Файл: Васильев В.К. Термодинамические основы исследовательского проектирования судовых энергетических установок.pdf

Если мы возьмем давление р' = 40 бар, то, перейдя на эту изо­ бару на диаграмме рис. 9, легко установим, что переход с изобары 125 бар на изобару 40 бар (или на любую другую изобару с меньшим значением давления) вызовет лишь снижение влажности в конце расширения, что не противоречит обычным допускам.

Сделанное выше сопоставление начальных параметров процесса расширения с влажностью отработавшего в турбоагрегате пара, естественно, не исчерпывает всех соображений, связанных с выбором этих параметров.

Выбирая начальные параметры процесса расширения р 2 и Т 3, надо учитывать влияние температуры и давления на эффективность энергетической установки. При неизменной изотерме—изобаре конца процессов расширения водяного пара (Тг и р х) всякое повышение температуры Т 3 увеличивает адиабатный теплоперепад Ais = i3 — гх процесса расширения, уменьшая при постоянной мощности N адиа­

где а—постоянный коэффициент, зависящий от N, G и At's. Повыше­ ние давления р 2 при постоянной температуре Т 3 дает снижение энтальпии г3 и уменьшение величины Ais, что вызывает необходи­ мость увеличения G при постоянном N. Такое обратное воздействие одновременного повышения начальных параметров Т 3 и р 2 процесса расширения на удельный массовый расход пара GIN делает недо­ статочным учет только физических свойств пара при выборе Т 3 и р 2, заставляя учитывать при этом выборе также ряд других пара­ метров.

Рассмотрим эффективность повышения температуры и давления, пользуясь рис. 9. Повышая температуру, предполагаем, что давление будет оставаться неизменным. Это равносильно сдвигу изотерм слева направо по горизонталям. Изоэнтропа процесса расширения будет передвигаться направо и в результате получим снижение влаж­ ности в конце процесса расширения. Это обстоятельство не ставит ограничений только повышению температуры: ее можно повышать до предельного значения, обусловленного жаропрочностью и жаро­ стойкостью.

Если повышается давление при постоянной температуре, то это делают по соответствующей изотерме, пользуясь диаграммой. При этом изоэнтропа процесса расширения будет перемещаться влево, что приведет к увеличению влажности конца процесса расширения. Если перемещение началось со значения предельно допустимой влажности, следует прибегать к специальным мерам, снижающим недопустимую влажность; одна из них — промежуточный перегрев пара.

Имеется еще и другое, более существенное ограничение повыше­ ния давления при неизменности температуры пара в начале процесса расширения. Повышение давления будет вызывать уменьшение Ai's

73

в формуле (33) и при постоянной мощности — увеличение расхода пара G, кг/с. Так как

то секундный объем пара, входящего в турбину, V будет уменьшаться из-за сильного уменьшения удельного объема пара при повышении давления. Проточная площадь F, м2 первой ступени турбины, опре­ деляемая уравнением сплошности, будет

и при значительном снижении секундного объема V получится очень малой. Так как ее надо расположить в лопаточном венце со средним диаметром облопатывания d м, то высота лопатки L м, определяемая по среднему диаметру d и проходной площади F м2

(Зб)

может получиться очень малой. В турбиностроении вводится огра­ ничение минимальной высоты лопатки L. Такое ограничение заста­ вляет прибегать к парциальному впуску пара в первую ступень, а иногда и к увеличению среднего диаметра облопатывания d, чтобы можно было получить более высокую окружную скорость и и боль­ ший теплоперепад в первой ступени, а в последующих ступенях — достаточно большие секундные объемы пара.

Указанное обстоятельство и обусловленные им конструктивные меры снижают внутренний к. п. д. турбины высокого давления й объясняют нецелесообразность (при малых значениях заданной мощности турбоагрегата) повышения начального давления.

Так как в данном случае основные решения принимаются кон­ структором турбоагрегата, то при выборе основных параметров идеального цикла паротурбинной установки лучше всего пользо­ ваться зависимостью начального давления процесса расширения от мощности, полученной путем обработки имеющихся эксперимен­ тальных данных. Такая зависимость дана на рис. 10, где по оси абсцисс отложена мощность агрегата, а по оси ординат — начальное давление процесса расширения р 2. Приведенная на рис. 10 зави­ симость р 2 от Ne показывает лишь тенденцию изменения начального давления процесса расширения в турбоагрегате. Кривая получена на основе изучения наилучших образцов турбоагрегатов передовых турбостроительных предприятий. Отдельные данные, характери­ зующие указанную зависимость, приведены в табл. 5. После спе­ циальной обработки этих данных и других источников были полу­ чены абсциссы и ординаты кривой на рис. 10.

