Расчет термодинамической эффективности паросиловой установки

Размещено на http://www.allbest.ru/

ГОУ ПГУ им. Т. Г. Шевченко

Бендерский политехнический филиал

Кафедра «Инженерно-экологических систем»

Курсовая работа по дисциплине: «Теоретические основы теплотехники»

Профиль подготовки «Теплогазоснабжение и вентиляция»

Тема: «Расчет термодинамической эффективности паросиловой установки»

Выполнил: студентка гр. БП18ВР62ТГ1 (ТГВ)

Цуля Светлана Николаевна

Проверил: Лохвинская Т.И.

Бендеры 2021



Содержание

Задание

Введение

1. Теоретическая характеристика циклов паросиловых установок. Описание работы цикла. Схема паросиловой установки. Пути повышения эффективности паросиловых установок

2. Расчетно-технологический раздел

2.1 Анализ влияния начальных и конечных параметров рабочего тела на термодинамическую эффективность паросиловой установки (процесс 1-2)

2.2 Влияние повышения начального давления пара P₁' (процесс 3-4)

2.3 Влияние начальной температуры пара (процесс 5-6)

2.4 Влияние конечного давления пара (процесс 7-8)

2.5 Анализ полученных результатов

Вывод

Список используемой литературы



Задание

НА КУРСОВУЮ РАБОТУ

по дисциплине «Теоретические основы теплотехники»

по теме: Расчет характеристик термодинамической эффективности паросиловой установки

Студента 3 курса группы БП18ВР62ТГ1

Профиль подготовки « Теплогазоснабжение и вентиляция»

Цуля Светлана Николаевна

Рассчитать характеристики термодинамической эффективности цикла паросиловой установки при следующих начальных параметрах состояния пара:

Начальное давление пара P₁ 1,8 МПа

Начальная температура пара t₁ 350 ⁰C

Давление пара при отборе пара после

части турбины высокого давления Р₀ 0,2 МПа

Конечное давление пара P₂ 0,1 МПа

Сделать сравнительный анализ рассчитанных характеристик термодинамической эффективности цикла паросиловой установки при изменении начальных параметров состояния пара без изменения начальной температуры и конечного давления пара.

· При повышении начального давления пара P₁ 2 МПа

без изменения начальной температуры и конечного давления пара.

· При повышении начальной температуры t₁ 370 ⁰C

без изменения значений начального и конечного давления пара.

· При снижении конечного давления пара P₂ 0,008 МПа

При данных изменениях давление пара при отборе пара после части турбины высокого давления остается неизменным.

Преподаватель (Лохвинская Т.И.)



Введение

Паросиловые установки (ПСУ) являются основой современных тепловых электростанций и используются для получения электрической энергии и водяного пара, который идет на производственные нужды промышленных предприятий. В качестве рабочего тела в установке используются пары жидкости, чаще всего это водяной пар. При этом важно провести расчет и анализ термодинамических показателей ПСУ и понять пути повышения эффективности работы установки при изменении начальных параметров состояния пара (давления, температуры).

Первый закон термодинамики имеет огромное значение при исследовании термодинамических процессов. Первый закон универсален, он применим ко всем без исключения тепловым процессам в любых системах. Как и всякий закон сохранения, он не дает детальной информации о ходе процесса, но позволяет составить уравнение баланса, если заранее известно, какие энергетические превращения происходят в рассматриваемой системе.

Закон можно сформулировать так:

Изменение внутренней энергии системы при переходе ее из одного состояния в другое равно сумме работы внешних сил и количества теплоты, переданного системе:

,

где - некоторое изменение внутренней энергии рабочего тела, которое произошло под внешним воздействием на термодинамическую систему

А - работа, которую производит рабочее тело

Q - количество теплоты, подводимое или отводимое в термодинамической системе..

Второй закон термодинамики, являясь важнейшим законом природы, определяет направление, по которому протекают термодинамические процессы, устанавливает возможные пределы превращения теплоты в работу при круговых процессах, позволяет дать строгое определение таких понятий, как энтропия, температура и т.д. В этой связи второй закон термодинамики существенно дополняет первый. В качестве третьего начала термодинамики принимается принцип недостижимости абсолютного нуля. В теории теплообмена изучаются закономерности переноса теплоты из одной области пространства в другую. Процессы переноса теплоты представляют собой процессы обмена внутренней энергией между элементами рассматриваемой системы в форме теплоты.



