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

Формулу (459) можно представить в таком виде:

где QT, кДж/ч — часовой расход теплоты на выработку в турбо­ агрегате эффективной мощности Ne кДж/с, Qne, кДж/ч — часовое количество теплоты, выданное парогенератором количеству перегре­ того пара Dne, кг/ч (паровая нагрузка парогенератора). Пренебре­ гая утечками пара на трассе от парогенератора к турбоагрегату, можно считать, что Dne = D кг/ч. Кроме того, применяя формулу (460) к основному циклу, мы не учитываем расход теплоты на про­ межуточный перегрев пара;

tw н, кДж/кг — энтальпия воды, выходящей из питательного насоса. Отдельные множители в формуле (460) можно назвать коэффи­

циентами полезного действия: к. п. д. турбинной установки

3600JV,,

(461)

Qt ’

к. п. д. транспортировки тепла (к. п. д. теплового потока, к. п. д.

В идеализированном цикле можно считать, что г|тр = 1, и осо­ бое внимание уделить цпг — трансформации химической энергии топлива в располагаемую тепловую энергию продуктов его сгора­ ния и передаче этой энергии рабочему агенту. В процессе общего проектирования обычно ограничиваются теми данными о к. п. д. парогенераторной установки, которые включены в проектные нор­ мативы или характеристики парогенераторных установок отдельных специализированных предприятий. Однако для технического про­ гресса в энергетике, естественно, этого недостаточно, и парогене­ ратор, как сложнейший теплообменный агрегат, требует детализи­ рованного и самого внимательного рассмотрения. Главная задача здесь заключается в интенсификации теплообменных процессов и

ввозможном увеличении их напряженности в целях снижения веса

игабаритов парогенератора.

395

Рассматривая процессы цикла, связанные с подготовкой парового потока к работе в турбоагрегате, следует разбить эти процессы на две группы: первая будет включать в себя основной и промежуточ­ ный пароперегреватели, а вторая — экономайзер и испаритель. В составе парогенератора как теплообменника эти группы по-раз­ ному выполняют различные функции. Основное их различие между собой заключается в температурном уровне теплообмена. Кроме того, эти группы отличаются одна от другой количеством переда­ ваемой теплоты. Путем подогрева котловой воды и ее испарения

Обе группы организационно неправильно сопрягать с общим газоходом продуктов сгорания (греющий поток). Это не позволяет придать нужную структуру процессу теплообмена в первой группе и иную, отличную от первой, структуру процессу теплообмена во второй группе. Последнее обстоятельство существенно не столько с точки зрения экономики процессов теплообмена, сколько в отно­ шении трудности управления парогенератором при эксплуатаций. Современные крупные парогенераторы не удается подчинить авто­ матическому управлению.

Доработка, а возможно, и основательная переработка современ­ ных сложных энергетических парогенераторов, несомненно, яв­ ляется актуальной задачей ближайшего будущего. Неизменным

вних, вероятно, останется только одно: теплообмен при постоянном давлении теплообменивающихся потоков.

Если оставить основной цикл при той же температуре точки 1 (510° С), но поднимать давление в этой точке, то она будет сдвигаться

всторону уменьшения энтропии. На диаграмме, приведенной на

рис. 68, нанесены изобары 200, 225, 300, 400, 500 и 600 • 105 Па, по ходу которых видно, как изменяется значение энтропии в начальной точке процесса расширения, если сохранить в ней температуру 510° С. Такое уменьшение начальной энтропии процесса расширения выгодно в смысле возможности дальнейшего повышения средней температуры изобарного нагрева пара в процессе его расширения в дополнительном цикле. Дело в том, что закончить процесс расши­ рения в парожидкостном цикле следует в такой точке (точка 8 на рис. 68), энтропия которой была бы меньше энтропии точки пере­ сечения конечной изотермы цикла tK с правой ветвью линии насы­ щения (точка tKS на рис. 69). Если не выполнить этого требования, процесс расширения закончится на конечной изобаре в однофазной области и отработавший пар будет перегрет, его температура будет выше ts и теплота перегрева перейдет в энергетическую потерю. В парожидкостных циклах надо избегать такого положения и за­ канчивать процесс расширения всегда в двухфазной области с нуле­ вой или с небольшой влажностью 1 — х.

Поскольку давлением рк и правой ветвью линии насыщения огра­ ничивается значение энтропии конечной точки действительного про­ цесса расширения [это значение в случае водяного пара почти всегда

396

бывает немного меньше s8 = 8,0000 кДж/(кг-К)], то эффективность внешнего теплообмена в процессе расширения в парожидкостном цикле требует максимально возможного уменьшения значения энтро­ пии в точке начала процесса расширения (точка 1 на рис. 68). Выпол­ няя это требование, следует обратить внимание на изобару начала процесса расширения (рх в точке /). Участок 4— 5 этой изобары, ле­ жащий в двухфазной среде, сильно сдвигает точку 1 вправо, уве­ личивая ее энтропию, т. е. уменьшая внешний теплообмен в процессе расширения *.

