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

il = 3192,43 кДж/кг; s1 = 6,74661 кДж/(кг-К);

tn = 3079,39 кДж/кг; s11 = 6,80941 кДж/(кг-К);

i111 = 3207,09 кДж/кг; sIU = 7,60951 кДж/(кг-К);

jiv = 3021,61 кДж/кг; sIV = 7,69241 кДж/(кг-К);

iv == 2796,36 кДж/кг; sv = 7,81382 кДж/(кг-К).

Параметры начала процесса расширения пара после промежуточ­ ного перегрева:

рп. п = 20,104-10» Па; *п. п = 510° С;

г'п. п = 3489,70 кДж/кг; s„. п = 7,45837 кДж/(кг-К).

Заданы параметры конечной точки процесса политропного рас­ ширения:

tg = 2445,95 кДж/кг; рк = 0,0515-105 Па;

xs = 0,952; s8 = 8,00562 кДж/(кг-К).

На рис. 68 и 69 проведены изобары через характерные точки по­ литропного процесса. Рассматривая ход этих изобар, можно уста­ новить, что первый отбор (/) взят на изобаре с температурой сухого насыщенного пара 249,18° С, очень близкой к заданной температуре регенеративного нагрева питательной воды. Этой изотерме соответ­ ствует давление конденсации пара в подогревателе питательной воды 37,795• 105 Па. Если отбор происходит при давлении 39,227 X X 105 Па, то разность давлений в отборе и при конденсации пара в подогревателе получается (39,227 — 37,795) • 105 Па — 1,432-105 Па.

Можно считать, что параметры первого отбора выбраны с расчетом нагрева питательной воды до заданной температуры 247° С.

Давления второго и третьего отборов являются давлениями в ре­ сиверах между частями ВД и СД турбоагрегата, а также между частями СД и ТНД. Следовательно, параметры этих отборов оказа­ лись подчиненными скорее конструкции турбоагрегата, чем ступе­ ням подогрева питательной воды. Четвертый и пятый отборы, взя­ тые из проточной части турбины НД, идут на подогреватели группы низкого давления, установленные перед деаэратором. В этой группе подогревателей обычно используются чистые горячие конденсаты и различные несконденсированные выпары из разных частей турбин­ ной установки, которые могут регенерировать значительные коли­ чества теплоты, если, направить их на подогрев питательной воды. Поэтому, разрабатывая регенеративную систему в части группы подогревателей низкого давления, надо подчинить эту разработку не конструктивными формами проточной части турбоагрегата, а линии подогрева главного конденсата от конденсатора до деаэратора.

Выполнение уточненных расчетов этой линии регенеративного подогрева питательной воды на данном этапе значительно услож­ нило бы расчеты в связи с тем, что многие данные, необходимые для таких расчетов, устанавливаются не на стадии рассмотрения цикла и его отдельных процессов, а на стадии разработки тепловой схемы

386

установки, причем даже не принципиальной, а развернутой. Когда развернутая схема получена и утверждена, лишь тогда только может и должен быть выполнен уточненный тепловой расчет системы реге­ неративного подогрева питательной воды.

Стремление рассчитать эту систему на ранней стадии проектиро­ вания установки, когда рассматриваются и выбираются ее основ­ ные параметры и формы, следует считать глубоко ошибочным. Необ­ ходимые для этого мельчайшие уточнения создают в процессе общего проектирования большие трудности и отвлекают внимание проек­ тировщика от основной задачи: выбрать путем соответствующих расчетов принципиальную схему установки и оправдать этот выбор. Поэтому здесь предлагается использовать классическую теорию ре­ генеративного цикла с бесконечно большим, числом ступеней по­ догрева при плавном подъеме энтальпии питательной воды, подо­ греваемой непрерывными отборами бесконечно малых количеств пара в процессе его расширения. Таким методом мы находим опти­ мальное решение вопроса регенеративного подогрева, и на этой базе можем получить все необходимые данные для составления принци­ пиальной тепловой схемы установки, работающей по регенератив­ ному циклу.

Если принять этот вариант, то отпадает необходимость в про­ водимых при расчете регенеративного цикла тепловых и массовых балансах отдельных ступеней регенеративного подогрева. Уже после составления и расчетов принципиальной тепловой схемы установки, ее рассмотрения и утверждения, можно будет в процессе разработки развернутой схемы без особых затруднений сбалансировать тепло­ обмен и массообмен в системе регенеративного подогрева питатель­ ной воды.