1. Теоретическая характеристика циклов паросиловых установок. Описание работы цикла. Схема паросиловой установки. Пути повышения эффективности паросиловых установок

Изображение цикла Ренкина на T,s - диаграмме термодинамических свойств воды и водяного пара.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис.1.1. Схема ПСУ и изображение цикла ПСУ в T,s - диаграмме термодинамических свойств воды и водяного пара.

Точки на схеме ПСУ соответствуют характерным точкам процессов на изображении цикла в T,s - диаграмме термодинамических свойств воды и водяного пара. Суть изображения цикла следующая. Конденсат после конденсатора (вода) нагнетается питательным насосом (ПН) c постоянным давлением p₁ в парогенеретаор (процесс 2 - 3). Вода, проходя через водяной экономайзер (ВЭ) нагревается до некоторой температуры T (почти до температуры точки 4 - температуры кипения воды при давлении p₁ (процесс 3 - 4). Затем кипящая вода попадает в испарительные панели (ИП) (экранные трубы парогенератора) и при том же постоянном давлении p₁ превращается в пар (процесс 4 - 5). Из испарительных панелей пар выходит в состоянии сухого насыщения (точка 5). От точки 5 пар перегревается в пароперегревателе (ПП) до состояния, которое характеризуется значениями температуры T₁ и давления p₁ (процесс 5-1); с этими параметрами пар попадает на вход паровой турбины (ПТ). В турбине пар попадает на лопатки, установленные на венцах колес. Поток пара встречает плоскость лопатки под некоторым углом, так что вектор скорости потока раскладывается на две составляющие: вдоль направления движения потока и перпендикулярно ему; перпендикулярная составляющая вектора скорости представляет собой окружную скорость колеса, на котором установлены лопатки. Еще одним важным аспектом движения пара через лопаточный аппарат турбины является то, что профили лопаток образуют расширяющиеся каналы от входа к выходу пара Скорость движения пара через турбину достаточно высокая, так что пар «не успевает» передать много теплоты через корпус турбины в окружающую среду: поэтому с достаточным для общей оценки работы пара в турбине процесс расширения пара при его движении в турбине можно считать адиабатным(процесс 1-2).

Сразу же из турбины пар попадает в конденсатор(К). Начало процесса конденсации - точка 2 на рис.1.1. Важно отметить, что сухость пара, который покидает турбину должна быть как можно выше (ближе к х = 1), так как влажный пар в последних ступенях турбины может вызывать коррозию металлических частей, а также, что еще более нежелательно - эрозию металла из-за того, что во влажном паре существуют мельчайшие частицы влаги, движущиеся с большой скоростью. Конденсатор - теплообменник, состоящий из пучка трубок, через которые прокачивают воду. Вода берется из водоема: озера, реки, специального бассейна. В пространство между трубами трубного пучка попадает пар из турбины; соприкасаясь с поверхностью трубок, в которых движется сравнительно холодная вода, пар конденсируется. Процесс конденсации пара происходит при постоянной температуре T₂ и давлении p₂ (процесс 2-2 ). В конечной точке процесса 2-2 конденсат соответствует состоянию кипящей воды при давлении p₂ и температуре T₂. С этими параметрами конденсат поступает на вход питательного насоса (ПН), который повышает давление воды от значения p₂ до величины p₁. При повышении давления, как известно температура насыщения (кипения) повышается, и поэтому вода в питательном насосе не кипит. Процесс повышения давления в насосе - адиабатный (процесс 2-3). Таким образом, цикл теплового двигателя, каким является ПСУ, замыкается.

Пути повышения эффективности паросиловых установок.

