Теоретическая характеристика циклов паросиловых установок

Иначе говоря, самопроизвольный процесс передачи тепла от тела с высокой Т к телу с более низкой Т привел к тому, что энтропия системы из этих двух тел увеличилась! Заметим, что, рассматривая эту систему из двух тел, мы подразумевали, что внешнего теплопритока в нее или тепло оттока из нее нет - то есть, считали ее изолированной (или замкнутой). Отсюда еще одна формулировка Второго Закона Термодинамики: "При прохождении в изолированной системе самопроизвольных процессов энтропия системы возрастает". Или: "Энтропия изолированной системы стремится к максимуму" - так как самопроизвольные процессы передачи тепла всегда будут происходить, пока есть перепады температур.

А что будет, если наша система из двух тел будет не изолирована (незамкнута) и, допустим, в нее поступает тепло? Ясно, что ее энтропия будет увеличиваться еще больше, так как при получении телом тепла энтропия его увеличивается (dS = dQ/T). Но для простоты формулировки этот момент обычно не упоминают и поэтому формулируют Второй Закон термодинамики именно для изолированных систем. Хотя, как мы видим, он действует точно также и для открытых систем в случае поступления в них тепла.

Используя I-S диаграмму водяного пара строим процесс расширения пара основного теоретического цикла, начальное состояние которого при входе в турбину характеризуется параметрами Р1, t1. На пересечении изобары Р1 и изотермы t1 находим точку 1. По диаграмме I-S определяем значение энтальпии I1 и энтропии S1. Затем отмечаем изобары P0 и P2 –давления пара при отборе и давление пара при выходе из турбины и из точки 1 опускаем перпендикуляр до пересечения с линиями, соответствующими P0 и P2 , получив точки 0 и 2. Точка 0 соответствует состоянию пара при выходе из турбины. Отрезок  1-2 численно равен адиабатному тепло перепаду одного килограмма пара в идеальной однокорпусной турбине. Найдя точку 2, определяем по диаграмме значение энтальпии пара I2. Затем, используя, таблицы  «Термодинамических свойств воды и водяного пара» определяем, энтальпию I2' и энтропию S2' кипящей жидкости при давлении пара в конденсаторе. По I-S  диаграмме водяного пара определяем степень сухости пара  Х2  в конце теоретического процесса расширения пара в турбине.

 Теоретический располагаемый  тепло перепад в турбине.

h = i1-i2 ,      (1)

Теоретическое количество подведенной удельной теплоты в основном цикле.

q1 = i1-i2* ,     (2)

Теоретическое количество отведенной удельной теплоты в основном цикле

q2 = i2-i2* ,    (3)

Теоретическое количество полезной удельной работы  в основном цикле.

l = q1- q2 = (i*1- i2)- (i*2- i2) = i*1- i2  ,      (4)

Тепломеханический коэффициент основного теоретического цикла паросиловой установки, вычисленный через энергобалансовые характеристики (q1, q2, l)

 (5)

 

 

Вычисленные энергобалансовые характеристики заносятся в таблицу 1.

Р1 МПа	t1			Р2 МПа	t2					Х2 -	h				%
0,6	220	2890	7,03	0,1	100	2560	7,03	670,6	1,9311	0,950	330	2219,4	1889,4	330	14,86

     

     

   По исходным и  полученным в расчете данным  строим T-S-диаграмму основного цикла паросиловой установки (цикл Ренкина). Линии кипящей жидкости (Х =0) и сухого насыщенного пара (Х =1) наносятся на график по данным, приведенным в таблице 2.

Таблица значений параметров водяного пара на линии насыщения.

