине до очень низкого давления, производя при этом полез­ ную работу, и превращается в охладителе в конденсат, а отнятое от него в конденсаторе тепло полностью теряется с охлаждающей водой. Это объясняется тем, что в теплофикационном цикле конечное давление па­ ра Р2 значительно превосходит обычное давление в конденсаторе паро­ вой турбины, работающей по конденсационному циклу. Увеличению же. давления рг. как в этом можно легко убедиться, рассматривая диаграм­ му (см. рис. 10-25), соответствует сокращение количества тепла <7лол, ис­ пользуемого в паровом двигателе (уменьшение площади 1—2—3—4-^5), и увеличение количества тепла <72, уносимого охлаждающей водой (уве­ личение площади 1—5—4'—/'), и, следовательно, в итоге— уменьшение величины т]*.

Однако применительно к теплофикационному циклу термический к. п.д. его не может служить полноценной мерой экономичности, посколь­ ку этим к. п.д. не учитывается полезное использование потребителем той части тепла, которая не превращается в работу, т. е. тепла <72.

Поэтому для оценки экономичности теплофикационных циклов поль­ зуются так называемым коэффициентом использования тепла, представ­ ляющим собой отношение всего количества полезно использованного тепла (т. е. суммы тепла, превращенного в работу и равного <7П0Л, и тепла> использованного потребителем без его превращения в работу, рав­ ного <72) ко всему количеству подведенного к рабочему телу тепла, т. е.

126

Втеоретическом случае, поскольку <71=<7пол+<72, этот коэффициент равен 1; практически величина его колеблется от 0,65 до 0,7; это говорит

отом, что в теплофикационном цикле степень теплоиспользования почти вдвое больше, чем в чисто конденсационном цикле, и что, следовательно, комбинированный способ выработки тепла и электрической энергии зна­ чительно экономичнее способа их раздельной выработки.

Всилу своих экономических преимуществ теплофикация находит в нашей стране весьма широкое применение. Практически из-за несов­ падения тепловых и силовых нагрузок в основу теплофикационного спо­ соба выработки энергии кладутся более сложные установки, в которых пар, являющийся носителем тепла, используемым потребителем, отво­

дится не из выхлопного патрубка, а из промежуточных регулируемых от­ боров турбины. Но и в этих случаях пар, до того как он поступит к по­ требителю, проходит через часть турбины и совершает в ней некоторую работу, используемую для выработки электрической энергии. При соот­ ветствующих условиях (большие расходы тепла потребителем, дли­ тельное время потребления им тепла в течение года, благоприятные ме­ стные условия и др.) и такая схема оказывается экономичнее, чем та, в которой осуществляется раздельная выработка тепла и электроэнергии.

ЦИКЛЫХОЛОДИЛЬНЫ УСТАНОВОК

Общеизвестно большое значение холода для хранения пищевых продуктов в быту и в пищевой и других отраслях промышленности. Наибольшее распространение получили паровые компрессионные

ивоздушные установки.

Впаровых компрессионных установках в качестве рабочих тел (хла-

доагентов) чаще всего применяют аммиак ЫН3 или фреоны (хлорфторпроизводные углеводородов метанового ряда, т.е. химические соедине­

ния, получаемые при замещении в СтНп атомов водорода атомами хло­ ра и фтора). Особенностью этих рабочих тел является низкая темпера­ тура кипения. Характеристика указанных хладоагентов приведена

в табл. 10-2.

Идеальным циклом холодильной установки является обратныйцикл Карно, который был рассмотрен выше (стр. 63), однако практически эти установки работают по другим циклам. Общим для всех этих цик­ лов является то, что тепло отнимается от охлаждаемых тел при посред­ стве хладоагента и передается окружающей среде. Согласно второму закону термодинамики, для действия всякой холодильной установки необходима затрата определенного количества внешней энергии.

Наиболее распространенной является паровая холодильная уста­ новка, схема которой показана на рис. 10—26. Эта установка состоит из испарителя (холодильной камеры) /, компрессора 2, конденсатора 3 и редукционного (дроссельного) клапана 4. Цикл этой установки, пока­ занный на диаграмме з—Т (рис. 10—27), осуществляется следующим образом. Компрессор 2 всасывает из испарителя сухой насыщенный пар хладоагента при постоянном давлении р\ и при соответствующей этому давлению температуре пара 1\ (точка /). Затем происходит адиабатное

Далее пар конденсируется в конденсаторе при неизменном давлении /?2=сопз1 (линия 2—2—3 на диаграмме) в результате его охлаждения водой, имеющей обычно температуру 10—15е С. Жидкий хладоагент

127

далее направляется обратно в испаритель 1 через редукционный клапан 4, в котором он дросселируется и частично испаряется, давление его снижается с рч до ри а температура вследствие дросель-эффекта падает от до 1\. На диаграмме процесс дросселирования условно отображает­ ся линией 3—0. Образующаяся паро-жидкостная смесь поступает в ис­ паритель, где испаряется в результате отнятия тепла у охлаждаемого

Таблица 10-2 Физические свойства главных хладоагентов

объекта в количестве, теоретически равном теплоте испарения жидкого хладоагента, поступившего в испаритель, т. е.

х0 и х±—степени сухости смеси, соответствующие состояниям, ха­ рактеризуемым точками 0 и 1 (в данном случае *1 = 1).

