Энергетический баланс паросиловой станции с турбиной показан на рис. 519. Он является примерным; к. п. д. паросиловой станции может быть и больше (до 27%). Потери энергии, которые имеют место при работе паросиловой станции, можно разделить на две части. Часть потерь обусловлена несовершенством конструкции и может быть уменьшена без изменения температуры в котле и в конденсаторе. Например, устроив более совершенную тепловую изоляцию котла, можно уменьшить потери теплоты в котельной. Вторая, значительно большая часть - потеря теплоты, переданной воде, охлаждающей конденсатор, оказывается при заданных температурах в котле и в конденсаторе совершенно неизбежной. Мы уже указывали (§ 314), что условием работы теплового двигателя является не только получение некоторого количества теплоты от нагревателя, но и передача части этой теплоты холодильнику.

Большой научный и технический опыт по устройству тепловых двигателей и глубокие теоретические исследования, касающиеся условий работы тепловых двигателей, установили, что к. п. д. теплового двигателя зависит от разности температур нагревателя и холодильника. Чем больше эта разность, тем больший к. п. д. может иметь паросиловая установка (конечно, при условии устранения всех технических несовершенств конструкции, о которых упоминалось выше). Но если разность эта невелика, то даже самая совершенная в техническом смысле машина не может дать значительного к. п. д. Теоретический расчет показывает, что если термодинамическая температура нагревателя равна , а холодильника , то к. п. д. не может быть больше чем

Рис. 519. Примерный энергетический баланс паросиловой станции с турбиной

Так, например, у паровой машины, пар который имеет в котле температуру 100 (или 373 ), а в холодильнике 25 (или 298 ), к. п. д. не может быть больше , т. е. 20% (практически, вследствие несовершенства устройства, к. п. д. такой установки будет значительно ниже). Таким образом, для улучшения к. п. д.. тепловых машин нужно перейти к более высоким температурам в котле, а следовательно, и к более высоким давлениям пара. В отличие от прежних станций, работавших при давлении 12-15 атм (что соответствует температуре пара 200 ), на современных паросиловых станциях начали устанавливать котлы на 130 атм и более (температура около 500 ).

Вместо увеличения температуры в котле можно было бы понижать температуру в конденсаторе. Однако это оказалось практически неосуществимым. При очень низких давлениях плотность пара очень мала и при большом количестве пара, пропускаемого за одну секунду мощной турбиной, объем турбины и конденсатора при ней должен был бы быть непомерно велик.

Кроме увеличения к. п. д. теплового двигателя, можно пойти по пути использования «тепловых отбросов», т. е. теплоты, отводимой водой, охлаждающей конденсатор.

Рис. 520. Примерный энергетический баланс ТЭЦ

Вместо того чтобы спускать нагретую конденсатором воду в реку или озеро, можно направить ее по трубам водяного отопления или использовать ее для промышленных целей в химической или текстильной промышленности. Можно также производить расширение пара в турбинах только до давления 5-6 атм. Из турбины при этом выходит еще очень горячий пар, могущий служить для ряда промышленных целей.

Станция, использующая отбросы теплоты, снабжает потребителей не только электрической энергией, полученной за счет механической работы, но и теплотой. Она называется теплоэлектроцентралью (ТЭЦ). Примерный энергетический баланс ТЭЦ представлен на рис. 520.

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 l- отношение скорости потока в данном

сечении к критической скорости потока

l = w/aкр; (10.34)

~ число ? - 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. iиз = lиз/lкп.

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

Для различных компрессоров величина изотермического к.п.д колеблется в пределах iиз = 0,6?0,76; величина адиабатного к.п.д - iад = 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.

К. п. д. цикла Ренкина даже в установках с высокими параметрами пара не превышает 50%. В реальных установках из-за наличия внутренних потерь в турбине значение к. п. д. еще меньше.

