Термодинамический расчет циклов тепловых двигателей. Расчет циклов паротурбинных установок

ВВЕДЕНИЕ. Паровая турбина вместе с относящимися к ней регенеративными подогревателями, конденсатором, насосами, трубопроводами и арматурой образует паротурбинную установку (ПТУ).
Современная паровая турбина состоит из большого числа деталей, тщательно изготовленных и собранных в единый агрегат. Мощности современных энергетических турбоагрегатов постоянно повышаются, и в настоящее время основной прирост мощностей в энергосистемах происходит за счет ввода агрегатов 300, 500, 800 МВт. На Костромской ГРЭС сооружен головной агрегат мощностью 1200 МВт.
Увеличение мощности турбоагрегатов позволяет сооружать ТЭС большой мощности при одновременном удешевлении их строительства и эксплуатации и снижении расходов топлива на выработанный киловатт-час. Наряду с экономичностью современная турбина должна отвечать высоким требованиям безопасности, надежности и маневренности. Требование высокой маневренности предъявляется ко всему энергетическому оборудованию. Турбина должна допускать быстрый пуск, набор и изменение нагрузки и остановку. Эта задача весьма сложна для агрегатов, работающих при высоких начальных параметрах пара (26 МПа, 540-570 °С) и имеющих стенки корпусов и фланцы большой толщины.
При разработке и эксплуатации турбин приходится сталкиваться с весьма сложными проблемами аэродинамики, теории колебаний, теплопередачи, изменения свойств материалов при высоких температурах и вибрации, автоматического регулирования и контроля турбоустановки.
234954445Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего образования «Уральский федеральный университет имени первого
Президента России Б. Н. Ельцина» (УрФУ)
Институт Уральский энергетический (УралЭНИН)_______________________
Кафедра/департамент Теплоэнергетика и теплотехника (ТиТ)___________
Заданиена курсовую работуСтудент ______Мезенин______________________________________________
группа_ЭНЗ-290031у___________
специальность/направление подготовки по направлению подготовки 08.03.01 – «Строительство».
Тема курсовой работы
Термодинамический расчет циклов паротурбинных установок (ПТУ)
Содержание работы
Паротурбинная установка имеет следующие параметры:
- параметры пара на входе в паровую турбину: давление p1, температура t1;
- давление в конденсаторе p2.
Мощность установки N. Охлаждающая вода нагревается в конденсаторе на Δt. Топливо имеет низшую рабочую теплоту сгорания Qнр . КПД парогенератора пг .
Рассчитать следующие циклы:
1. Цикл Ренкина на перегретом паре без учета работы насоса.
2. Цикл с промежуточным перегревом пара при давлении pа. Перегрев происходит до температуры, равной t1.
3. Цикл с двумя регенеративными отборами пара при давлениях pо1 и pо2.
4. Цикл Ренкина с необратимыми потерями в турбине.
Для каждого цикла необходимо:
1. Изобразить схемы установок и циклы в (p-v), (T-s), (h-s) диаграммах.
2. Определить:
а) термодинамические параметры и функции в характерных точках цикла и свести их в таблицу;
б) количество удельной подведенной и отведенной теплоты, удельную работу турбины, удельную полезную работу цикла, термический (или внутренний) КПД цикла;
в) расходы пара, топлива и охлаждающей воды в конденсаторе.
В конце расчета сделать выводы, сравнив термические КПД, степени сухости пара после турбины, расходы пара, топлива и охлаждающей воды в рассчитанных циклах.
3. Дополнительные сведения (вписать данные из таблицы с вариантами)
Вариант 8 Мезенин
Давление пара перед турбиной, бар p1 = 150
Температура пара перед турбиной, 0С t1 = 560
Давление в конденсаторе, бар p2 = 0,05
Нагрев воды в конденсаторе, 0С Δt = 12
Низшая рабочая теплота сгорания топлива, МДж/кг Qнр = 45
КПД парогенератора пг = 0,92
Мощность установки, МВт N = 290
Давление промежуточного перегрева пара, бар pа = 60
Давления регенеративных отборов, бар pо1 = 20 ; pо2 = 6
Внутренний относительный КПД турбины oiт = 0,87
План выполнения курсового проекта/работы
Наименование элементов проектной работы Сроки Примечания Отметка о выполнении
Расчет циклов Ренкина 23.03.2021 - 06.04.2021 Формирование пояснительной записки 06.04.20210-09.04.2021 Руководитель _____________________________________ ( А.В.Островская)
2.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕДанные для расчета задаются преподавателем индивидуально и записываются в таблицу (см. табл. 1).
Таблица 1
Давление пара перед турбиной, бар p1 = 150
Температура пара перед турбиной, 0С t1 = 560
Давление в конденсаторе, бар p2 = 0,05
Нагрев воды в конденсаторе, 0С Δt = 12
Низшая рабочая теплота сгорания топлива, МДж/кг
КПД парогенератора пг = 0,92
Мощность установки, МВт N = 290
Давление промежуточного перегрева пара, бар pа = 60
Давления регенеративных отборов, бар p01 = 20 ; p02 = 6
Внутренний относительный КПД турбины
Для вариантов 8–15: топливо – природный газ, , .
3. АНАЛИЗ ЦИКЛОВ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК3.1. Цикл Ренкина на перегретом паре
Основным циклом современных паротурбинных установок (ПТУ)является цикл Ренкина на перегретом паре. Перегретый пар с давлением р1 итемпературой t1 поступает в паровую турбину ПТ (рис. 3.1), где,адиабатически расширяясь, совершает работу. После турбины влажный парс давлением р2 поступает в конденсатор К, где, отдавая теплотуохлаждающей воде, полностью конденсируется при p = const и t = const.Конденсат с помощью питательного насоса ПН, адиабатическиповышающего его давление до р1, вновь подается в парогенератор (паровойкотел) ПГ, в котором получает теплоту от горячих продуктов сгораниятоплива, нагревается при постоянном давлении p1 до температуры кипения,испаряется, а образовавшийся сухой насыщенный пар перегревается впароперегревателе ПП до температуры t1. Теоретический цикл, совершаемыйв данной установке, представлен на рис. 3.2.

