ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Термодинамические циклы и структурно-поточные схемы паротурбинных установок с органическими рабочими телами из "Паротурбинные установки с органическими рабочими телами " Органические рабочие тела обладают рядом специфических свойств, оказывающих существенное влияние на организацию циклов, а следовательно, и на структуру установок. Рассмотрим особенности циклов ПТУ с ОРТ и результаты термодинамического анализа этих установок. [c.23] У толуола, имеющего практически близкие с ДФС показатели по термической стабильности, составляет всего 594 К. Поэтому в ПТУ с этим ОРТ могут быть реализованы как до-, так и сверхкритические циклы. Сравнивая между собой эти циклы, отметим два обстоятельства первое — в одинаковых температурных диапазонах термический КПД до-критических циклов больше, чем сверхкритических второе — положительный наклон пограничной кривой пара на диаграмме состояний в Т — S координатах исключает необходимость перегрева пара на выходе из парогенератора ПТУ с докрити-ческим циклом, что способствует еще больше карнотизации цикла и упрощает конструкцию парогенератора, из числа элементов которого исключается пароперегреватель. Для обоих видов цикла Ренкина положительный наклон пограничной кривой пара на Т — S диаграмме позволяет осуществить процессы расширения рабочего тела на турбине 1—2 и 3—4) целиком в области перегретого пара, создавая тем самым благоприятные условия для ее работы. Однако температура в конце процесса расширения 3—4, определяемая давлением конденсации, оказывается значительно выше нижней температуры цикла, что приводит к необходимости дополнительного отвода теплоты и соответствующему снижению термического КПД цикла. В то же время значительный перепад между температурой рабочего тела в конце процесса расширения 3—4 и температурой конденсации позволяет осуществить регенерацию, которая в основном компенсирует снижение энергетической эффективности цикла, обусловленное спецификой фазовой диаграммы ОРТ. [c.24] У дифенильной смеси высоким температурам насыщения соответствуют низкие давления насыщенных паров, что ограничивает нижнюю температуру цикла технически достижимым вакуумом в конденсаторах. Так, при = 373 К Ps = 588 Па, в то время как минимально допустимое давление в поверхностных конденсаторах равно 2500 Па. Поэтому в ПТУ с ДФС для преодоления трудностей, связанных с реализацией низких давлений в поверхностных конденсаторах, а также для обеспечения условий безкавитационной работы циркуляционных механических насосов, используют конденсирующие инжекторы [92, 123], работоспособность которых с ДФС экспериментально проверена вплоть до давлений порядка 500 Па. Кроме того, на рабочие процессы конденсирующего инжектора не оказывают влияния невесомость и знакопеременные перегрузки, действующие на космические аппараты. Поэтому применение конденсирующих инжекторов и змеевиковых парогенераторов в космических ПТУ существенно упрощает организацию процессов теплообмена с изменением агрегатного состояния рабочего тела [1161. Циклы и структурнопоточные схемы ПТУ с конденсирующими инжекторами имеют ряд особенностей, которые необходимо рассмотреть более подробно. [c.25] В энергетическом контуре последовательно реализуются следующие проляг цессы 1—2 — расширение ц 1 пара в первой ступени турбины 2—5 — охлаждение перегретого пара в первом регенераторе 3—4 — расширение пара во второй ступени турбины 4—5 — охлаждение перегретого пара во втором регенераторе 5—6 — расширение в паровом сопле конденсирующего инжектора 6 — 7 — 8 — охлаждение и конденсация паровой фазы 8—9 — адиабатное торможение парожидкостного потока 9—10 — смешение капельной среды энергетического контура с аналогичной средой холодильного контура. Три последние процесса реализуются при движении потока вдоль камеры смешения конденсирующего инжектора. Далее происходят процессы 10—11 — торможение жидкости в диффузоре конденсирующего инжектора 11 —11 — повышение давления потока в механическом насосе 11—12 и 12—13 — нагрев жидкости в регенераторах 13—1 — нагрев и испарение жидкости в парогенераторе. [c.26] В холодильном контуре реализуются следующие процессы 11—14 — охлаждение жидкости в холодильнике 14—15 — разгон ее в жидкостном сопле конденсирующего инжектора 15—16 — нагрев жидкости 16—17 — ее адиабатное торможение 17—10 — смешение с капельной средой энергетического контура. Три последних процесса осуществляются в камере смешения конденсирующего инжектора. Замыкающие обратный цикл процессы 10—1Г и IV—11 являются общими для обоих циклов и объяснены выше. [c.26] Таким образом, как впервые было показано В. С. Евсеевым [921, в ПТУ с конденсирующим инжектором реализуются два сопряженных (взаимосвязанных) по процессам 10—11 и 11 —11 цикла энергетический 1—2—3—4—5—6—7—8—9—10—II — И—12—13—1 и холодильный 11—14—15—16—17—10—11 —11. [c.26] В конденсирующем инжекторе повышение давления потока осуществляется в результате его последовательного торможения в скачке конденсации, располагающемся в горловине диффузора, и в самом диффузоре. При этом скачки конденсации оказываются практически изотермными [102], что дает основание принять температуры точек S, 9, 10, 11, 17 и 16 одинаковыми. Процессы 1Г—11 и 14—15 также являются изотермными. Поэтому в действительности обратный цикл 11—14—15—16—17—10—11 —11 вырождается в линию — изобару подвода и отвода теплоты. При этом важно отметить, что первый из этих процессов протекает при давлении конденсации прямого цикла р,, а второй — при максимальном давлении этого цикла рц. В настоящее время известна ПТУ, содержащая как конденсирующий инжектор, так и поверхностный конденсатор [12]. Термодинамические циклы и струк-турно-поточная схема этой установки приведены на рис. 2.3. В этой ПТУ в отличие от предыдущей после первого регенератора поток рабочего тела раздваивается. Одна его часть расширяется в паровом сопле конденсирующего инжектора (процесс 3—4), а другая — в ступени низкого давления турбины (процесс 3 — 9). После турбины эта часть потока охлаждается во втором регенераторе(процесс Р—10), конденсируется и охлаждается в поверхностном конденсаторе-холодильнике (процесс 10—11—12) и поступает на вход жидкостного сопла конденсирующего инжектора. Остальные процессы ПТУ аналогичны ранее рассмотренным. [c.27] однако, учитывать, что для повышения давления по тока в механическом насосе ПТУ расходуется эксергия турбо генератора, получаемая в результате совершения всего цикла преобразования тепловой энергии со всеми присущими ему по терями, в то время как повышение давления рабочего тела в кон денсирующем инжекторе происходит за счет тепловой энергии отводимой в прямом цикле. Поэтому использование конденсиру ющего инжектора в качестве термонасоса даже при некотором уменьшении перепада энтальпий, срабатываемого на турбине может оказаться энергетически более выгодным. Следовательно известные массогабаритные и энергетические характеристики ПТУ первой схемы могут не соответствовать максимально достижимым, однако этот вопрос требует специального исследования. [c.28] В соответствии с общими принципами системного подхода [861 сравнительная оценка различных вариантов ПТУ должна производиться по результатам их технико-энергетической оптимизации по единым критериям качества и в идентичных внешних условиях. Корректная постановка задач технико-энергетической оптимизации требует предварительного термодинамического анализа для дпределения основных факторов, влияющих на энергетические и массогабаритные характеристики установок. Для проведения термодинамического анализа ПТУ необходимо знание напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора зависимостей давления потока на выходе и отношения расхода жидкости через пассивное сопло конденсирующего инжектора к расходу пара через активное сопло и от термодинамических параметров этих потоков. Отметим, что величина и для первого варианта ПТУ характеризует кратность циркуляции D, которая представляет собой отношение расхода рабочего тела по контуру холодильного цикла к расходу рабочего тела по контуру энергетического цикла. Напорно-расходные характеристики конденсирующего инжектора на уровне термодинамического анализа могут быть рассчитаны по методике Э. К- Карасева [84]. Применение этой методики для определения напорнорасходных характеристик конденсирующего инжектора, функционирующего в составе ПТУ, имеет ряд особенностей, которые следует рассмотреть более подробно. [c.29] Процесс смешения, как предполагается в работе [48], происходит в два этапа. На первом этапе при постоянном давлении Рв — Pi = Pi5 в смешении участвуют только паровая фаза активного и пассивный поток. Последний при этом нагревается до температуры насыщения р-) (точка 16), а активный поток имеет относительное массовое паросодержание Xg и скорость og = (Ов. На этом первый этап смешения заканчивается. Далее происходят адиабатные необратимые процессы торможения жидкостного и пароводяного потоков вплоть до полной конденсации паровой фазы (точка 5). [c.30] На втором этапе при давлении рд = р оба потока смешиваются и образуется однофазная смесь, параметры которой характеризуются точкой 10. Затем в диффузоре конденсирующего инжектора происходит торможение однофазной среды. [c.30] Двухконтурная ПТУ с конденсирующим