На величины энтальпий, входящих в выражение (9) оказывают влияние три параметра рабочего тела –– начальное давление р 1 и начальная температура Т 1 перегретого пара на входе в турбину и конечное давление р 2 на выходе из турбины. Это приводит к увеличению теплоперепада и как следствие этого, к увеличению удельной работы и к. п. д. цикла.

Кроме изменения параметров пара повысить экономичность паросиловых установок можно за счет усложнения схем самой установки.

На основании выше сказанного выявляются следующие пути повышения термического к. п. д.

1. Повышение начального давления р 1 при неизменных параметрах Т 1 и р 2 (рис. 15, а ). На диаграмме показаны циклы Ренкина при максимальных давлениях р 1 и р 1а > р 1 . Сопоставление этих циклов показывает, что с увеличением давления до р 1а теплопререпад имеет большее значение, чем , а количество подводимой теплоты уменьшается. Такое изменение энергетических составляющих цикла с ростом давления р 1 увеличивает термический к. п. д. Этот метод дает значительное повышение эффективности цикла, но в результате повышения р 1 (давление в паросиловых установках может достигать до 30 ата) увеличивается влажность пара, выходящего из турбины, что вызывает преждевременную коррозию лопаток турбины.

2. Увеличение начальной температуры Т 1 при неизменных параметрах р 1 и р 2 (рис. 15, б ). Сопоставляя циклы в диаграмме при температурах Т 1 и Т 1а > Т 1 можно увидеть, что разность энтальпий увеличивается в большей степени чем разность , так как изобара протекает более круто, чем изобара . При таком изменении разности энтальпий с ростом максимальной температуры цикла термический к. п. д. возрастает. Недостатком этого метода является то, что для пароперегревателя требуется жаропрочный металл, температура перегретого пара может достигать до 650 °С.

3. Одновременное повышение давления р 1 и температуры Т 1 при постоянном давлении р 2 . Повышение как р 1 так и Т 1 увеличивает термический к. п. д. Влияние их на влажность пара в конце расширения противоположно, с повышением р 1 она возрастает, а с увеличением Т 1 –– уменьшается. В конечном итоге состояние пара будет определяться степенью изменения величин р 1 и Т 1 .

4. Понижение давление р 2 при постоянных параметрах Т 1 и р 1 (рис. 15, в ). С понижением р 2 увеличивается степень расширения пара в турбине и техническая работа возрастает ?l = l a – l . При этом количество отводимой теплоты меньше, чем (изобара при меньшем давлении более пологая), а количество подводимой теплоты возрастает на величину . В результате термический к. п. д. цикла увеличивается. Понижая давление р 2 можно достигнуть на выходе из конденсатора температуры равной температуре окружающей среды, но при этом в конденсационном устройстве придется создавать вакуум, так как температуре соответствует давление р 2 = 0,04 ата.

5. Использование вторичного (промежуточного) перегрева пара (рис. 15, г ). На диаграмме прямая 1 –2 показывает расширение пара до некоторого давления р 1а в первом цилиндре двигателя, линия 2–1 а –– вторичный перегрев пара при давлении р 1а и прямая 1 а –2 а –– адиабатное расширение пара во втором цилиндре до конечного давления р 2 .

Термический к. п. д. такого цикла определяется по выражению

Применение вторичного перегрева пара приводит к снижению влажности пара на выходе из турбины и к некоторому увеличению технической работы. Повышение к.п.д. в этом цикле незначительное, всего 2–3 %, и такая схема требует усложнения конструкции паровой турбины.

6. Применение регенеративного цикла . В регенеративном цикле питательная вода после насоса протекает через один или несколько регенераторов, где нагревается паром, частично отбираемым после расширения его в некоторых ступенях турбины (рис. 16).

