Характеристика цикла Ренкина

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

За основной цикл в паротурбинной установке принят идеальный цикл Ренкина. В этом цикле осуществляется полная конденсация рабочего тела в конденсатора, вследствие чего вместо громоздкого малоэффективного компрессора для подачи воды в котел применяют питательный водяной насос, который имеет малые габариты и высокий КПД. При сравнительно небольшой мощности, потребляемой насосом, потери в нем оказываются малыми по сравнению с общей мощностью паротурбинной установки. Кроме того, в цикле Ренкина возможно применение перегретого пара, что позволяет повысить среднеинтегральную температуру подвода теплоты и тем самым увеличить термический КПД цикла.

Цикл Ренкина на современных ТЭЦ характеризуется весьма высокими параметрами рабочего тела. Так, например, на входе в турбину пар имеет температуру до +600 и давление до 150 атм.

1. Описание установки

В качестве теплового двигателя принята установка в которой осуществляется цикл Ренкина с перегревом пара. Этот цикл является основным циклом паросиловых установок, применяемых в теплоэнергетике.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Перегретый пар с параметрами состояния в точке 1 поступает в турбину Т в которой, расширяясь производит полезную работу. Работа турбины преобразуется генератором Г в электрическую энергию. Отработанный пар с параметрами в точке 2 или 2д попадает в конденсатор К, в котором конденсируется до состояния жидкости отводя теплоту q₂ охлаждающей воде ОВ. тепловой двигатель цикл ренкина эксергетический

Из конденсатора жидкость с параметрами точки 2 поступает в насос Н, который повышает ее давление и попадает в котлоагрегат КА с параметрами состояния точки 3 и 3д. За счет теплоты сгорания в топке котла топливо (угля, мазута или газа) к жидкости подводится теплота q₁ и жидкость нагревается до состояния насыщения (точка 4) и кипит превращаясь в пар (точка 5) в котле КО.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Насыщенный водяной пар поступает в пароперегреватель ПП, где нагревается при давлении (точка 1⁰) и направляется по паропроводу в турбину.

Термодинамический цикл теплового двигателя производится между двумя изобарами - изобарой отвода тепла в конденсаторе (2' - 2 - 2д) и изобарой отвода тепла в котлоагрегате (3 - 3д - 4 - 5 - 1⁰).

Состояние рабочего тела:

1, 1⁰ - перегретый пар;

2, 2д - влажный пар;

2' - кипящая жидкость;

2” - сухой насыщенный пар;

3, 3д - жидкость;

4 - кипящая жидкость;

5 - сухой насыщенный пар.

2. Расчет параметров состояния идеального цикла Ренкина

Для заданного давления в котлоагрегате P₄=8МПа из таблицы “Термодинамические свойства воды и водяного пара в состоянии насыщения” получим:

Точка 4

Р₄=8МПа;

Т₄=295,0 ⁰С=568,0К;

v₄=(v')=0,001384 м³/кг;

i₄=(i')=1318 кДж/кг;

s₄=(s')=3,208 кДж/(кг*К);

х₄=0

Точка 5

Р₅=8МПа;

Т₅=295,0 ⁰С=568,0 К;

v₅=(v”)=0,02349 м³/кг;

i₅=(i”)=2758 кДж/кг;

s₅=(s”)=5,743 кДж/(кг*К);

х₅=1

Параметры состояния рабочего тела в точках 2' и 2” находим из той же таблицы.

Точка 2'

Р_2'=0,005МПа;

Т_2'=32,90 ⁰С=305,9 К;

v_2'=0,001005 м³/кг;

i_2'=137,8 кДж/кг;

s_2'=0,4762 кДж/(кг*К);

х_2'=0

Точка 2”

Р_2”=0,005МПа;

Т_2”=32,90 ⁰С=305,9 К;

v_2”=28,20 м³/кг;

i_2”= 2561 кДж/кг;

s_2”=8,395 кДж/(кг*К);

х_2”=1

Точка 3

Параметры состояния жидкости после сжатия в насосе определяем по таблице “Термодинамические свойства воды и перегретого пара” по давлению Р₃=P₄=8МПа и энтропии s₃=s_2'=0,4762 кДж/(кг*К); при идеальном (изоэнтропном) процессе в насосе:

Р₃=8МПа;

s₃=0,4762 кДж/(кг*К);

Используем метод интерполяции:

кДж/кг

м³/кг.