Имея эту зависимость, можно было бы, знал мощность турбо­ агрегата, выбрать значение начального давления р 2. Однако началь­ ное давление зависит еще от многих других факторов (кроме мощно­ сти) и в свою очередь предопределяет прочностные (статические

74

Т а б л и ц а 5

Начальные параметры процесса расширения в энергетических установках

спаротурбинными агрегатами

1.С у д о в ы е т у р б о а г р е г а т ы ’

75

й динамические) характеристики турбоагрегата. Комбинируя зна­ чения всех этих взаимообусловленных факторов, конструктор имеет широкие возможности достичь удовлетворительных результатов в проектировании турбоагрегата не только при давлении р 2, полу­ чаемом по кривой рис. 10, но и при других значениях этого давле­ ния. Однозначного решения здесь нет и быть не может. Поэтому кривая рис. 10 разделена на мощностные участки, в пределах кото­ рых можно рекомендовать постоянное значение давления р 2: плав­ ная кривая заменена комбинацией прямолинейных участков (ло­ маной линией), которой можно пользоваться при проектировании.

Р? Ю5 Ог.КГС/см

Такой способ выбора давления соответствует и практике турбиностроения. Руководящие указания, касающиеся выбора начальных параметров процесса расширения при проектировании турбоагре­ гатов, составлены именно по ступеням, связанным с определенными диапазонами значений мощности.

Из рис. 9 видно, что нанесенные там изотермы располагаются в пределах от 500 до 600° С; средние из них определяются темпера­ турами 540 и 560° С. Такие температуры перегретого пара в начале расширения используются при всех практически применяемых зна­ чениях мощностей турбоагрегатов. Нанесенные на рис. 9 изобары определяют положение изоэнтроп расширения в правой части ри­ сунка, что обеспечивает приемлемую влажность конца процесса расширения. Только при очень высоких давлениях приходится прибегать к промежуточному перегреву пара, чтобы снизить влаж­ ность.

Иная картина наблюдается в расположении изотерм, имеющих сравнительно низкие температуры — от 350 до 450° С. Эти изотермы при повышении давления уходят в левую часть рис. 9, изоэнтропы расширения сдвигаются влево в область высоких степеней влажности. Здесь только при сравнительно низких давлениях (50—100 бар) удается получить приемлемую влажность пара в конце расширения. При более высоких давлениях приходится применять промежуточ­ ный перегрев. Это обстоятельство, Вместе с достигаемым повышением

76

эффективности, является основной причиной перехода также и малбмощных турбоагрегатов на предельные температуры, допускаемые жаропрочностью и жаростойкостью. Как видно из табл. 5, темпе­ ратуры перегретого пара 540—560° С сейчас применяются и при сравнительно малых мощностях (40 000—20 000 кВт). Столь высо­ кий начальный перегрев пара избавляет от необходимости проме­ жуточного перегрева в таких агрегатах.

Все сказанное выше относится к использованию уже имеющегося производственного и эксплуатационного опыта в области турбиностроения. Однако этого недостаточно; необходимо использовать в дальнейшем все возможные способы повышения начальных пара­ метров процесса расширения: в первую очередь температуры, а за­ тем и давления. Первое и хорошо известное условие повышения температуры перегрева — это применение новых жаростойких и жа­ ропрочных материалов.

Остановимся здесь на некоторых возможностях развития паро­ силового цикла.

Рассмотрим использование сверхкритических начальных пара­ метров пара, что осуществляется в современных турбоагрегатах. Если в обычном цикле ПТУ, протекающем при докритических пара­ метрах, мы, идеализируя цикл, предположили конденсат водяного пара несжимаемым в пределах от наивысшего давления цикла до наинизшего, то при переходе к сверхкритическим параметрам сле­ дует учитывать работу сжатия конденсата при подаче «питательной воды в парогенератор.

Таблицы [22] могут быть использованы для расчетов изоэнтропийной мощности, затрачиваемой на сжатие воды в насосах в схеме энергетической установки.

Применяя для расчета мощности насоса формулу (33) и пользуясь

В этой формуле Ais — разность энтальпий сжимаемой насосом воды. Обозначая подстрочным значком «1» параметры состояния воды на входе в насос, а значком «2» — параметры на выходе, по­ лучаем

причем энтальпия зависит от температуры и давления воды.

В области давлений от 0 до 250 бар вычисления можно упростить, так как изоэнтропийная работа сжатия при данной температуре воды на входе в насос пропорциональна повышению давления воды в насосе и практически не зависит от начального давления всасы­ вания. Можно задаться произвольным значением давления всасы­ вания и, зная температуру на входе в насос tlt по таблицам [22] вычислить повышение энтальпии воды при той же температуре и по­ вышении давления на 1 бар, т. е. при давлении (pi + 1) бар. Делая

это для разных значений температуры h С, можно построить график зависимости повышения энтальпии воды в насосе при сжатии от

77