Как известно, тепловая машина, работающая по циклу Карно, обладает самой большой эффективностью преобразования энергии, т. е., ее термиче­ский КПД наибольший из возможных. Термический КПД цикла Карно зависит только от температур теплоотдатчика Ti и теплоприемника Т2 и совершенно не зависит от природы рабочего тела. Поэтому этот цикл можно рассматривать как идеальный цикл и для паросиловой установки. Как известно, цикл Карно включает следующие процессы :

Изотермический процесс расширения с одновременным подводом тепло­вой энергии Qi;

Адиабатический процесс расширения;

Изотермический процесс сжатия с одновременным отводом тепловой энергии Q2]

Адиабатический процесс сжатия.

На рис. 11.3 показана индикаторная диаграмма цикла паросиловой уста­новки, работающей по циклу Карно. Вода при давлении pi и температуре T 8 1 поступает в (точка 0 ). Степень сухости пара в точке 0 равна х = 0. Точка 0 находится на пограничной кривой жидкости. В процессе 0-1 при постоянном давлении р\ = Idem (изобарный процесс) к воде подводится энергия Qi в тепловой форме. Линия 0-1 представляет собой и изобару, и изотерму. В точке 1 изобарно — изотермический процесс подвода тепловой энергии заканчивается, когда пар становится сухим на­сыщенным. Степень сухости пара в точке 1 равна х = 1. Точка 1 находится на пограничной кривой пара. Таким образом, процесс 0-1 подвода тепловой энергии является изотермическим , как и в цикле Карно.

Процесс 1-2 отражает адиабатическое (без теплообмена с окружающей средой) расширение рабочего тела в паровой машине (двигателе). Здесь также соблюдается условие протекания цикла Карно (адиабатическое рас­ширение). В адиабатном процессе 1-2 давление пара уменьшается от pi до ft.

После паровой машины пар поступает в конденсатор (точка 2). В конденсаторе происходит отвод энергии Q 2 от рабочего тела (охлаждение) при постоянном давлении Р2 - Idem (изобарный процесс 2-3). Изобара 2-3 Одновременно является и изотермой при температуре кипения жидкости T 9 2, соответствующей давлению р2 = Idem . При охлаждении удельный объем водяного пара уменьшается. В точке 3 изобарно-изотермический процесс отвода тепловой энергии от рабочего тела заканчивается. Точка 3 (окончание процесса) выбирается таким образом, чтобы в процессе адиабатического сжатия влажного пара процесс заканчивался в точке 0, соответствующей начальному состоянию рабочего тела в цикле.

Таким образом, показанный на рис. 11.3 цикл 0-1-2-3-0 состоит из двух изотерм (0-1 и 2-3) и двух адиабат (1-2 и 3-0).

На рнс. 11.3 видно, что точка 3 расположена в области влажного насы­щенного пара. Это означает, что в процессе 2-3 происходит не полная кон­денсация водяного пара, поступающего в конденсатор из тепловой машины. Следовательно, в конденсаторе (КН) (рис. 11.1) образуется смесь пара и жидкости (воды). По выходе из конденсатора эта смесь направляется в компрессор, где в результате повышения давления от Р2Д0 рх повышается также температура от Ta 2 до T 8 1, и рабочее тело возвращается в исходное состояние (точка 0). На рис. 11.4 показана тепловая (энтропийная) диа­грамма протекания паросилового цикла Карно.

Если подвод тепловой энергии к жидкости закончить в точке 1′ (рис. 11.3 и 11.4), то пар не станет сухим насыщенным (он будет оста­ваться влажным насыщенным). Тогда расширение пар в тепловом двига­теле пойдет по адиабате V -2\ а весь цикл будет изображаться линиями 0-1′-2′-3-0.

Для осуществления цикла Карно в паросиловой установке необходи­мо соблюдать одно условие: весь цикл должен совершаться в области насыщенного пара (нельзя выходить вправо за линию х = 1). Область, расположенная правее линии х = 1, является областью перегретого пара. Если в области перегретого пара (правее линии х = 1) подводить тепловую энергию к рабочему телу при постоянном давлении (pi = Idem ), то темпе­ратура рабочего тела будет повышаться. Такой процесс будет изобарным, но не изотермическим, как должно быть в цикле Карно. Такой цикл не будет удовлетворять условиям протекания цикла Карно.