Способы повышение экономичности паросиловых установок. Повышение КПД паросиловых установок имеет чрезвычайно большое значение, так как это приводит к огромной экономии топлива. Обобщение результатов исследований влияние параметров пара на экономичность цикла паросиловой установки показывает, что КПД цикла повышается при увеличении начального давления и температуры пара ( P₁ и T₁) и при понижении его конечного давления P₂.Увеличение P₁ и уменьшение P₂, повышая КПД, увеличивают влажность пара в конце его расширения, способствуя этим разрушению (эрозии) лопаток рабочего колеса турбины (допустимая влажность не должна превышать 10 %). Чтобы этого избежать, при высоких P₁ применяют промежуточный перегрев пара. Сущность этого метода заключается в том, что пар, приблизившийся к состоянию насыщения в результате расширения в турбине, отводят в специальный агрегат, называемый перегревателем, где он подвергается повторному перегреву, а затем пар вновь возвращают в турбину, где продолжается его расширение до давления в конденсаторе.

Для повышения КПД использования теплоты широко применяют паросиловые установки, работающие по теплофикационному циклу. Особенностью таких установок является то, что в них вырабатывают для централизованного снабжение потребителя одновременно два вида продукции - электрическую и тепловую энергию. Помимо указанных методов повышения экономичности паросиловых установок существуют и другие способы, позволяющие увеличить их КПД; например, использование регенеративного цикла, применение бинарных циклов, и в частности парогазовых. В заданных пределах изменения температуры при переводе теплоты в работу наиболее экономичен процесс Карно, причем его КПД не зависит от природы рабочего тела. При осуществлении цикла Карно для газов основным препятствием является поддержание постоянства температур при изотермическом подводе и отводе теплоты от газа. Если же рабочим телом является влажный пар, то это препятствие отпадает, так как постоянство температуры в избранных процессах повода и отвода теплоты обеспечивается испарением или конденсацией части рабочего тела. Однако практически цикл Карно в паросиловых установках не используется из-за громоздкости насосной установки.

Теоретический цикл Ренкина в диаграмме P-V имеет вид:

Рис. 2. P-V диаграмма для цикла Ренкина.

Точка 3 характеризует состояние воды на выходе из конденсатора, линия 3-4 - процесс повышения давления в питательном насосе, 4-5 - подогрев воды в паровом котле, точка 5 - состояние воды при температуре насыщения, 5-6 - парообразование в котле, 6-1 перегрев пара в перегревателе. Точка 1 характеризует состояние пара, поступившего в турбину; 1-2 - адиабатное расширение пара в турбине; 2 - состояние отработавшего пара, выходящего из турбины; 2-3 - процесс конденсации пара в конденсаторе.

В зависимости от типа парового двигателя и способа использования отработавшего пара, давление этого пара в конце его расширения может быть различным. При этом возможны следующие случаи:

· давление пара в конце его расширения выше атмосферного (0,2-0,5 МПа), и отработавший в машине пар используют для удовлетворения нужд потребителя теплоты;

· расширение пара в машине происходит до давления, значительно более низкого, чем атмосферное (конденсационные установки).

В этом случае за машинами устанавливают специальные теплообменники - конденсаторы, в которых отработавший пар превращается в конденсат, перекачиваемый насосом обратно в котел.



2. Расчетно-технологический раздел

2.1 Анализ влияния начальных и конечных параметров рабочего тела на термодинамическую эффективность паросиловой установки (процесс 1-2)

Таблица 2.1.1 Теоретический располагаемый теплоперепад в турбине.

Р1 МПа	t1			Р2 МПа	t2					Х2 -	h				%
1,8	350	3140	7,03	0,1	100	2550	7,03	417,17	1,3026	0,945	590	2722,53	2132,53	590	21,67