Точка 1

Параметры перегретого пара определяем по таблице “Термодинамические свойства воды и перегретого пара” по температуре перегретого пара и давлению (изобара 3-3д-4-5-10).

Р₁⁰=8МПа;

Т₁⁰=700 ⁰С=973 К;

v₁⁰=0.05478 м³/кг;

i₁⁰=3879 кДж/кг;

s₁⁰=7.279 кДж/(кг*К);

Точка 2

При адиабатном (изоэнтропном) процессе расширения пара в турбине: s₂=s₁= 7.199 кДж/(кг*К).

Р₂=8МПа;

Используя метод интерполяции:

Для дальнейшего определения параметров данной точки найдем степень сухости:

м³/кг

кДж/кг

Точка 3д

Если относительный КПД насоса _оi^н = 0,88, энтальпия точки 3д равна:

i_3д = (i₃ - i_2')/ _оi^н + i_2' = (146.39-137.8)/0,88 +137.8 = 147.56 кДж/кг.

Остальные параметры точки 3д уточняем по таблице “Термодинамические свойства воды и перегретого пара” по энтальпии и давлению р₃ = р_3д = 8 МПа;

Т_3д=(174.5-147.56)=306.51 К

м³/кг

кДж/(кг*К)

Точка 1

Р₁=8МПа;

Если КПД паропровода _пп = 0,98, энтальпия точки 1 равна:

з_пп=(i₁-i_3д)/ (i₁⁰-i_3д);

i₁= з_пп(i₁⁰- i_3д)+ i_3д=0.98(3879-147.56)+147.56=3804.37 кДж/кг.

Остальные параметры точки 1 уточняем по таблице “Термодинамические свойства воды и перегретого пара” по энтальпии и давлению.

t₁=(3879-3804.37)=941.64 К

м³/кг

s₁=·(3879-3804.37)=7.199 кДж/(кг*К)

Точка 2д

Т_2д=305.9 К;

Р_2д=0.005 МПа;

Если относительный КПД турбины _оi^т = 0,90, энтальпия точки 2д равна:

з^т_оi =(i₁-i_2д)/ (i₁-i₂)

i_2д= i₁- з^т_оi (i₁-i₂)=3804.37-0.90(3804.37-2219.32)=2377.825 кДж/кг.

Для дальнейшего определения параметров данной точки найдем степень сухости:

х_2д=(i_2д-i_2')/ (i_2”-i_2')=(2377.825-137.8)/(2561-137.8)=0.924=92.4%

s_2д=s_2”· х_2д+ s_2'(1- х_2д)=8.395·0.924+0.4762(1-0.924)=7.7931 кДж/(кг·К)

v_2д=v_2”· х_2д+ v_2'(1- х_2д)=28.20·0.924+0.001005(1-0.924)=26.06 м³/кг

Таблица 1. Результаты расчета паросилового цикла.

№ точки	Параметры состояния
	Т, К	р, МПа	v, м3/кг	i, кДж/кг	s,кДж/(кг*К)	x
10	973	8	0.05478	3879	7.279	-
1	941.64	8	0.052798	3804.37	7.199	-
2	305.9	0.005	23.914	2192.67	7.199	0.848
2д	305.9	0.005	26.06	2377.825	7.7931	0.924
2'	305.9	0.005	0.001005	137.8	0.4762	0
2”	305.9	0.005	28.20	2561	8.395	1
3	306.23	8	0.001002	146.39	0.4762	-
3д	306.51	8	0.0010021	147.56	0.4800	-
4	568	8	0,001384	1318	3.208	0
5	568	8	0,02349	2758	5.743	1
Эффективный КПД установки зеуст= 32.7 %
Мощность установки действительного цикла Ne=lвн·D=1312.02·9=11808.18
Удельный расход пара dтеор= (dдейст=)=0.000634(0.000706)
Удельный расход теплоты q (qe)= 3977.54
Удельный расход топлива b (be)= (be)=0.13

Из полученных табличных данных строим T-S диаграмму (см.графическую часть).

