Ядерная физика
Электротехника
АЭС России
Курсовые по энергетике
Ядерные реакторы
РБМК
ВВЭР
БН
Атомные батареи
Термоядерный реактор
Ядерное оружие
Экология
Ядерные двигатели
Тепловая энергетика
Системы контроля
Карта

Теоретические основы преобразования энергии в тепловых двигателях. Энергетические показатели цикла Ренкина

Электрические станции на органическом топливе всегда используют перегретый пар. В настоящее время температура пара перед турбиной обычно достигает 540-560оС при давлении пара перед турбиной до 23,5 МПа.

Энергия сгораемого топлива идет на нагрев питательной воды и пара в паровом котле. Энергия пара парового котла (теплогенератора) преобразуется в механическую энергию вращения паровой турбины, расходуется на промежуточный перегрев пара, расходуется на регенерацию (регенеративный подогрев питательной воды), на теплофикацию самой электростанции и жилых массивов (сетевой подогрев) и др. Устройства, преобразующие внутренню энергию топлива собственно в механическую, называют тепловыми двигателями.

Термодинамическое состояние тепловых двигателей характеризуется важными термодинамическими функциями состояния – энтальпией и энтропией.

Энтальпия h – термодинамическая функция, характеризующая теплосодержание системы. Она определяемая соотношением

h = U + pV, (3.1)

где U – внутренняя энергия системы; Учет электроэнергии

p – давление пара;

V – объем пара.

Энтальпия отражает 1-й закон термодинамики - количество теплоты, подведенное к системе, идет на изменение ее внутренней энергии и на совершение системой работы. При постоянном давлении количество теплоты, поглощенной системой при переходе из одного состояния в другое, равно приращению энтальпии.

Энтропия s – термодинамическая функция, характеризующая изменение энергии в процессе перехода из одного равновесного состояния в другое. Энтропия отражает 2-й закон термодинамики, определяющий статистическую направленность изменения состояния системы – замкнутая система самопроизвольно переходит из менее вероятного в более вероятное состояние. В необратимых тепловых процессах, что характерно для любых тепловых двигателей, энтропия определяется соотношением

s ≥ Q/T, (3.2)

где T – абсолютная температура системы;

Q – количество тепла, поглощенного системой.

Преобразование энергии на КЭС производится на основе термодинамического цикла Ренкина, в котором подвод тепла воде и водяному пару в котле и отвод тепла охлаждающей водой в конденсаторе турбины происходят при постоянном давлении, а работа пара в турбине и повышение давления воды в насосах - при постоянной энтропии.

В турбоустановках ТЭС преобразование теплоты в работу осуществляется по циклу Ранкина (Ренкина) на перегретом паре, а на АЭС, как правило, на насыщенном паре (рис. 3.10).

Цикл Ранкина - идеальный термодинамический цикл (круговой процесс), в котором совершается превращение теплоты в работу (или работы в теплоту); принимается в качестве теоретической основы для приближённого расчёта реальных циклов, осуществляемых в паросиловых установках. Назван по имени У. Дж. Ранкина, одного из создателей технической термодинамики. Цикл Ранкина осуществляется следующим образом: в паровом котле происходит испарение рабочего тела (воды); в пароперегревателе - перегрев пара при постоянном давлении; в паровой турбине пар адиабатически расширяется, совершая работу; в конденсаторе - конденсируется при постоянном давлении; конденсат подаётся насосом в экономайзер, где он подогревается, а затем – в котел, где испаряется. Работа 1 кг пара, совершаемая в цикле Ранкина, на диаграмме состояния характеризуется площадью О-К-1-2-О (см. рис. 3.10а). Термический КПД цикла Ранкина равен отношению этой работы ко всему количеству теплоты, подведённому к 1 кг пара. КПД цикла Ранкина с насыщенным паром составляет 0,29-0,36, а с перегретым паром - 0,34-0,46. Цикл Ранкина отличается от цикла Карно тем, что подвод теплоты к воде и перегрев пара идут при постоянном давлении и возрастающей температуре.

Рис.3.10. Термодинамический цикл Ренкина:

а - Т, s- диаграмма на перегретом и насыщенном паре; б - процессы в h, s- диаграмме;

в - схема паротурбинной установки; А - паропроизводящая установка; В - турбина; С - турбогенератор; Д- конденсатор; Е- насос.

При идеальном протекании всех процессов, как показано на рис. 3.10, энергетические показатели цикла на 1 кг перегретого пара определяются следующими соотношениями.

 Работа, совершенная паром, равна теоретически располагаемому (адиабатному) теплоперепаду

. (3.3)

Теплота, отведенная в конденсаторе от отработавшего пара,

. (3.4)

Работа сжатия воды в насосе

где  - удельный объем воды.

Теплота, подведенная к рабочему телу (располагаемая теплота турбины), 

. (3.5)

Полезная теоретическая работа цикла

. (3.6)

Теоретический КПД турбины и термический КПД цикла Ренкина:

 (3.7)

 Для цикла на насыщенном паре используются аналогичные соотношения в которых энгалъпии в точках 0 и К (h0, hк) заменены энтальпиям в точках 01, К1 (h01, hk1).

В реальных турбинах работа, совершаемая килограммом пара ωi и называемая удельной внутренней работой, равна действительному теплоперепаду ∆hi, т. е.

, (3.8)

который меньше адиабатного из-за необратимости процесса расширения.