Процесс расширения пара на i - sдиаграмме. Начальное состояние водяного пара по заданию: P₁=1,8 МПа , t₁= 350 ⁰ C .Используя i - s диаграмму водяного пара строим процесс расширения следующим образом: на пересечении изобары P₁ и изотермы t₁ находим точку 1. Отмечаем изобары P₀= 0,2 МПа и P₂= 0,1 МПа. P₀= 0,2 МПа - давление пара при отборе его в турбине после части высокого давления; P₂=0,1 МПа - давление пара при выходе из турбины. Из точки 1 опускаем перпендикуляр до пересечения с линиями соответствующими P₀= 0,2 МПа и P₂= 0,1 МПа , получив точку 0 и точку 2.Точка 0 соответствует состоянию пара, поступающего в отбор. Точка 2 характеризует состояние пара на выходе из турбины. Отрезок 1-2 численно равен адиабатному теплоперепаду 1 кг пара в однокорпусной идеальной турбине. Используя i - s диаграмму, находим значение энтальпий пара i_1, i₂ и энтропий пара S₁,S₂ степень сухости влажного пара после выхода из турбины Xв конце теоретического процесса расширения пара в турбине. Используя таблицы «Термодинамические свойства водяного пара в состоянии насыщения (по давлениям), определяем энтальпию и энтропий пара кипящей жидкости при давлении пара в конденсаторе P₂= 0,1 МПа. Полученные значения заносим в таблицу 2.1.1. Таблица значений водяного пара при адиабатном расширении пара основного теоретического цикла.

h = i₁-i₂ =3140-2550=590(1),

Теоретическое количество подведенной удельной теплоты в основном цикле. паросиловой термодинамический ренкин

q₁ = i₁-i₂' =3140-417,47=2722,53 (2)

Теоретическое количество отведенной удельной теплоты в основном цикле

q₂ = i₂-i₂'=2550-417,47=2132,53 (3)

Теоретическое количество полезной удельной работы в основном цикле.

l = q₁- q₂ =2722,53 -2132,53=590 (4)

Тепломеханический коэффициент основного теоретического цикла паросиловой установки, вычисленный через энергобалансовые характеристики

=590/2722,53*100%=21,67 % (5)



Таблица значений параметров водяного пара на линии насыщения.

Таблица 2.1.2.

P МПа	Р Бар	T	Т К
Р1 =1,8	18	207,1	480,1	2,39	6,37
Ро =0,2	2	120,3	393,3	1,53	7,12
Р2 =0,1	1	99,63	372,63	1,3026	7,3579

Т1=350+273=623 К

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 2.1.2. значений исходных данных Р₁, Р₀, Р₂; значения абсолютных температур насыщения Т_н1, Т_н0, Т_н2; энтропий кипящей жидкости S₁, S₀ , S₂ и энтропии сухого насыщенного пара S₁", S₀", S₂", 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 . 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.



2.2 Влияние повышения начального давления пара P₁' (процесс 3-4)

На is - диаграмме строится процесс расширения водяного пара в турбине с повышением начального давления пара P₁' = 2 МПа

Параметры рабочего тела заносятся в таблицы.

Таблица 2.2.1

Р1 МПа	t1			Р2 МПа	t2					Х2 -	h				%
2,0	350	3130	6,96	0,1	100	2520	6,96	417,47	1,3026	0,932	610	2712,53	2102,53	610	22,49

Теоретический располагаемый теплоперепад в турбине.

h = i₁-i₂ =3130-2520=610(6)

Теоретическое количество подведенной удельной теплоты в основном цикле.

q₁ = i₁-i₂' =3130-417,47=2712,53 (7)

Теоретическое количество отведенной удельной теплоты в основном цикле

q₂ = i₂-i₂'=2520-417,47=2102,53 (8)

Теоретическое количество полезной удельной работы в основном цикле.

l = q₁- q₂ = 2712,53 -2102,53=610 (9)

Тепломеханический коэффициент основного теоретического цикла паросиловой установки, вычисленный через энергобалансовые характеристики.

=610/2712,53 *100%=22,49 % (10)

Таблица значений параметров водяного пара на линии насыщения.

Таблица 2.2.2

P МПа	Р Бар	T	Т К
Р1 =2,0	10	212,37	485,37	2,44	6,33
Ро =0,2	2	120,3	393,3	1,53	7,12
Р2 =0,1	1	99,63	372,63	1,3026	7,3579

Т1=350+273=623 K

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 2.2.2 значений исходных данных Р₁, Р₀, Р₂; значения абсолютных температур насыщения Т_н1, Т_н0, Т_н2; энтропий кипящей жидкости S₁, S₀ , S₂ и энтропии сухого насыщенного пара S₁", S₀", S₂", 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. 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 4, лежащей на пересечении изобары Р₂ и линии постоянного значения энтропии S₂= S₁.