4. Технические показатели паросиловой установки

Основные параметры, характеризующие паросиловую установку, осуществляющую цикл Ренкина,- это расход пара, теплоты и топлива.

Удельный расход пара показывает, какое количество пара требуется пропустить через турбину, чтобы получить 1 кДж электрической энергии:

Полезная работа теоретического (идеального) цикла:

l_цm=(i₁-i₂)-(i₃-i_2')=(3804.37-2192.67)-(146.39-137.8)=1603.11 кДж/кг.

Действительная полезная работа двигателя:

l_цд=(i₁-i_2д)-(i_3д-i_2')=(3804.37-2377.825)-(147.56-137.8)=1416.785 кДж/кг.

Эффективная работа цикла:

l_e= l_цдз_м=1416.785·0.97=1374.28 кДж/кг.

Теоретический удельный расход пара:

d_теор=1/ l_цm =1/ 1603.11=0.000624 кг/кДж.

Действительный удельный расход пара:

d_дейс=1/ l_цд =1/ 1416.785=0.000706 кг/кДж.

Удельный расход теплоты паротурбинной установки показывает, какое количество теплоты в кДж необходимо затратить, чтобы получить 1 кДж работы:

Q^р_н =28000 кДж/кг D=9 т/ч=2.5 кг/c.

Количество удельной теплоты, воспринятое водой и паром в котлоагрегате:

q₁=i₁⁰-i_3д=3879-147.56=3731.44 кДж/кг.

q=q₁/з_ка=3731.44/0.93=4012.3 кДж/кг.

q=(BQ^р_н)/N, отсюда

Количество топлива (расход):

B=(qN)/Q^р_н=(3715.23· 3435.7)/28000=455.87 кг/с

Количество электроэнергии, вырабатываемой электрогенератором в течение часа, или мощность генератора:

N=l_eD=1374.28·2.5=3435.7 кДж/с.

Удельный расход топлива показывает, какое количество топлива необходимо для получения 1 кДж работы:

b = В/N=455.87/3435.7=0.13

5. Метод коэффициентов полезного действия прямых циклов

Эффективным КПД двигателя (установки) з_е называют отношение производимой действительной полезной работы l_цд к количеству выделяющейся теплоты q при полном сгорании топлива.

Поскольку процессы подвода и отвода теплоты в цикле Ренкина осуществляется по изобарам, а в изобарном процессе количество подведенной (отведенной) теплоты равно разности энтальпии рабочего тела в начале и конце процесса, применительно к циклу Ренкина имеем

q₁=i₁⁰-i_3д=3879-147.56=3731.44 кДж/кг.

q₂=i_2д-i_2'=2377.825-137.8=2240.03 кДж/кг.

q=q₁/з_ка=3731.44/0.93=4012.3 кДж/кг.

Где i₁⁰ - энтальпия перегретого водяного пара на выходе из котла; i_3д - энтальпия на воды на входе в котел, т.е на выходе из насоса; i_2д - энтальпия влажного пара на выходе из турбины, т.е на входе в конденсатор, а i_2' - энтальпия воды на выходе из конденсатора.

Полезная внешняя работа теплового двигателя:

l_цд=(i₁-i_2д)-(i_3д-i_2')=(3804.37-2377.825)-(147.56-137.8)=1416.785 кДж/кг.

з_e= l_цд/q=(q₁-q₂)/q= (3731.44-2240.03)/4012.3=0.37=37%.

Эффективным абсолютным КПД установки з^а_е называют отношение l_цд к количеству воспринятой рабочим телом теплоты q₁:

з^a_e= l_цд/q₁=1416.785/3731.44=0.379=37.9%.

Термическим КПД теоретического цикла _t является

з_t= l_цm/ q₁=1576.46/3731.44=0.42=42%.

где l_цm - полезная работа теоретического (идеального) цикла

l_цm=(i₁-i₂)-(i₃-i_2')=(3804.37-2192.67)-(146.39-137.8)=1603.11 кДж/кг.