Рис. 3.1. Схема паротурбинной установки
Удельные количества подводимой в парогенераторе теплоты q1 иотводимой в конденсаторе теплоты q2 определяются как
, (3.1)
, (3.2)

Полезная работа цикла l0 находится как разность работы, вырабатываемой в турбине lТ , и работы, затрачиваемой в насосе lН ,
, (3.3)
где
, (3.4)
, (3.5)


Так как работа, затрачиваемая в насосе, значительно меньше работы,получаемой в турбине lТ, то для приближенного расчета цикла считают lН 0, . Тогда расчетные формулы (3.1–3.3) приобретут вид
, (3.6)
, (3.7)
, (3.8)


Термический КПД цикла определяет долю подводимой теплоты,преобразованной в цикле в полезную работу:
(3.9)

Расход пара D, кг/с, будет равен
(3.10)
где N – мощность установки, кВт.

Расход топлива ВТ, кг/с, сжигаемого в парогенераторе,
. (3.11)
где – теплотворная способность топлива, кДж/кг;
ПГ – КПД парогенератора.

Для конденсации пара в конденсаторе используется холодная вода,расход которой MВ, кг/с, определяется как
. (3.12)
где – теплоемкость воды, кДж/(кг К);
– разность температур охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора.

Параметры и функции в характерных точках цикла определяются по таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара (см. приложение). По начальным параметрам перегретого пара перед турбиной р1 и t1 находятся энтальпия h1, энтропия s1 и удельный объем v1. При необходимости используем метод линейной интерполяции.
Поскольку процесс расширения пара в турбине адиабатный, то s2 = s1.По давлению р2 и энтропии s2 определяется состояние пара (обычно пар в точке 2 влажный (см. рис. 3.2)). Тогда вычисляется степень сухости пара изформулы для расчета энтропии влажного пара , где –параметры насыщения при заданном давлении.
Энтальпия и удельный объем влажного пара определяются поформулам:


где - параметры кипящей воды;
параметры сухого насыщенного пара при давлении влажного пара p2.
Температура влажного пара равна температуре насыщения при данномдавлении.
Процесс конденсации пара 2–3 (см. рис. 3.2) проходит при постоянныхдавлении и температуре, т. е. р3 = р2, t3 = t2. Параметры и функции кипящейводы (точка 3 на диаграмме) выписываются из таблицы.
Процесс повышения давления в питательном насосе считаетсяадиабатным, следовательно, s4 = s3. Тогда по давлению p4 = p1 и энтропии s4 спомощью линейной интерполяции находится температура и энтальпия водыв точке 4.
Найденные параметры и функции сводятся в таблицу (табл.3.1).
Таблица 3.1
Термодинамические параметры и функции рабочего тела
Состояние Параметры и функции
p,бар t, оС h,
кДж/кг s,
кДж/(кг·К) v,
м3/кг х
1 150 560 3471 6,55 0,0233 -
2 0,05 32,8 2000 6,55 21,6 0,767
3 0,05 32,8 138 0,476 0,001 0
4 150 33,15 152,4 0,462 0,001 -
5 150 342,1 1433,4 3,68 0,0017 0
6 150 342,1 2611 5,31 0,0104 1
Решение задачи с помощью диаграммы h,s и по таблицам.
Определяем параметры воды и водяного пара в характерных точках цикла Ренкина (1-2-3-4-5-6-1 на рис. 3.1).
Точка 1 находится в области перегретого пара на пересечении изобары p1= 15,0 МПа и изотермы t1 = 5600 С (красная линия) на диаграмме h,s. Свойства пара в этом состоянии: удельный объем v1 =0,0233 м3/кг; энтальпия h1= 3471 кДж/кг; энтропия s1 = 6,556 кДж/(кг·К).







Точка 2. Из условия р2= 0,05 бар и s2 = s1 = 6,55 кДж/(кг·К) QUOTE кДжкг∙К устанавливаем, что точка 2 находится в области влажного пара на пересечении изобары р2 = 0,05 бар и изоэнтропы s2 = 6,55 кДж/(кг·К). Тогда значения удельного объема v2 = 21,6 м3/кг, энтальпии h2= 2000 кДж/кг и степени сухости х2 = 0,768.
Точка 3 характеризует состояние насыщенной жидкости при р3 = р2 = =0,05 бар. Энтальпия в данной точке с помощью диаграммы h,s рассчитывается по формуле:
.
При этом температура насыщения ts определяется в точке пересечения изобары 0,05 бар с правой пограничной кривой (х =1). Исходящая из этой точки изотерма (красная линия) и есть искомая ts.
Точке 4 соответствует состояние жидкости при давлении р1 =150,0 бар. Значение энтальпии h4 определяем, принимая работу насоса равной давлению р1, выраженному в МПа — lн = 15 кДж/кг
h4 = h3+|lн| = 137,4+15 = 152,4 кДж/кг



Точка 5 находится на пограничной кривой жидкости при р1=15,0 МПа. Температура насыщения при указанном давлении по диаграмме h, s равна 342,1°С, отсюда энтальпия h5 равна 4,19·342,1 = 1433,4 кДж/кг.
Точка 6 характеризует состояние насыщенного пара при р1=15,0 МПа. Свойства в этом состоянии определяются по диаграмме h, s: t6 = 342,1°С, v6 = 0,0104 м3/кг, h6 = 2611 кДж/кг, s6 = 5,31 кДж/(кг·К).
3.1.1 Графическое представление цикла Ренкина на перегретом паре

Рис.3.2,а – Цикл Ренкина на перегретом паре в (p-v), (T-s), (h-s) диаграммах с учетом работы насоса

Рис.3.2,б – Цикл Ренкина на перегретом паре в (p-v), (T-s), (h-s) диаграммах без учета работы насоса
1–2 – адиабатное расширение пара в ПТ; 2–3 – изобарно-изотермическая конденсация пара в К; 3–4 – адиабатно-изохорное повышение давление воды в ПН; 4–1 – изобарный подвод теплоты в ПГ с превращением воды в перегретый пар
3.2 Цикл с промежуточным перегревом пара при давлении ра
Для увеличения степени сухости пара в последних ступенях турбины, атакже для повышения КПД цикла (при правильном выборе давления итемпературы перегрева) применяют промежуточный перегрев пара (см. рис.3.3, 3.4). В этом случае пар, после адиабатного расширения в части высокогодавления турбины (ЧВД) до давления ра, вновь возвращается в паровойкотел, где в промежуточном пароперегревателе ППП вторично нагреваетсяпри постоянном давлении до температуры tb, близкой к начальнойтемпературе пара t1. Затем пар с параметрами рb = рa, tВ поступает в частьнизкого давления турбины (ЧНД), где адиабатно расширяется до давления вконденсаторе р2. Далее цикл аналогичен простому циклу Ренкина наперегретом паре, описанному выше.