инжектором может быть использована как в наземной, так и в космической энергетике. Поэтому в процессе термодинамического анализа оценим влияние параметров ее циклов на эффективный КПД т эфг, под которым будем понимать отношение полезной электрической мощности установки к тепловой мощности, подводимой в контуре прямого цикла от высокотемпературного источника теплоты, и удельную (на единицу Ngj,) площадь холодильника-излучателя F. [c.32] Используя отмеченное ранее равенство температур ДФС в точках М и /5, а также в точках S—11, 11, 17, 6, выведем соотношения для т)эф1 (см. рис. 2.2). Кроме того, примем во внимание, что температурный напор между точками цикла 5 w 11 дает возможность осуществить процесс охлаждения перегретого пара 4—5 вплоть до пограничной кривой пара при высоких значениях плотностей тепловых потоков в выходном сечении регенератора. [c.32] Для определения возможности улучшения характеристик ПТУ за счет снижения коэффициента х целесообразно при фиксированном температурном диапазоне реализации прямого цикла. .. оценить влияние Ръ и на Т1дф1 и F, поскольку Ps и Г14 оказывают основное воздействие на напорно-расходные характеристики конденсирующего инжектора. Так, величина при фиксированном pi4 в соответствии с уравнением (2.15) определяет значение кратности циркуляции, а величина задает распределение перепада энтальпий между турбиной и конденсирующим инжектором. [c.33] При термодинамическом анализе верхнее давление прямого цикла Pi и давление конденсации в нем р, принимались равными 6,94-10 и 588 Па соответственно с учетом термической стабильности ДФС и технически достижимого вакуума в конденсирующих инжекторах. Давление pj варьировалось в широких пределах, начиная от величины 1035 Па, определяемой из условия реализации сверхзвукового истечения из парового сопла конденсирующего инжектора. [c.33] Температура изменялась от 290 К, близкой к температуре замерзания ДФС, и до 365 К, что на 5 К меньше температуры насыщения, соответствующей давлению 588 Па. Коэффициенты rjgp, Т1т, г) и а принимались соответственно равными 0,6 0,9 0,8 и 0,98. Данные по теплофизическим свойствам ДФС в этих и всех последующих расчетах были взяты из [15, 103]. [c.33] На рис. 2.5 и 2.6 представлены графики зависимостей напорнорасходных характеристик конденсирующего инжектора от и Р5. Из них видно, что с ростом Ти давление потока рц на выходе из конденсирующего инжектора уменьшается вследствие резкого увеличения кратности циркуляции. Это обусловлено тем, что в конденсирующем инжекторе на единицу массового расхода парового потока приходится D единиц расхода жидкостного потока, а возрастание давления суммарного потока рабочего тела происходит, главным образом, за счет тепловой энергии первого из них. [c.33] Таким образом, увеличение т]дф1 ПТУ при возрастании рц, вплоть до максимального давления прямого цикла, происходит вследствие увеличения р- и снижения Т, . При этом отсутствуют какие-либо другие факторы, снижающие г эф1, что позволяет сделать вывод о целесообразности работы конденсирующего инжектора в режиме термонасоса. Следует особо заметить, что при этом одновременно повышается и функциональная надежность ПТУ, так как из числа ее элементов, работающих на установившемся режиме, исключается вращающийся агрегат — механический насос, Отметим, что вывод о целесообразности функционирования конденсирующего инжектора в режиме теплового насоса справедлив лишь для ПТУ малой мощности, у которых 1ШД турбин невелик. С ростом мощности ПТУ, а следовательно и КПД турбины, может оказаться энергетически более выгодной прокачка рабочего тела по контурам ПТУ за счет совместной работы конденсирующего инжектора и циркуляционного насоса. [c.35] На рис. 2.9 представлены графики зависимости удельной площади холодильника-излучателя от и Тг,. Наличие минимума на графиках зависимостей F (Tj ) обусловлено взаимно противоположным влиянием на f снижения Лэф (см. рис. 2.7) и уменьшения неизотермичности холодильника-излучателя. Из рис. 2.9 видно, что нри функционировании конденсирующего инжектора в режиме термонасоса величина F несколько снижается, т. е. и для космических ПТУ, критичных к удельной площади холодильника-излучателя, этот режим работы также может оказаться целесообразным. [c.35] На рис. 2.10 представлены графики напорно-расходных характеристик конденсирующего инжектора, функционирующего в составе ПТУ второй схемы. Из рассмотрения графиков следует, что существует достаточно обширная область параметров Т12, Рз , в которой конденсирующий инжектор, работая в режиме термонасоса, обеспечивает циркуляцию рабочего тела в установке. [c.36] Вернуться к основной статье