Внутренний относительный КПД комплекса «турбина - насос» _oi:

з_оi= l_цд/ l_цт=1416.785/1603.11=0.884=88.4%

Эффективный КПД может быть представлен в виде:

з_e^уст=з_каз_мз_rз_ппз_tз_оi=0.93·0.97·0.98·0.98·0.42·0.884=0.322=32.2%

Потери теплоты в котлоагрегате:

Дq_пот^ка =q-q₁ =4012.3-3731.44=280.86 кДж/кг.

Потери теплоты в паропроводе:

Дq_пот^пп=q₁-(i₁-i_3д)=(i₁⁰- i_3д)-( i₁-i_3д)= i₁⁰- i₁=3879-3804.37=74.63 кДж/кг.

Теплота, превращенная в электроэнергию:

l_вн=q з_e^уст=4012.3·0.322=1291.96 кДж/кг

Эффективная работа

l_е= l_цдм=1416.785·0.97=1374.28 кДж/кг.

Потери механические в турбине:

Дl_пот^т = l_цд-l_е=1416.785-1374.28=42.51 кДж/кг

Потери работы в генераторе электрического тока:

Дl_пот^r = l_е(1-_r)=1374.28(1-0.98)=27.49 кДж/кг

Уравнение теплового баланса паротурбинной установки

q= l_вн+ q₂+ Дq_пот^кa+ Дq_пот^пп+ Дl_пот^т+Дl_пот^r

q=1291.96+2240.03+280.86+74.63+42.51+27.49=3957.48 кДж/к.

Рассчитаем погрешность:

Процентной соотношение:

q=3957.54=100%

Дq_пот^ка=280.86=7.09%

Дq_пот^пп=74.63=1.89%

Дl_пот^т=42.51=1.07%

Дl_пот^r=27.49=0.70%

l_вн=1291.96=32.65%

q₂=2240.03=56.60%

Построим диаграмму энергетического баланса (см.графическую часть).

6. Эксергетический метод

Исходные данные:

Р=100кПа, T₀=293К, Т=1573К, s₀=0,2963кДж/кг*К, i₀=84 кДж/кг

Работоспособность (максимальная полезная работа, эксергия) системы:

l_max = e₁ =(i₁ - i₀) - T₀(s₁ - s₀)=(3804.37-84)-293(7.199-0.2963)=1697.88 кДж/кг.

Эксергия потока тепла q, отдаваемой телом с температурой Т, которая определяется следующим образом:

Уравнение эксергетического баланса:

,

l_вн=1291.96 кДж/кг

Потери работоспособности (эксергии) в котлоагрегате вследствие рассеивания теплоты в окружающую среду:

Дl^ка=е_3д-е₁⁰+е_q=9.74-1888.54+3236.65=1357.85 кДж/кг.

е_3д =(i_3д-i₀)-T₀(s_3д-s₀) =(147.56-84)- 293(0.4800-0.2963)=9.74кДж/кг.

е₁⁰=(i₁⁰-i₀)-T₀(s₁⁰-s₀) =(3879-84)-293(7.279-0,2963)=1749.07 кДж/кг.

Потери работоспособности в паропроводе:

Дl^пп = е_вх^пп - е_вых^пп = [(i₁⁰-i₀)-T₀(s₁⁰-s₀)] - [(i₁-i₀)-T₀(s₁-s₀)]= [ (3879-84)-293(7.279-0,2963) ]-[(3804.37-84)-293(7.199-0,2963) ]= 1749.07-1697.88=51.19 кДж/кг.

Потери работоспособности (эксергии) в турбине

Дl^т = (е_вых^пп - е_вых^т) - l_е,

где е_вых^т=(i_2д-i₀)-T₀(s_2д-s₀) - эксергия отработавшего пара из турбины; l_е - эффективная работа, с учетом механических потерь на приводе.

е_вых^т=(i_2д-i₀)-T₀(s_2д-s₀)= (2377.825-84)-293(7.7931-0,2963)=97.26 кДж/кг.

Дl^т=(1674.44-97.26)- 1374.28=202.9 кДж/кг.