Рис. 15. Пути повышения термического к.п.д. цикла Ренкина

Рис. 16. Схема паросиловой установки, работающей

по регенеративному циклу:

1 –– котел; 2 –– пароперегреватель; 3 –– паровая турбина; 4 –– электрогенератор; 5 –– охладитель-конденсатор; 6 –– насос; 7 –– регенератор; a –– доля отбора пара

Количество отобранного пара будет определяться из уравнения теплового баланса для регенератора

где –– энтальпия конденсата при конечном давлении пара р 2 ; –– энтальпия пара, отбираемого из турбины; –– энтальпия конденсата при давлении отбора пара.

Полезная работа 1 кг пара в турбине будет определяться по формуле:

Количество теплоты затраченной на 1 кг пара, составляет

Тогда термический к.п.д. в регенеративном цикле будет найден

.

Подробное исследование регенеративного цикла показывает, что его термический к.п.д. всегда больше термического к.п.д. цикла Ренкина с теми же начальными и конечными параметрами. Увеличение к.п.д. при использовании регенерации составляет 10–15 % и возрастает с увеличением количеств отбора пара.

7. Применение теплофикационного цикла . В теплофикационном цикле утилизируется теплота, отдаваемая паром охлаждающей воде, которая обычно используется в отопительных системах, в системах горячего водоснабжения и для других целей. При этом теплота q 1 , подводимая к рабочему телу, может в разной степени перераспределяться дл получения технической работы и теплоснабжения. В теплофикационном цикле (рис. 17) часть электроэнергии недорабатывается, так как часть теплоты пара отбираемого из турбины расходуется у потребителя.

Рис. 17. Схема паросиловой установки, работающей по

теплофикационному циклу:

1 –– котел; 2 –– пароперегреватель; 3 –– паровая турбина; 4 –– электрогенератор; 5 –– охладитель-конденсатор; 6 –– насос; 7 –– потребитель теплоты

Количество теплоты, полученное рабочим телом, частично превращается в полезную работу лопаток турбины , а частично затрачивается для целей теплоснабжения у потребителей . Поскольку и та и другая работы являются полезными, то термический к. п. д. теряет свой смысл.

К.п.д. теплофикационного цикла будет определяться

.

Так как в теплофикационном цикле вырабатывается два вида продукции (электроэнергия и теплота), то приходится различать внутренний КПД по выработке теплоты и средневзвешенный КПД по выработке электроэнергии и теплоты. Каждый из них равен единице, поскольку в пределах цикла потерь нет.

В реальности к.п.д. теплофикационного цикла не может быть равен единице, так как всегда существуют механические потери в турбине и гидравлические потери в системах теплоснабжения.

Как известно, тепловая машина, работающая по циклу Карно, обладает самой большой эффективностью преобразования энергии, т. е., ее термиче­ский КПД наибольший из возможных. Термический КПД цикла Карно зависит только от температур теплоотдатчика Ti и теплоприемника Т2 и совершенно не зависит от природы рабочего тела. Поэтому этот цикл можно рассматривать как идеальный цикл и для паросиловой установки. Как известно, цикл Карно включает следующие процессы :

Изотермический процесс расширения с одновременным подводом тепло­вой энергии Qi;

Адиабатический процесс расширения;

Изотермический процесс сжатия с одновременным отводом тепловой энергии Q2]

Адиабатический процесс сжатия.

На рис. 11.3 показана индикаторная диаграмма цикла паросиловой уста­новки, работающей по циклу Карно. Вода при давлении pi и температуре T 8 1 поступает в (точка 0 ). Степень сухости пара в точке 0 равна х = 0. Точка 0 находится на пограничной кривой жидкости. В процессе 0-1 при постоянном давлении р\ = Idem (изобарный процесс) к воде подводится энергия Qi в тепловой форме. Линия 0-1 представляет собой и изобару, и изотерму. В точке 1 изобарно — изотермический процесс подвода тепловой энергии заканчивается, когда пар становится сухим на­сыщенным. Степень сухости пара в точке 1 равна х = 1. Точка 1 находится на пограничной кривой пара. Таким образом, процесс 0-1 подвода тепловой энергии является изотермическим , как и в цикле Карно.