Рис. 3.3. Схема ПТУ с промежуточным перегревом пара
Определение параметров и функций перегретого пара перед турбинойописано выше.
Так как процесс расширения пара в ЧВД адиабатный, то sа = s1. Тогда,по давлению ра и энтропии sа по таблице термодинамических свойств воды иперегретого пара (см. приложение) с использованием линейнойинтерполяции определяем параметры пара на входе в промежуточныйпароперегреватель в точке а.
Параметры и функции перегретого пара перед ЧНД (в точке b)определяются по давлению рb = рa и температуре tb = t1.
Так как процесс расширения пара в ЧНД адиабатный, то s2 = sb, и подавлению р2 и энтропии s2 рассчитываем степень сухости пара, энтальпиюи удельный объем.
Параметры кипящей воды в точке 3 не изменяются, так как давление вконденсаторе остается прежним.
Найденные параметры и функции сводим в таблицу (см. табл. 3.2).
Таблица 3.2
Термодинамические параметры и функции рабочего тела
Состояние Параметры и функции
p,бар t, оС h,
кДж/кг s,
кДж/(кг·К) v,
м3/кг х
1 150 560 3471 6,55 0,0233 -
а 60 400,0 3174 6,55 0,0474 -
b 60 560 3564 7,056 0,0618 -
2 0,05 32,8 2152,6 7,056 23,4 0,831
3 0,05 32,8 138 0,476 0,001 0
Точка 1 находится в области перегретого пара на пересечении изобары p1= 15,0 МПа и изотермы t1 = 5600 С. Свойства пара в этом состоянии: удельный объем v1 =0,0233 м3/кг; энтальпия h1= 3471 кДж/кг; энтропия s1 = 6,55 кДж/(кг·К).







Точка a. Используя условие pa = 60 бар, и энтропии sa = s1 = 6,55 кДж/(кг·К), по табличным данным имеем: : удельный объем vа =0,0474 м3/кг; энтальпия hа= 3174 кДж/кг; энтропия s а= 6,55 кДж/(кг·К).
Точка b. Используя условие pb = pa = 60 бар, и tb = t1=5600С, по табличным данным имеем: : удельный объем vb =0,0618 м3/кг; энтальпия hb= 3564 кДж/кг; энтропия s b= 7,056 кДж/(кг·К).







Точка 2. Используя условие p2 =0,05 бар, и s2 = sb =7,056 кДж/(кг∙К), по табличным данным имеем: : удельный объем v2 =23,4 м3/кг; энтальпия h2= 2152,6 кДж/кг; энтропия s 2= 7,056 кДж/(кг·К).
При давлении 0,05 бар из таблицы [1]



Находим степень сухости пара.


Найдем энтольпию и удельный объем


Параметры кипящей воды в точке 3 не изменяются, так как давление вконденсаторе остается прежним.
Удельные количества подводимой в парогенераторе теплоты q1 иотводимой в конденсаторе теплоты q2 определяются как

Полезная работа цикла l0

Термический КПД цикла определяет долю подводимой теплоты,преобразованной в цикле в полезную работу:

Расход пара D, кг/с, будет равен

Расход топлива ВТ, кг/с, сжигаемого в парогенераторе,

Для конденсации пара в конденсаторе используется холодная вода,расход которой MВ, кг/с, определяется как

3.2.1 Графическое представление цикла ПТУ с промежуточным перегревом пара

Рис.3.4 – Цикл ПТУ с промежуточным перегревом пара в (p-v), (T-s), (h-s) диаграммах без учета работы насоса
1–а – адиабатное расширение пара в ЧВД; a–b – изобарный перегрев пара в ППП; b–2 – адиабатное расширение пара в ЧНД; 2–3 – изобарно-изотермическая конденсация пара в К; 3–4 – адиабатно-изохорное повышение давление воды в ПН; 4–1 – изобарный подвод теплоты в ПГ с превращением воды в перегретый пар
3.3 Цикл с двумя регенеративными отборами пара при давлении ро1 и ро2Для повышения термического КПД в циклах ПТУ используется регенерация теплоты. В этом случае питательная вода перед подачей в котел предварительно нагревается в теплообменнике за счет теплоты пара, отбираемого из турбины при давлении рO, до температуры насыщения, соответствующей давлению отбора. Отобранный из турбины пар конденсируется в теплообменнике при p = const, отдавая теплоту воде, и смешивается с основным потоком пара из конденсатора.
Обычно паровая турбина имеет 1-2 промежуточных перегрева пара идо 8-10 регенеративных отборов. В качестве примера рассмотрим схемуПТУ с одним промежуточным перегревом пара и двумя регенеративнымиотборами пара в теплообменники смешивающего типа (рис. 3.5).