На основании зависимости (8.50) применительно к рассматриваемому паросиловому циклу запишем:

W Gi -g 2 Г1-Г2 (лл АЛ

TOC \o "1-3" \h \z % = - = -- = -7р- (И-4)

Из выражения (11.4) имеем:

Тг-Т2

^ = (И.5)

Где W - удельная работа, совершаемая паром в паровой машине (двигате­ле).

В котле температура жидкости равна температуре кипения Ta 1, соот­ветствующей давлению pi. Это означает, что вся подводимая к жидкости в котле тепловая энергия расходуется только на увеличение паросодержания от х = 0 (пограничная кривая жидкости) до х = 1 (пограничная кривая пара). Следовательно, в процессе 0-1 (рис. 11.3) парообразования будет затрачено следующее количество энергии в тепловой форме:

9i= хт, (11.6)

Где х - степень сухости пара, определяемая по формуле (6.1); г - удельная теплота парообразования.

На пограничной кривой жидкости степень сухости пара равна нулю (х = 0). На пограничной кривой пара х = 1, а поэтому выражение (12.6) для этого случая принимает вид:

Объединяя выражения (11.5) и (11.6"), получим:

Ti-T2 ГкДжТ §лл

Наряду с термическим КПД т^ важной характеристикой паросилового цикла является удельный расход пара DQ , определяемый по формуле:

Do = H = X ^ Rfr — T ,) * (1L8)

Из уравнений (11.7) и (11.8) видно, что удельный расход пара в паросиловом цикле, осуществляемому по циклу Карно при неизменных температурах 7\ и Т2, зависит только от паросодержания Х\. Чем больше паросодержание Xi, тем большую удельную работу W совершает пар в паровой машине при данных условиях, и тем меньший удельный расход пара DQ . Наибольшие значения удельной работы W и наименьшие значения удельного расхода пара DQ будут иметь место при х = 1.

Пусть сухой насыщенный пар давлением 1 МПа должен совершить цикл Карно в идеальной паросиловой установке. Требуется определить удельную работу пара в цикле и термический КПД, если давление в конденсаторе равно 10 кПа.

Для решения задачи следует воспользоваться данными, приведенными в Приложении 1. «Зависимость параметров насыщенного водяного пара от давления ». При давлении 1 МПа жидкость кипит при температуре, равной T 8 1 = 179.88°С, а при давлении ЮкПа -ie2 = 45.84°С. Тогда в соответствии с выражением (11.4) можно записать:

^ _ (1.1+ +273.15) _0 Я6| M11 29.6%.

Из Приложения 1 находим, что при pi = 1 МПа, г = 2015 кДж/кг. Из выражения (11.7) имеем:

Гх-Гз ГкДж]

W = x1-r Т ^ = Хг-r-rit J .

Так как пар сухой насыщенный, то Х\ = 1, а поэтому последнее выражение принимает вид:

W = R R ) T = 2015 0.296 « 596 .

Из сказанного выше следует, что осуществление цикла Карно в паро­силовой установке, когда рабочее тело представляет собой влажный пар, вполне возможно. Поскольку критическая температура воды сравнительно небольшая 374°С), что соответствует точке К на рис. 11.3, то невелик и интервал температур, в котором можно осуществить цикл Карно в паросиловой установке. Если нижнюю температуру принять равной 25°С, а верхнюю -не выше 340… 350°С, то максимальное значение термического КПД цикла Карно в этом случае будет равно:

При осуществлении цикла Карно в паросиловой установке максималь­ную температуру влажного пара нельзя выбирать сколь угодно, так как верхний предел ограничен значением 7\ = 374°С (точка К; рис. 11.3). По мере приближения к критической точке К (рис. 11.3) длина изобарно- изотермического участка 0-1 уменьшается, а в точке К он вовсе исчезает.

Чем выше температура рабочего тела в цикле, тем больший КПД этого цикла. Но поднять температуру рабочего тела выше 340…350°С в паросиловой установке, работающей по циклу Карно, не представляется возможным, что ограничивает КПД такой установки.

Хотя термический КПД паросиловой установки, работающей по циклу Карно, относительно большой, с учетом условий работы теплосилового обо­рудования он практической реализации почти не получил. Это обусловлено тем, что при работе на влажном паре, который представляет собой поток сухого насыщенного пара со взвешенными в нем капельками воды, условия работы проточных частей паровых турбин (поршневых паровых машин) и компрессоров оказываются тяжелыми, течение оказывается газодинами­чески несовершенным и внутренний относительный КПД т^ этих машин снижается.