2.3 Влияние начальной температуры пара (процесс 5-6)

При повышении начальной температуры пара, поступающего в турбину от Т₁ до Т₁' (при прочих равных условиях) тепломеханический коэффициент цикла Ренкина уменьшается. На I -S диаграмме строится процесс расширения водяного пара в турбине с параметрами P₁=0,6 МПа и t₁'=250. При этом параметры рабочего тела вносят в таблицы 2.3.1 и 2.3.2 .С увеличением начальной температуры пара тепломеханический коэффициент цикла уменьшается ,конечная влажность пара повышается . Из точки 5 опускаем перпендикуляр до пересечения с линиями соответствующими P₀= 0,3 мПа и P₂= 0,1 мПа , получив точку 0 и точку 6.Точка 0 соответствует состоянию пара, поступающего в отбор. Точка 5 характеризует состояние пара на выходе из турбины. Отрезок 5-6 численно равен адиабатному теплоперепаду 1 кг пара в однокорпусной турбине. Используя i - s диаграмму, находим значение энтальпий пара i_1, i₂ и энтропий пара S₁,S₂ степень сухости влажного пара после выхода из турбины Xв конце теоретического процесса расширения пара в турбине. Используя таблицы «Термодинамические свойства водяного пара в состоянии насыщения (по давлениям), определяем энтальпию и энтропий пара кипящей жидкости при давлении пара в конденсаторе P₂= 0,1 мПа = 1бар.Полученные значения заносим в таблицу 2.3.1. Таблица значений водяного пара при адиабатном расширении пара при влиянии начальной температуры пара.

Таблица 2.3.1

Р1 МПа	t1			Р2 МПа	t2					Х2 -	h				%
1,8	370	3180	7,1	0,1	100	2575	7,1	417,47	1,3026	0,955	605	2762,53	2157,53	605	21,9

Теоретический располагаемый теплоперепад в турбине

h = i₁-i₂ =3180-2575=605 (11)

Теоретическое количество подведенной удельной теплоты в основном цикле.

q₁ = i₁-i₂' =3180-417,47=2762,53 (12)

Теоретическое количество отведенной удельной теплоты в основном цикле.

q₂ = i₂-i₂'=2575-417,47=2157,53 (13)

Теоретическое количество полезной удельной работы в основном цикле.

l = q₁- q₂ = 2762,53-2157,53 =605 (14)

Тепломеханический коэффициент основного теоретического цикла паросиловой установки, вычисленный через энергобалансовые характеристики

=605/2762,53*100%=21,9 % (15)

Таблица значений параметров водяного пара на линии насыщения.

Таблица 2.3.2.

P МПа	Р Бар	T	Т К
Р1 =1,8	18	207,1	480,1	2,39	6,37
Ро =0,2	2	120,3	393,3	1,53	7,12
Р2 =0,1	1	99,63	372,63	1,3026	7,3579

Т1=370+273=643 К

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 2.2.2 значений исходных данных Р₁, Р₀, Р₂; значения абсолютных температур насыщения Т_н1, Т_н0, Т_н2; энтропий кипящей жидкости S₁, S₀ , S₂ и энтропии сухого насыщенного пара S₁", S₀", S₂", 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. 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 6, лежащей на пересечении изобары Р₂ и линии постоянного значения энтропии S₂= S₁.

2.4 Влияние конечного давления пара (процесс 7-8)

При снижении конечного давления пара P₂ = 0,008МПа (при прочих равных условиях) тепломеханический коэффициент цикла Ренкина возрастает в связи с одновременным снижением температуры насыщения влажного пара. При этом параметры рабочего тела заносятся в таблицы 2.4.1 и 2.4.2

Понижение конечного давления пара P₂' приводит к увеличению эффективности энергоиспользования ПСУ.