Рис. 3.5. Схема ПТУ с двумя регенеративными отборами пара и теплообменными аппаратами смешивающего типа
Таблица 3.3
Термодинамические параметры и функции рабочего тела
Состояние Параметры и функции
p,бар t, оС h,
кДж/кг s,
кДж/(кг·К) v,
м3/кг х
1 150 560 3471 6,55 0,0233 -
01 20 250,0 2900 6,55 0,111 -
01’ 20 212,4 908 2,45 0,0012 0
02 6 158,8 2666,3 6,55 0,302 0,957
02’ 6 158,8 670 1,93 0,0011 0
2 0,05 32,8 2000 6,55 21,6 0,767
3 0,05 32,8 138 0,476 0,001 0
Точка 1 находится в области перегретого пара на пересечении изобары p1= 15,0 МПа и изотермы t1 = 5600 С. Свойства пара в этом состоянии: удельный объем v1 =0,0233 м3/кг; энтальпия h1= 3471 кДж/кг; энтропия s1 = 6,55 кДж/(кг·К).







Точка 01. Используя условие pO1 = 20 бар, и энтропии sО1 = s1 = 6,55 кДж/(кг·К) (так как процесс расширения пара в турбине адиабатный), по табличным данным имеем: удельный объем vО1 =0,111 м3/кг; энтальпия h01= 2900 кДж/кг; энтропия s О1= 6,55 кДж/(кг·К).
Точка 01’. Используя условие pO1' =pO1 = 20 бар (так как процесс 01-01’ изобарный), в данной точке кипящая вода, поэтому температура tО1’ =ts = 212,40C, по табличным данным имеем: удельный объем vО1’ =0,0012 м3/кг; энтальпия h01’= 908 кДж/кг; энтропия s О1’ = 2,45 кДж/(кг·К).
Точка 02. Используя условие pO2 = 6 бар, и энтропии sО2 = s1 = 6,55 кДж/(кг·К) (так как процесс расширения пара в турбине адиабатный), tО2 =ts = 158,80C по табличным данным имеем: удельный объем vО2 =0,302 м3/кг; энтальпия h02= 2666,3 кДж/кг; энтропия s О2= 6,55 кДж/(кг·К). В точке 02 пар влажный.
При давлении 6 бар из таблицы [1]



Находим степень сухости пара.


Найдем энтольпию и удельный объем


Точка 02’. Используя условие pO2' =pO2 = 6 бар , в данной точке кипящая вода, поэтому температура tО2’ =ts = 158,80C, по табличным данным имеем: удельный объем vО2’ =0,0011 м3/кг; энтальпия h02’ = 670 кДж/кг; энтропия s О2’ = 1,93 кДж/(кг·К).
Точка 2. Используя условие p2 = 0,05 бар, и энтропии s2 = s1 = 6,55 кДж/(кг·К) (так как процесс расширения пара в турбине адиабатный), t2 =ts = 32,80C по табличным данным имеем: удельный объем v2 =0,302 м3/кг; энтальпия h2= 2666,3 кДж/кг; энтропия s2= 6,55 кДж/(кг·К). В точке 2 пар влажный.
При давлении 0,05 бар из таблицы [1]



Находим степень сухости пара.


Найдем энтольпию и удельный объем


Параметры кипящей воды в точке 3 не изменяются, так как давление вконденсаторе остается прежним.
Найдем доли отбора пара. Составим уравнение теплового баланса для первого теплообменника



Составим уравнение теплового баланса для второго теплообменника



Удельные количества подводимой в парогенераторе теплоты q1 иотводимой в конденсаторе теплоты q2 определяются как

Полезная работа цикла l0

Термический КПД цикла определяет долю подводимой теплоты,преобразованной в цикле в полезную работу:

Расход пара D, кг/с, будет равен

Расход топлива ВТ, кг/с, сжигаемого в парогенераторе,

Для конденсации пара в конденсаторе используется холодная вода,расход которой MВ, кг/с, определяется как

3.3.1 Графическое представление цикла ПТУ с двумя регенеративными отборами пара

Рис.3.6. Цикл ПТУ с двумя регенеративными отборами пара
и теплообменными аппаратами смешивающего типа
3.4 Цикла Ренкина с необратимыми потерями в турбине
Реальные (действительные) процессы в турбине и насосе являютсянеобратимыми и, в соответствии со вторым законом термодинамики, идут свозрастанием энтропии. Действительный цикл паротурбинной установки сучетом потерь в турбине и насосе изображен на рис. 3.7.