Это обстоятельство было давно отмечено в практике проектиро­ вания парожидкостных энергетических циклов и нашло отражение в стремлении повысить давление начала процесса расширения р х. При этом уменьшается горизонтальный прямолинейный участок изобары р х и точка 1 по изотерме t 1 сдвигается влево, уменьшая зна­ чение энтропии sx, т. е. увеличивая располагаемую разность энтро­ пий процесса расширения s8 — sx. Это позволяло увеличить внеш­ ний теплообмен в процессе расширения. В настоящее время в ста­ ционарной паротехнике уже перейдена критическая точка К, и вся изобара рх переведена в однофазную область с обходом критической точки. Участок изобары в двухфазной области исчез и за счет этого значительно уменьшилась энтропия sx точки 1 начала процесса рас­ ширения. Такие «сверхкритические» параметры получили широкое распространение в современных паротурбинных энергетических установках.

Дальнейшее снижение энтропии sx теперь достигается только путем повышения начального давления р х, На рис. 68 эти изобары показаны до давления р х — 980 ДО5 Па, при котором точка пересе­ чения изобары рх с изотермой tx — 510° С имеет энтропию sx

4,0000 кДж/(кг-К).

Таким образом, внешний теплообмен в процессе расширения

Поскольку в настоящее время изотермический теплообмен за­ меняют изобарным (одноили многократным), то, карнотизируя Дополнительный цикл, мы должны уменьшить Qn, п при том же зна­ чении, разности энтропий, перейдя, от температуры изотермического теплообмена Тх к средней температуре Тср изобарного теплообмена, которая всегда меньше Т х:

Qn. п = (S8 — sx) Тср кДж/кг.

* При наличии предельного значения энтропии конца процесса действительного расширения (точка 8).

397

Так как Тср < 7 \, то Q£.n <<2n.n и величина AQn. п =

= Qn.n — Qn. п является своеобразным нежелательным последствием того, что изобарный теплообмен в процессе расширения не был за­ менен изотермическим.

§ 47. ПРИМЕР РАСЧЕТА РЕАЛЬНОГО РЕГЕНЕРАТИВНОГО ЦИКЛА С ОДНИМ ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ПЕРЕГРЕВОМ.

ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ

Чтобы конкретизировать вывод, сделанный в конце параграфа, продолжим расчеты цикла установки MST-14, перейдя к расчетам дополнительного цикла, начинающегося на рис. 69 с точки II и иду­ щего до точки 8.

Карнотизируя весь цикл этой установки, показанный на рис. 68, мы можем ограничиться лишь расчетами внешнего теплообмена

сгорячим источником, т. е. определением количества теплоты Qx. Это можно сделать, так как в пароводяных циклах обмен теплотой

схолодным источником Q2 всегда можно считать происходящим при температуре Тк и количественно определяемым формулой

Qz — (s8 Ss) т к.

Необходимо сделать одно дополнительное замечание. В § 43 было указано, что в регенеративном пароводяном цикле регенера­ тивный подогрев питательной воды связан с уменьшением вырабаты­ ваемой полезной энергии, определяемой площадью 6—2'—2— 6 диаграммы Т—s (см. рис. 68). В цикле без внешнего подвода теплоты в процессе расширения мы были вынуждены эту неполную выработку полезной мощности компенсировать увеличением расхода пара через

щ

проточную часть турбоагрегата в отношении -^-^определяемом

формулой (456).

Если производится добавочный внешний подогрев пара в про­ цессе расширения, то можно осуществить указанную компенсацию путем добавочного внешнего теплообмена и, не увеличивая массо­ вого расхода пара М 0 через турбоагрегат, вернуть затраченную на регенерацию теплоту из того количества теплоты, которое получено паром извне в процессе расширения.

В идеализированном парожидкостном цикле, как бы сложен он ни был, можно подсчитать теплообмен с холодным источником по приведенной выше формуле для всех частей цикла. В этом случае мы будем считать наинизшую температуру цикла Тк температурой окружающей среды Та. Обозначив точки с минимальной и макси­ мальной энтропией в цикле через 3 и 8 (как сделано на рис. 68), можем сразу вычислить теплоотдачу холодному источнику для основ­ ного и дополнительного циклов рассчитываемого здесь примера:

Q2= Q2och+ Q f п = 306,5.7 (6,14225 — 1,38000) = = 2306,10 кДж/кг.

398