Процесс 1-2 отражает адиабатическое (без теплообмена с окружающей средой) расширение рабочего тела в паровой машине (двигателе). Здесь также соблюдается условие протекания цикла Карно (адиабатическое рас­ширение). В адиабатном процессе 1-2 давление пара уменьшается от pi до ft.

После паровой машины пар поступает в конденсатор (точка 2). В конденсаторе происходит отвод энергии Q 2 от рабочего тела (охлаждение) при постоянном давлении Р2 - Idem (изобарный процесс 2-3). Изобара 2-3 Одновременно является и изотермой при температуре кипения жидкости T 9 2, соответствующей давлению р2 = Idem . При охлаждении удельный объем водяного пара уменьшается. В точке 3 изобарно-изотермический процесс отвода тепловой энергии от рабочего тела заканчивается. Точка 3 (окончание процесса) выбирается таким образом, чтобы в процессе адиабатического сжатия влажного пара процесс заканчивался в точке 0, соответствующей начальному состоянию рабочего тела в цикле.

Таким образом, показанный на рис. 11.3 цикл 0-1-2-3-0 состоит из двух изотерм (0-1 и 2-3) и двух адиабат (1-2 и 3-0).

На рнс. 11.3 видно, что точка 3 расположена в области влажного насы­щенного пара. Это означает, что в процессе 2-3 происходит не полная кон­денсация водяного пара, поступающего в конденсатор из тепловой машины. Следовательно, в конденсаторе (КН) (рис. 11.1) образуется смесь пара и жидкости (воды). По выходе из конденсатора эта смесь направляется в компрессор, где в результате повышения давления от Р2Д0 рх повышается также температура от Ta 2 до T 8 1, и рабочее тело возвращается в исходное состояние (точка 0). На рис. 11.4 показана тепловая (энтропийная) диа­грамма протекания паросилового цикла Карно.

Если подвод тепловой энергии к жидкости закончить в точке 1? (рис. 11.3 и 11.4), то пар не станет сухим насыщенным (он будет оста­ваться влажным насыщенным). Тогда расширение пар в тепловом двига­теле пойдет по адиабате V -2\ а весь цикл будет изображаться линиями 0-1?-2?-3-0.

Rm 3 ? Я2

Для осуществления цикла Карно в паросиловой установке необходи­мо соблюдать одно условие: весь цикл должен совершаться в области насыщенного пара (нельзя выходить вправо за линию х = 1). Область, расположенная правее линии х = 1, является областью перегретого пара. Если в области перегретого пара (правее линии х = 1) подводить тепловую энергию к рабочему телу при постоянном давлении (pi = Idem ), то темпе­ратура рабочего тела будет повышаться. Такой процесс будет изобарным, но не изотермическим, как должно быть в цикле Карно. Такой цикл не будет удовлетворять условиям протекания цикла Карно.

На основании зависимости (8.50) применительно к рассматриваемому паросиловому циклу запишем:

W Gi -g 2 Г1-Г2 (лл АЛ

TOC \o "1-3" \h \z % = - = -- = -7р- (И-4)

Из выражения (11.4) имеем:

Тг-Т2

^ = (И.5)

Где W - удельная работа, совершаемая паром в паровой машине (двигате­ле).

В котле температура жидкости равна температуре кипения Ta 1, соот­ветствующей давлению pi. Это означает, что вся подводимая к жидкости в котле тепловая энергия расходуется только на увеличение паросодержания от х = 0 (пограничная кривая жидкости) до х = 1 (пограничная кривая пара). Следовательно, в процессе 0-1 (рис. 11.3) парообразования будет затрачено следующее количество энергии в тепловой форме:

9i= хт, (11.6)

Где х - степень сухости пара, определяемая по формуле (6.1); г - удельная теплота парообразования.