Рис. 3.7. Действительный цикл Ренкина
Потери из-за необратимости процессов повышения давления внасосе и расширения в турбине оцениваются значениями внутреннихотносительных КПД насоса

и турбины

Из этих выражений можно найти значения действительных энтальпийв точках 2 и 4.
Удельные количества действительной подведенной и отведеннойтеплоты, действительная работа цикла и внутренний КПД установки будутопределяться по тем же формулам, с заменой теоретических значений надействительные.
Внутренний КПД установки

Таблица 3.4
Термодинамические параметры и функции рабочего тела
Состояние Параметры и функции
p,бар t, оС h,
кДж/кг s,
кДж/(кг·К) v,
м3/кг х
1 150 560 3471 6,55 0,0233 -
2 0,05 32,8 2000 6,55 21,6 0,767
2д 0,05 32,8 2132,4 6,99 23,2 0,823
3 0,5 32,8 138 0,476 0,001 -
4 150 34 155,8 0,476 0,001 -
4д 157,6 Точка 1 находится в области перегретого пара на пересечении изобары p1= 150 бар и изотермы t1 = 5600 С. Свойства пара в этом состоянии: удельный объем v1 =0,0233 м3/кг; энтальпия h1= 3471 кДж/кг; энтропия s1 = 6,55 кДж/(кг·К).







Точка 2. Используя условие p2 = 0,05 бар, и энтропии s2 = s1 = 6,55 кДж/(кг·К) (так как процесс расширения пара в турбине адиабатный), t2 =ts = 32,80C по табличным данным имеем: удельный объем v2 =0,302 м3/кг; энтальпия h2= 2666,3 кДж/кг; энтропия s2= 6,55 кДж/(кг·К). В точке 2 пар влажный.
При давлении 0,05 бар из таблицы [1]



Находим степень сухости пара.


Найдем энтальпию и удельный объем


Точка 2д. В соответствии с определением относительного внутреннего КПД турбины и в предположении постоянства этого коэффициента по ступеням и цилиндрам турбины вычисляем действительное значение энтальпии на выходе из цилиндра высокого давления согласно формуле


p2д=р2=0,05 бар; t2д=t2=32,8°С; пар в точке 2д влажный.
При давлении 0,05 бар из таблицы [1]



Находим степень сухости пара.


Найдем энтропию и удельный объем


Точка 3. Используя условие p2 =0,05 бар , свойства воды в состоянии насыщения определяем по таблице, поэтому температура t3 =ts = 32,80C, по табличным данным имеем: удельный объем v3 =0,001 м3/кг; энтальпия h3 = 138 кДж/кг; энтропия s 3 = 0,476 кДж/(кг·К).
Точка 4. Через энтропию (; ) находим температуру и другие параметры пара в турбине, в точке 4:







Точка 4д. Энтальпия в точке 4:

Удельные количества подводимой в парогенераторе теплоты q1 иотводимой в конденсаторе теплоты q2 определяются как

Полезная работа цикла lОД


Внутренний КПД установки:

Расход пара D, кг/с, будет равен

Расход топлива ВТ, кг/с, сжигаемого в парогенераторе,

Для конденсации пара в конденсаторе используется холодная вода,расход которой MВ, кг/с, определяется как