Обращаясь к рис. 69, видим, что основной цикл, завершающийся изоэнтропой 1—2, смыкается далее с политропными процессами 1—/ и 1—II. Каждый из этих политропных процессов связан со своим изоэнтропийным процессом, конечная точка которого лежит на пе­ ресечении изобар точек I и II со своими изоэнтропами. На рис. 69

Имея эти данные, можно оценить значение относительных вну­ тренних к. п. д. политропных процессов 1— I и I—II:

Заканчиваясь в точке II, совокупность этих Двух политропных процессов вызывает приращение энтропии пара на величину:

Asi_n = s11 — Si = 6,8094 — 6,6256 = 0,1838 кДж/(кг-К).

Это приращение энтропии, умноженное на среднюю термодина­ мическую температуру процесса 1—II, даст значение потерь на тре­

ние Q(_ h в процессе расширения 1—I—II:

783,15 + 600,15 .Q X838 = 691,65-0,1838 = 127,11 кДж/кг = Q(_U.

Из этой потери часть превращена в техническую работу, изме­ ряемую площадью 1— II—1а— I (см. рис. 69) в процессе 1—II:

q; = 510.7 - ^ .0,1838 +

+ 327.-2 8 2 . 0|1838==20)95 кд ж/кг.

Количество теплоты Q"r этой потери пошло на увеличение вну­ тренней энергии пара в конце процесса 1—II:

Q’= 600'1.5- ± 555’35 .0,1838 == 106,18 кДж/кг.

Очевидно:

Qlr- U = Qr + # = 20,95 + 106,18 = 127,11 кДж/кг.

Разность энтальпий в точках II и 1а дает

/и _ ila = 3079,39 — 2973,34 = 106,05 кДж/кг,

так как ila, определенное по таблицам (22] при рп = 22,555 и sla = 6,6256 получается равным 2973,34 кДж/кг.

Пар, состояние которого определяется точкой II, идет на про­ межуточный перегрев, где доводится до состояния, определяемого

Эта потеря давления на участке промежуточного перегрева вызвана механическими сопротивлениями движению потока. В тепловых

388

Разность энтальпий в точках II и IV и выразит потерю на преодо­ ление механических сопротивлений на участке промежуточного перегрева:

чество теплоты, полученной в этом процессе, обозначим Qn. п, кДж/кг и найдем его, предположив, что оно измеряется площадью диаграммы, лежащей под линией II— 1П. п процесса и ограниченной изоэнтропами

Площади под процессами нагрева будем определять как произведе­ ние средних термодинамических температур процессов нагрева на разность энтропий концевых точек каждого процесса. В нашем слу­ чае все рассматриваемые процессы нагрева протекают между двумя указанными значениями энтропии s11 и sn. п. Следовательно, в нашем случае разность энтропий, на которую надо умножить средние термо­ динамические температуры, чтобы получить теплообмен, будет у всех процессов одна и та же и получится как разность

п. п = V п — s ” = 7,4584 — 6,8094 = 0,6490 кДж/(кг - К).

На диаграмме линия, соединяющая две крайние точки какоголибо процесса, вообще будет кривой, и нахождение средней термо­ динамической температуры процесса по существу требует интегри­ рования рассматриваемого его участка: средняя термодинамическая температура будет в то же время и средней интегральной.

Чтобы избежать затруднений в расчетах при определении сред­ ней термодинамической температуры процессов теплообмена, обычно принято считать эти процессы прямолинейными. Тогда средняя термо­ динамическая температура становится средней арифметической кон­ цевых точек процесса и вычисляется без затруднений. Но отклоне­ ние промежуточных точек процесса от прямой, соединяющей его крайние точки, иногда приводит к недопустимым неточностям рас­ четов, и тогда необходим другой метод расчетов теплообмена, чтобы можно было избежать интегрирования по ходу кривых линий про­ цесса теплообмена.

В таких случаях теплообмен в процессах, близких к изобарным, можно рассчитывать по разности энтальпий концевых точек про­ цесса. Выше это было сделано при расчете потери qn, п, кДж/кг. Если то же сделать для определения величины Q", получим значе­

389