Процесс испарения, завершающий рассматриваемый цикл, происхо­ дит при р1=сопз1 и при /н1=соп51: и отображается на диаграмме лини­ ей 0—1. На диаграмме 5—Т количество тепла Я2=к—к дж/кг (где к и к —энтальпии хладоагента в точках 0 и 1), отнятого у охлаждаемого объекта и называемого удельной холодоЛроизводительностыо, изобра­ жается площадью ?2=пл. а—0—1—Ь—а.

Количество тепла, переданного охлаждающей воде в конденсато­ ре, измеряется площадью Я\= пл. с—3—2'—2—Ь—с.

Работа, затраченная на совершение цикла, выражается следующим образом:

/= ^ — ?2 = пл. с— 3— 2' — 2— 1 — 0— а — с =

=пл.й— 3— 2' — 2— 1 — й.

128

Равенство этих площадей следует из того, что энтальпия хладоагента до редуцирования (в точке 3) равна его энтальпии после редуциро­ вания (в точке 0), т.е. (3=1*0 или пл. е—й—3—с—е=пл. е—й—0—а—а, и, следовательно, пл. й—3—т —й=пл. с—т —0—а—с.

Эффективность холодильной установки характеризуется холодиль­ ным коэффициентом е, показывающим, какое количество тепла отнима­ ется от охлажденных тел на единицу затраченной работы:

Чем выше этот коэффициент, тем выше эффективность установки.

Ввоздушных холодильных установках

вкачестве холодильного агента используют воздух, который в случае идеального цикла

отдавления р\ компрессором адиабатносжи­ мается до давления р2 (линия /—2 на рис. 10-28), в результате чего его темпера­ тура возрастает с 7^ до Т2, и подается в ох­ лаждаемый водой теплообменник, где от него отбирается тепло <71и его температура при постоянном давлении р2 снижается до

ся в результате его адиабатного расшире­ ния в детандере* до Т4 (линия 3—4) с по­ нижением давления по р\. Охлажденный воздух поступает в холодиль­

ную камеру, где при постоянном давлении р\ он поглощает тепло д2 (линия 4—/) от подлежащей охлаждению среды, после чего цикл по­

вторяется.

Как видно, цикл отличается от цикла Карно тем, что по техническим причинам изотермические теплообменные процессы заменяются изо­ барными.

Холодильный коэффициент здесь равен г—д2Ц, где в данном слу­

ВЛАЖНЫЙ ВОЗДУХ

В сушильном деле в качестве сушильного агента т, е, среды, погло­ щающей влагу из подлежащего сушке материала, часто используют воз­ дух. В связи с этим знание свойств воздуха имеет большое значение.

* Детандером называют машину, совершающую техническуюработу за счет рас­ ширения в ней рабочего тела.

129

Сухим называют воздух, в ко­ тором не содержится водяной пар. Вла­ жным воздухом называют смесь су­ хого воздуха и водяного пара.

Существует предел содержания в воздухе водяного пара, при превышении которого водяной пар начинает конденси­ роваться и переходить в туман или росу. Воздух, содержащий максимально возмо­ жное количество водяного пара, называ­ ют насыщенным воздухом. Воз­ дух, занимающий по содержанию водяно­ го пара промежуточное положение меж­ ду сухим и насыщенным, называют не­ насыщенным.

При барометрическом давлении и температуре ниже 100°С максимальное количество пара тогда содержится в воз­ духе, когда этот пар является насыщен­

ным; следовательно, насыщенный воздух содержит насыщенный пар, со­ ответствующийтемпературеэтоговоздуха.

Давление содержащегося в воздухе пара, согласно закону Дальто­ на, может быть определено на основании следующего уравнения:

где В— барометрическое давление; рв — парциальное давление сухого воздуха;

рп— парциальное давление водяного пара.

Из изложенного выше следует, что в насыщенном воздухе при его температуре ниже 100°С парциальное давление пара равно давлению насыщения при этой температуре, а в ненасыщенном воздухе парциаль­ ное давление пара ниже давления насыщения, соответствующего темпе­ ратуре ненасыщенного воздуха.

Из рис. 10-29, на котором нанесены пограничные кривые для содер­ жащегося в воздухе водяного пара, следует, что при неизменной темпе­ ратуре (кривая /—2Усоответствующая изотерме *=сопз1) наибольшие парциальное давление и плотность пара соответствуют его состоянию, отображаемому точкой /, когда он является насыщенным. По мере пе­ регрева давление и плотность его уменьшаются.

Характеристиками влажного воздуха служат его абсолютная и относительная влажность. Под абсолютной влажностью воз­ духа понимают массу пара, содержащегося в 1 ж3 влажного воздуха. Очевидно, абсолютная влажность воздуха является плотностью нахо­ дящегося в нем пара при парциальном давлении его, отвечающем тем­ пературе влажного воздуха. Поэтому абсолютную влажность воздуха можно обозначить через рп. Очевидно, максимально возможная абсо­ лютная влажность воздуха соответствует его плотности рн при данном парциальном давлении. Под относительной влажностью воз­ духа понимают отношение абсолютной влажности к максимально воз­ можной абсолютной влажности воздуха при той же температуре. Отно­ сительную влажность воздуха обозначают через <р.

Если для упрощения допустить с очень малой погрешностью, что находящийся в воздухе водяной пар, подобно идеальному газу, подчиня­ ется закону Бойля—Мариотта, и учесть, что плотности и удельные объё­ мы газов являются величинами обратными, то можно будет записать

(см. рис. 10-29).

130