На пограничной кривой жидкости степень сухости пара равна нулю (х = 0). На пограничной кривой пара х = 1, а поэтому выражение (12.6) для этого случая принимает вид:

Объединяя выражения (11.5) и (11.6"), получим:

Ti-T2 ГкДжТ §лл

Наряду с термическим КПД т^ важной характеристикой паросилового цикла является удельный расход пара DQ , определяемый по формуле:

Do = H = X ^ Rfr — T ,) * (1L8)

Из уравнений (11.7) и (11.8) видно, что удельный расход пара в паросиловом цикле, осуществляемому по циклу Карно при неизменных температурах 7\ и Т2, зависит только от паросодержания Х\. Чем больше паросодержание Xi, тем большую удельную работу W совершает пар в паровой машине при данных условиях, и тем меньший удельный расход пара DQ . Наибольшие значения удельной работы W и наименьшие значения удельного расхода пара DQ будут иметь место при х = 1.

Пусть сухой насыщенный пар давлением 1 МПа должен совершить цикл Карно в идеальной паросиловой установке. Требуется определить удельную работу пара в цикле и термический КПД, если давление в конденсаторе равно 10 кПа.

Для решения задачи следует воспользоваться данными, приведенными в Приложении 1. «Зависимость параметров насыщенного водяного пара от давления ». При давлении 1 МПа жидкость кипит при температуре, равной T 8 1 = 179.88°С, а при давлении ЮкПа -ie2 = 45.84°С. Тогда в соответствии с выражением (11.4) можно записать:

^ _ (1.1+ +273.15) _0 Я6| M11 29.6%.

Из Приложения 1 находим, что при pi = 1 МПа, г = 2015 кДж/кг. Из выражения (11.7) имеем:

Гх-Гз ГкДж]

W = x1-r Т ^ = Хг-r-rit J .

Так как пар сухой насыщенный, то Х\ = 1, а поэтому последнее выражение принимает вид:

W = R R ) T = 2015 0.296 « 596 .

Из сказанного выше следует, что осуществление цикла Карно в паро­силовой установке, когда рабочее тело представляет собой влажный пар, вполне возможно. Поскольку критическая температура воды сравнительно небольшая 374°С), что соответствует точке К на рис. 11.3, то невелик и интервал температур, в котором можно осуществить цикл Карно в паросиловой установке. Если нижнюю температуру принять равной 25°С, а верхнюю -не выше 340… 350°С, то максимальное значение термического КПД цикла Карно в этом случае будет равно:

При осуществлении цикла Карно в паросиловой установке максималь­ную температуру влажного пара нельзя выбирать сколь угодно, так как верхний предел ограничен значением 7\ = 374°С (точка К; рис. 11.3). По мере приближения к критической точке К (рис. 11.3) длина изобарно- изотермического участка 0-1 уменьшается, а в точке К он вовсе исчезает.

Чем выше температура рабочего тела в цикле, тем больший КПД этого цикла. Но поднять температуру рабочего тела выше 340…350°С в паросиловой установке, работающей по циклу Карно, не представляется возможным, что ограничивает КПД такой установки.

Хотя термический КПД паросиловой установки, работающей по циклу Карно, относительно большой, с учетом условий работы теплосилового обо­рудования он практической реализации почти не получил. Это обусловлено тем, что при работе на влажном паре, который представляет собой поток сухого насыщенного пара со взвешенными в нем капельками воды, условия работы проточных частей паровых турбин (поршневых паровых машин) и компрессоров оказываются тяжелыми, течение оказывается газодинами­чески несовершенным и внутренний относительный КПД т^ этих машин снижается.

Вследствие этого внутренний абсолютный КПД цикла

Rii = VfVoi (119)

Оказывается сравнительно малым.

Важно и то, что компрессор для сжатия влажного пара с малыми давлениями и большими удельными объемами представляет собой весьма громоздкое сооружение, не удобное для эксплуатации. При этом на привод компрессора затрачивается большая энергия. Почти 55% получаемой в паросиловом цикле механической энергии обратно тратится на привод компрессора.