P МПа	Р Бар	t	Т К
Р1 =0,6	6	158,84	431,84	1,9311	6,7609
Ро =0,3	3	133,54	406,54	1,6716	6,9922
Р2 =0,1	1	99,62	372,62	1,3026	7,3579

 

 

 

                                                                                                                            

 

 

 

Диаграмма выполняется на миллиметровой бумаге в выбранном масштабе. Значения параметров пара откладываются на осях T-S. Пограничные кривые диаграммы T-S (линии кипящей жидкости Х=0 и линия сухого насыщенного пара Х=1), наносятся по данным, приведенным в таблице 2 значений исходных данных Р1=0,6 , Р0=0,3 , Р2=0,1; значения абсолютных температур насыщения Тн1=431,84 , Тн0=406,54 , Тн2=372,62; энтропий кипящей жидкости S1=1,9311 , S0 =1,6716 , S2=1,3026  и энтропии сухого насыщенного пара S1"=6,7609 , S0"=6,9922  , S2"=7,3579 , выбираются по таблицам термодинамических свойств воды и пара по соответствующим значениям давлений. Из точек значений энтропий кипящей жидкости и сухого насыщенного  пара восстанавливаем перпендикуляры до пересечения с соответствующими значениями температур, полученные  точки соединяем плавными кривыми, соответствующими нижней пограничной кривой (кривой кипящей жидкости) и верхней пограничной кривой (кривой сухого насыщенного пара).  Далее изображается цикл Ренкина (рис.4). Начальное состояние пара перед турбиной (точка 1)  определяется на пересечении изотермы                      Т1 – абсолютной температуры пара перед турбиной и линии постоянного значения энтропии S1 (значение S1 определяется по диаграмме I–S). Конечное состояние пара на выходе из турбины (при входе в конденсатор) определяется точкой 2, лежащей на пересечении изобары Р2 и линии постоянного значения энтропии S2= S1. Аналогичным образом  строим процесс расширения пара в турбине  с параметрами Р1' и t1, т.е. с повышенным давлением пара, поступающего в турбину  и с той же температурой. Для этого случая определяются значения тепломеханического коэффициента через энергобалансовые характеристики.                                   Построение проводятся аналогично описанному ранее в разделе IV.1. При этом  параметры  рабочего тела вносят в таблицы аналогично таблицам 1 и 2.      Повышение начального давления приводит к росту конечной влажности пара,  следствием чего является уменьшение полезной работы цикла, ухудшение условий работы ступеней турбины и снижение надежности эксплуатации паровых турбин, поэтому в современных ПСУ чрезмерное повышение влажности пара предотвращают введением промежуточного перегрева пара. Вместе с тем само по себе повышение начального давления оказывает неблагоприятное влияние на массогабаритные характеристики паротурбинного оборудования и трубопроводов, приводит к усложнению и удорожанию установки.

Используя I-S диаграмму водяного пара строим процесс расширения пара основного теоретического цикла, начальное состояние которого при входе в турбину характеризуется параметрами Р1, t1. На пересечении изобары Р1 и изотермы t1 находим точку 1. По диаграмме I-S определяем значение энтальпии I1 и энтропии S1. Затем отмечаем изобары P0 и P2 –давления пара при отборе и давление пара при выходе из турбины и из точки 1 опускаем перпендикуляр до пересечения с линиями, соответствующими P0 и P2 , получив точки 0 и 2. Точка 0 соответствует состоянию пара при выходе из турбины. Отрезок  1-2 численно равен адиабатному теплоперепаду одного килограмма пара в идеальной однокорпусной турбине. Найдя точку 2, определяем по диаграмме значение энтальпии пара I2. Затем, используя, таблицы  «Термодинамических свойств воды и водяного пара» определяем, энтальпию I2' и энтропию S2' кипящей жидкости при давлении пара в конденсаторе. По I-S  диаграмме водяного пара определяем степень сухости пара  Х2  в конце теоретического процесса расширения пара в турбине.