Действительный цикл Ренкина представлен на рис.3.7.
4. СРАВНЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТА ЦИКЛОВ ПТУДля сравнения термических КПД, степени сухости пара после турбины,расходов пара, топлива и охлаждающей воды в рассчитанных циклахрезультаты расчета заносим в табл.4.1.
Таблица 4.1
Результаты расчетов циклов ПТУ
Тип
цикла
Величина Цикл на перегретом паре (без учета работы насоса) Цикл с промежуточным перегревом пара
Цикл с двумя регенеративными
отборами Цикл с необратимыми потерями в турбине
ηt (ηi) 0,441 0,459 0,488 0,398
x2 0,767 0,831 0,767 0,823
Bт, кг/с 15,9 15,3 14,3 17,6
D, кг/с 197,1 169,7 231,7 219,8
Mв, кг/с 7302 6800,5 6052,1 8719,8
В ходе расчета паротурбинной установки, работающей по циклу Ренкина, выяснилось, что термический КПД таких установок очень низок (чуть больше 40%). Но так как термический вид энергии очень распространен, необходимо искать методы повышения КПД паротурбинных установок.
Из расчета цикла Ренкина следует, что степень сухости пара на выходе из турбины равна 76,7%, то есть его влажность составляет 23,3%. Из опыта эксплуатации ПТУ известно, что влажность пара не должна превышать 14% во избежание механического разрушения лопаток последних ступеней турбины (эрозии). Для исключения этого вводят промежуточный перегрев пара, который также был нами рассмотрен в курсовой работе.
При введение промежуточного перегрева пара: степень сухости пара увеличилась с 0,767 до 0,831; увеличился термический КПД с 0,441 до 0,459; расход пара уменьшился с 197,1 до 169,7 кг/с; расход топлива уменьшился с 15,9 до 15,3 кг/с; расход воды уменьшился с 7,3 т/с до 6,8 т/с.
Промежуточный (вторичный) перегрев пара используется для повышения степени сухости пара в последних ступенях турбины, а также для повышения термического КПД ПТУ. Первый эффект имеет место всегда, а второй (повышение ) — только при условии, что средняя температура подвода теплоты в цикле, дополняющем базовый цикл Ренкина, выше средней температуры подвода теплоты в базовом цикле, что и подтверждается расчетами.
Одним из способов повышения тепловой эффективности паросиловых установок является использование регенеративного цикла - цикла с использованием теплоты пара, частично отработавшего в турбине, для подогрева питательной воды. Регенеративный подогрев увеличивает термический КПД цикла паротурбинной установки и снижает потери теплоты в конденсаторе турбины с охлаждающей водой.
Одной из причин сравнительно невысокого термического КПД ПТУ является низкое значение средней температуры процесса подвода теплоты Т1, которое зависит от значений температуры в начале и в конце процесса. Температура в конце подвода теплоты ограничена жаропрочностью конструкционных материалов пароперегревателя парового котла. Поэтому остаётся альтернативный путь повышения термического КПД — повышение температуры начала подвода теплоты к рабочему телу от внешнего источника. Это достигается при регенеративном подогреве питательной воды, подаваемой в паровой котёл, за счёт теплоты пара, отбираемого из турбины после его частичного расширения в ней. Такая мера приводит к увеличению термического КПД при незначительном уменьшении удельной работы цикла.
При введении двух регенеративных отборов, степень сухости пара практически не увеличилась, осталась на прежнем уровне, т.е. 76,7%. Увеличился термический КПД с 0,441 до 0,488; однако, расход пара увеличился с 197,1 до 231,7 кг/с; расход топлива уменьшился с 15,9 до 14,3 кг/с; расход воды уменьшился с 7,3 т/с до 6,0 т/с.
В цикле с необратимыми потерями (действительном): степень сухости пара увеличивается с 0,767 до 0,823; КПД уменьшился с 0,441 до 0,398; расход пара увеличился с 197,1 до 219,8 кг/с; расход топлива увеличился с 15,9 до 17,6 кг/с; расход воды увеличился с 7,3 т/с до 8,7 т/с.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ1. Александров А. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара / А. А.Александров, Б. А. Григорьев. М.: МЭИ, 1999. – 168 с.
2. Андрианова Б.В.Сборник задач по технической термодинамике / Т. Н. Андрианова, Б. В. Дзампов, В. Н. Зубарев, С. А. Ремизов. М. МЭИ, 2000. – 356 с.
3. Базаров И. П. Термодинамика. / И. П. Базаров. М. : Высшая школа, 1991. – 376 с.
4. Кириллин В. А. Техническая термодинамика / В. А. Кириллин, В. В. Сычев, С. А. Шейндлин. М. : Наука, 1979. – 512 с.
5. Королев В. Н. Техническая термодинамика : учебное пособие / В. Н. Королев, Е. М. Толмачев. Екатеринбург : УГТУ–УПИ, 2007. – 180 с.
6. Островская А.В. Техническая термодинамика: учеб.пособие.В 2 ч. Ч.2/А.В. Островская, Е.М. Толмачев,В.С. Белоусов, С.А. Нейская. Екатеринбург : УрФУ, 2010. – 106с.
7. Ривкин С. Л. Термодинамические свойства газов / С. Л. Ривкин. 4е изд. М. : Энергоатомиздат, 1987. – 256 с.