Таблица 2.4.1

Р1 МПа	t1			Р2 МПа	t2					Х2 -	h				%
1,8	350	3140	7,01	0,008	42	2190	7,01	173,85	0,5925	0,842	950	2966,15	2016,15	950	32,03

Теоретический располагаемый теплоперепад в турбине.

h = i₁-i_{2 =}3140-2190=950 (16)

Теоретическое количество подведенной удельной теплоты в основном цикле.

q₁ = i₁-i₂' =3140-173,85=2966,15 (17)

Теоретическое количество отведенной удельной теплоты в основном цикле

q₂ = i₂-i₂'=2190-173,85=2016,15 (18)

Теоретическое количество полезной удельной работы в основном цикле.

l = q₁- q₂ =2966,15-2016,15=950 (19)

Тепломеханический коэффициент основного теоретического цикла паросиловой установки, вычисленный через энергобалансовые характеристики

=950/2966,15*100%=32,03% (20)

Таблица значений параметров водяного пара на линии насыщения.



Таблица 2.4.2

P МПа	Р Бар	T	Т К
Р1 =1,8	18	207,1	480,1	2,39	6,37
Ро =0,2	2	120,3	393,3	1,53	7,12
Р2 =0,008	0,08	41,51	366,51	1,23	7,43

Т1=220+273=493 K

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 2.4.1 значений исходных данных Р₁, Р₀, Р₂; значения абсолютных температур насыщения Т_н1, Т_н0, Т_н2; энтропий кипящей жидкости S₁, S₀ , S₂ и энтропии сухого насыщенного пара S₁", S₀", S₂", 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. 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 8, лежащей на пересечении изобары Р₂ и линии постоянного значения энтропии S₂= S₁.



2.5 Анализ полученных результатов

Таблица 2.5.1 Сводная таблица вычисленных энергобалансовых характеристик.

Циклы Ренкина паросиловой установки	p1 мПа	p2 мПа	t1 °С	t2 °С	x2-	q1 кДж кг	q2 кДж кг	l кДж/кг*К	зt %
1-2- основной теоретический цикл	1,8	0,1	350	100	0,945	2722,53	2132,53	590	21,67
3-4-цикл с повышенным начальным давлением P1	2,0	0,1	350	100	0,932	2712,53	2102,53	610	22,49
5-6- цикл с повышенным начальной температуры t1 C	1,8	0,1	370	100	0,955	2762,53	2157,53	605	21,9
7-8- цикл при снижении конечного давления Р2	1,8	0,008	350	42	0,842	2966,15	2016,15	950	32,03



Вывод

Анализируя результаты исследований влияния параметров пара на экономичность цикла паросиловой установки, я пришла к выводу, что КПД цикла повышается при увеличении: начального давления, конечного давления и температуры. Это подтверждают подсчёты.

Самый высокий КПД при понижении конечного давления. При снижении конечного давлении от 0,1 до 0,008 МПа и постоянной температуре t=350⁰С КПД существенно повышается з_t=32,03 %, но и существенно понижается степень сухости Х=0,842 ,что не обеспечивает надежную работу паровой турбины, поэтому в данном цикле рекомендуется применить промежуточный перегрев пара.



Список используемой литературы

1. Лариков Н.Н. Общая теплотехника. - М.: Изд. по строительству. - 1966.

2. Лариков Н.Н. Теплотехника. Учебник для вузов. - 3-е изд. перераб. и доп.- М.: Стройиздат. 1985.

3. Тихомиров Н.В. Теплотехника, теплогазоснабжение и вентиляция. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Стройиздат. 1981.

4. Теплотехника: учебник для вузов / под ред. Баскакова А.П. - М.: Энергоиздат, 1982.

5. Лохвинская Т.И. «Техническая термодинамика». Методические указания по выполнению курсовой работы. Бендеры 2010 г. Кафедральное издание кафедры «Теплоснабжение и вентиляция».

Дополнительная

1. Теплотехнический справочник 2 тома - изд. 2-е - перераб. - М.: «Энергия». 1975.

2. Ривкин С.Л. Александров А.П. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: «Энергия». 1980.

3. Вукалович В.М., Ривкин С.А. Александров А.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара.

Размещено на Allbest.ru

...