Потери эксергии в конденсаторе:

Дl^к = е_вых^т - е_вых^к = е_вых^т-[(i_2'-i₀)-T₀(s_2'-s₀)]= 97.26-1.09=96.17 кДж/кг.

где е_вых^к -эксергия воды на выходе из конденсатора.

е_вых^к=(i_2'-i₀)-T₀(s_2'-s₀)= (137.8-84)-293(0.4762-0,2963)=1.09 кДж/кг.

Потери работоспособности в насосе:

Дl^н = (е_вых^к - е_вых^н)+ l_д^н=(1.09-9.74)+9.76=1.11 кДж/кг.

где е_вых^н - эксергия воды на выходе из насоса,

l_д^н =(i_3д-i_2?) - действительная работа насоса.

е_вых^н =(i_3д-i₀)-T₀(s_3д-s₀)=(147.56-84)- 293(0.4800-0,2963)=9.74 кДж/кг.

l_д^н =(i_3д-i_2?)=147.56-137.8=9.76 кДж/кг.

Уравнение эксергетического баланса

=

e_q=1291.96 +1357.85+51.19+202.9+96.17+1.11=3001.18 кДж/кг.

Погрешность расчета:

(3220.33-3001.18)/3220.33·100%=6.8%.

Процентной соотношение:

е_q=3001.18=100%

l_max =1697.88 =56.57%

Дl^н = 1.11 = 0.04%

Дl^к =96.17=3.20%

Дl^т=202.9 = 6.76%

Дl^пп =51.19 =1.71%

Дl^ка=1357.85 = 45.24%

По результатам расчетов построим эксергетическую диаграмму (см.графическую часть)

Уменьшение потерь эксергии можно достигнуть повышением температуры рабочего тела.

Заключение

В данном курсовом проекте был произведён расчёт параметров состояния рабочего тела в характерных точках паросилового цикла, результаты которого сведены в табл. 1. Определили эффективный коэффициенты полезного действия установки равный 34%, а так же

Дq_пот^ка=7.09% - потери теплоты в котлоагрегате;

Дq_пот^пп=1.89% - потери теплоты в паропроводе;

Дl_пот^т=1.07% - потери механические в турбине;

Дl_пот^r=0.70% - потери работы в генераторе электрического тока;

l_вн=32.65% - теплота, превращенная в электроэнергию;

q₂=56.60% - потери тепла в конденсаторе.

l_max = 56.57% - работоспособность системы

Дl^н =0.04% - потери работоспособности в насосе

Дl^к =3.20% - потери эксергии в конденсаторе

Дl^т= 6.76% - потери работоспособности (эксергии) в турбине

Дl^пп =1.71% - потери работоспособности в паропроводе

Дl^ка=45.24% - потери работоспособности (эксергии) в котлоагрегате

Из диаграммы потоков энергии теплосиловой установки видно, что наибольшие потери тепла наблюдаются, в конденсаторе, что составляет 56.60%. Для того, чтобы уменьшить эти потери необходимо увеличить температуру насыщения в конденсаторе (Т₂).

По диаграмме потоков эксергии теплосиловой паротурбинной установки можно увидеть, что потери в котле самые большие 56.57%. Для снижения данных потерь необходимо уменьшить тепловые потери.

Составили энергетический и эксергетический балансы установки. Построили TS диаграмму.

Список используемой литературы

1. Ривкин С.Л.,Александров А.А. Справочник «Термодинамические свойства воды и водяного пара» 1984 г.

2. Методические указания к курсовым работам по дисциплине «Инженерная термодинамика и энерготехнология химических производств» / Сост.: И. В. Дворовенко, П. Т. Петрик, А. Р. Богомолов.-Кемерово: КузГТУ, 2000.--16 с.

3. Мазур Л. С. Техническая термодинамика и теплотехника: Учебник. -- М.: ГЭОТАР, 2003. - 352 с.

4. Бродянский В. М. Эксергетический метод термодинамического анализа. М.: Энергия, 1973.

5. Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Техническая термодинамика и теплотехника» / Сост.: Ю. О. Афанасьев, П. Т. Петрик, А. Р. Богомолов. -- Кемерово: КузГТУ, 2007. -- 49 с.

Размещено на Allbest.ru