Действительный теплоперепад в турбине определяется либо из детального поступенчатого расчета турбины, либо из соотношения

, (3.9)

где η0i - внутренний относительный КПД турбины или ее отдельных цилиндров. Если расчет турбины отсутствует, то η0i обычно определяют по аналогам, эмпирическим формулам или графикам.

С помощью равенств (3.8) и (3.9) определяется энтальпия пара за турбиной 

 (3.10)

и затем находится теплота отведенная в конденсаторе,

 (3.11)

Из конденсатора вода откачивается насосом. В насосе происходит сжатие воды, и ее энтальпия возрастает на величину ∆hн, равную внутренней работе насоса:

 (3.12)

где рн— давление за насосом на 30—40% большее, чем перед турби­ной, из-за потерь давления в пароводяном тракте; ηгид—гидравлический КПД насоса, учитывающий внутренние потери от трения, вихреобразования и т. п. Полная работа насоса ωн больше внутренней из-за потерь в подшипниках, а также из-за протечек воды и составляет

 (3.13)

где ηм , ηоб - механический КПД насоса, учитывающий потери в подшипниках, и объемный КПД, учитывающий потери из-за протечек через уплотнения; ηн =ηгид ηм ηоб полный КПД насоса.

Работа, затраченная на привод насоса (электроэнергия или энергия пара), частично возвращается в цикл в виде теплоты, а небольшую часть составляют потери в подшипниках и с протечками.

Количество подведенной к 1 кг рабочего тела теплоты равно раз­ности энтальпий пара и воды, поступающей из насоса в котел:

 (3.14)

Внутренний абсолютный КПД турбины

. (3.15)

Если турбина вращает генератор мощностью Nэ киловатт, а 1 кг пара вырабатывает ωэ килоджоулей электроэнергии, то секундный расход пара на турбину составит

D0=Nэ/ ωэ . (3.16)

Полное количество теплоты, подведенной к турбине за 1 с, измеренное в килоджоулях в секунду или, что то же самое, в киловаттах, равно

Q0=q0D0. (3.17)

Отношение мощности турбогенератора к количеству подведенной за 1 с теплоты

 (3.18)

называется КПД турбоустановки по выработки электроэнергии.

Отношение отпущенной мощности к подведенной к турбине теплоте

есть КПД турбоустановки по отпуску электроэнергии или КПД нетто турбоустановки.

Тепловую экономичность турбоустановок часто характеризуют величиной обратной КПД по выработке электроэнергии и называемой удельным расходом теплоты на выработанную электроэнергию:

или .

Выше рассматривались простые турбоустановки, в которых расход пара через все ступени турбины сохраня­ется одинаковым (отборы отсутст­вуют) и промежуточный перегрев пара не производится.

КПД реального термодинамического цикла Ренкина составляет 0,5-0,55, внутренний относительный КПД турбины 0,8-0,9, механический КПД турбины 0,98-0,99, кпд электрического генератора 0,98-0,99, КПД трубопроводов пара и воды 0,97-0,99, КПД котлоагрегата 0,9-0,94. Общий КПД современной КЭС - 35-42%.

Увеличение КПД КЭС достигается главным образом повышением начальных параметров (начальных давления и температуры) водяного пара, совершенствованием термодинамического цикла, а именно - применением промежуточного перегрева пара и регенеративного подогрева конденсата и питательной воды паром из отборов турбины. На КЭС по технико-экономическим основаниям применяют начальное давление пара докритическое 13-14, 16-17 или сверхкритическое 23-25 МПа, начальную температуру свежего пара, а также после промежуточного перегрева 540-570 °С. В СССР и за рубежом созданы опытно-промышленные установки с начальными параметрами пара 30-35 МПа при 600-650°С. Промежуточный перегрев пара применяют обычно одноступенчатый, на некоторых зарубежных КЭС сверхкритического давления - двухступенчатый. Число регенеративных отборов пара 7-9, конечная температура подогрева питательной воды 260-300°С. Конечное давление отработавшего пара в конденсаторе турбины 0,003-0,005 Мн/м2.

Часть вырабатываемой электроэнергии потребляется вспомогательным оборудованием КЭС (насосами, вентиляторами, угольными мельницами и т. д.). Расход электроэнергии на собственные нужды пылеугольной КЭС составляет до 7%, газомазутной -до 5%. Значительная часть (около половины энергии на собственные нужды) расходуется на привод питательных насосов. На крупных КЭС применяют паротурбинный привод; при этом расход электроэнергии на собственные нужды снижается. Различают КПД КЭС брутто (без учёта расхода на собственные нужды) и КПД КЭС нетто (с учётом расходов на собственные нужды). Энергетическими показателями, равноценными кпд, служат также удельные (на единицу электроэнергии) расходы тепла и условного топлива с теплотой сгорания 29,3 Мдж/кг (7000 ккал/кг), равные для КЭС 8,8 - 10,2 Мдж/квт×ч (2100 - 2450 ккал/квт×ч) и 300-350 г/квт×ч. Повышение КПД, экономия топлива и уменьшение топливной составляющей эксплуатационных расходов обычно сопровождаются удорожанием оборудования и увеличением капиталовложений. Выбор оборудования КЭС, параметров пара и воды, температуры уходящих газов котлоагрегатов и т. д. производится на основе технико-экономических расчётов, учитывающих одновременно капиталовложения и эксплуатационные расходы (расчётные затраты).


На главную