 Теоретический располагаемый  тепло перепад в турбине.

h = i1-i2 ,      (1)

Теоретическое количество подведенной удельной теплоты в основном цикле.

q1 = i1-i2* ,     (2)

Теоретическое количество отведенной удельной теплоты в основном цикле

q2 = i2-i2* ,    (3)

Теоретическое количество полезной удельной работы  в основном цикле.

l = q1- q2 = (i*1- i2)- (i*2- i2) = i*1- i2  ,      (4)

Тепломеханический коэффициент основного теоретического цикла паросиловой установки, вычисленный через энергобалансовые характеристики (q1, q2, l)

 (5)

 

 

 

Вычисленные энергобалансовые характеристики заносятся в таблицу 1.

Р1 МПа	t1			Р2 МПа	t2					Х2 -	h				%
1	220	2880	6,80	0,1	100	2470	6,8	762,4	2,1383	0,908	410	2117,6	1707,6	410	19,36

     

     

   По исходным и  полученным в расчете данным  строим T-S-диаграмму основного цикла паросиловой установки (цикл Ренкина). Линии кипящей жидкости (Х =0) и сухого насыщенного пара (Х =1) наносятся на график по данным, приведенным в таблице 2.

Таблица значений параметров водяного пара на линии насыщения.

P МПа	Р Бар	t	Т К
Р1 =1	10	179,88	452,88	2,1383	6,5867
Ро =0,3	3	133,54	406,54	1,6716	6,9922
Р2 =0,1	1	99,62	372,62	1,3026	7,3579

 

 

 

                                                                                                                            

 

 

 

Диаграмма выполняется на миллиметровой бумаге в выбранном масштабе. Значения параметров пара откладываются на осях T-S. Пограничные кривые диаграммы T-S (линии кипящей жидкости Х=0 и линия сухого насыщенного пара Х=1), наносятся по данным, приведенным в таблице 2 значений исходных данных Р1=1 , Р0=0,3 , Р2=0,1 ; значения абсолютных температур насыщения Тн1=452,88 , Тн0=406,54 , Тн2=372,62 ; энтропий кипящей жидкости S1=2,1383 ,S0=1,6716 , S2=1,3026   и энтропии сухого насыщенного пара S1"=6,5867 , S0"=6,9922 , S2"=7,3579 , выбираются по таблицам термодинамических свойств воды и пара по соответствующим значениям давлений. Из точек значений энтропий кипящей жидкости и сухого насыщенного  пара восстанавливаем перпендикуляры до пересечения с соответствующими значениями температур, полученные  точки соединяем плавными кривыми, соответствующими нижней пограничной кривой (кривой кипящей жидкости) и верхней пограничной кривой (кривой сухого насыщенного пара).  Далее изображается цикл Ренкина (рис.4). Начальное состояние пара перед турбиной (точка 1)  определяется на пересечении изотермы                        Т1 – абсолютной температуры пара перед турбиной и линии постоянного значения энтропии S1 (значение S1 определяется по диаграмме I–S). Конечное состояние пара на выходе из турбины (при входе в конденсатор) определяется точкой 2, лежащей на пересечении изобары Р2 и линии постоянного значения энтропии S2= S1. Аналогичным образом  строим процесс расширения пара в турбине  с параметрами Р1' и t1, т.е. с повышенным давлением пара, поступающего в турбину  и с той же температурой. Для этого случая определяются значения тепломеханического коэффициента через энергобалансовые характеристики.                                         Построение проводятся аналогично описанному ранее в разделе IV.1. При этом  параметры  рабочего тела вносят в таблицы аналогично таблицам 1 и 2.        Повышение начального давления приводит к росту конечной влажности пара,  следствием чего является уменьшение полезной работы цикла, ухудшение условий работы ступеней турбины и снижение надежности эксплуатации паровых турбин, поэтому в современных ПСУ чрезмерное повышение влажности пара предотвращают введением промежуточного перегрева пара. Вместе с тем само по себе повышение начального давления оказывает неблагоприятное влияние на массогабаритные характеристики паротурбинного оборудования и трубопроводов, приводит к усложнению и удорожанию установки.