Вследствие этого внутренний абсолютный КПД цикла

Rii = VfVoi (119)

Оказывается сравнительно малым.

Важно и то, что компрессор для сжатия влажного пара с малыми давлениями и большими удельными объемами представляет собой весьма громоздкое сооружение, не удобное для эксплуатации. При этом на привод компрессора затрачивается большая энергия. Почти 55% получаемой в паросиловом цикле механической энергии обратно тратится на привод компрессора.

К. п. д. цикла Ренкина даже в установках с высокими параметрами пара не превышает 50%. В реальных установках из-за наличия внутренних потерь в турбине значение к. п. д. еще меньше.

На величины энтальпий, входящих в выражение (9) оказывают влияние три параметра рабочего тела –– начальное давление р 1 и начальная температура Т 1 перегретого пара на входе в турбину и конечное давление р 2 на выходе из турбины. Это приводит к увеличению теплоперепада и как следствие этого, к увеличению удельной работы и к. п. д. цикла.

Кроме изменения параметров пара повысить экономичность паросиловых установок можно за счет усложнения схем самой установки.

На основании выше сказанного выявляются следующие пути повышения термического к. п. д.

1. Повышение начального давления р 1 при неизменных параметрах Т 1 и р 2 (рис. 15, а ). На диаграмме показаны циклы Ренкина при максимальных давлениях р 1 и р 1а > р 1 . Сопоставление этих циклов показывает, что с увеличением давления до р 1а теплопререпад имеет большее значение, чем , а количество подводимой теплоты уменьшается. Такое изменение энергетических составляющих цикла с ростом давления р 1 увеличивает термический к. п. д. Этот метод дает значительное повышение эффективности цикла, но в результате повышения р 1 (давление в паросиловых установках может достигать до 30 ата) увеличивается влажность пара, выходящего из турбины, что вызывает преждевременную коррозию лопаток турбины.

2. Увеличение начальной температуры Т 1 при неизменных параметрах р 1 и р 2 (рис. 15, б ). Сопоставляя циклы в диаграмме при температурах Т 1 и Т 1а > Т 1 можно увидеть, что разность энтальпий увеличивается в большей степени чем разность , так как изобара протекает более круто, чем изобара . При таком изменении разности энтальпий с ростом максимальной температуры цикла термический к. п. д. возрастает. Недостатком этого метода является то, что для пароперегревателя требуется жаропрочный металл, температура перегретого пара может достигать до 650 °С.

3. Одновременное повышение давления р 1 и температуры Т 1 при постоянном давлении р 2 . Повышение как р 1 так и Т 1 увеличивает термический к. п. д. Влияние их на влажность пара в конце расширения противоположно, с повышением р 1 она возрастает, а с увеличением Т 1 –– уменьшается. В конечном итоге состояние пара будет определяться степенью изменения величин р 1 и Т 1 .

4. Понижение давление р 2 при постоянных параметрах Т 1 и р 1 (рис. 15, в ). С понижением р 2 увеличивается степень расширения пара в турбине и техническая работа возрастает ∆l = l a – l . При этом количество отводимой теплоты меньше, чем (изобара при меньшем давлении более пологая), а количество подводимой теплоты возрастает на величину . В результате термический к. п. д. цикла увеличивается. Понижая давление р 2 можно достигнуть на выходе из конденсатора температуры равной температуре окружающей среды, но при этом в конденсационном устройстве придется создавать вакуум, так как температуре соответствует давление р 2 = 0,04 ата.

5. Использование вторичного (промежуточного) перегрева пара (рис. 15, г ). На диаграмме прямая 1 –2 показывает расширение пара до некоторого давления р 1а в первом цилиндре двигателя, линия 2–1 а –– вторичный перегрев пара при давлении р 1а и прямая 1 а –2 а –– адиабатное расширение пара во втором цилиндре до конечного давления р 2 .

Термический к. п. д. такого цикла определяется по выражению

Применение вторичного перегрева пара приводит к снижению влажности пара на выходе из турбины и к некоторому увеличению технической работы. Повышение к.п.д. в этом цикле незначительное, всего 2–3 %, и такая схема требует усложнения конструкции паровой турбины.

6. Применение регенеративного цикла . В регенеративном цикле питательная вода после насоса протекает через один или несколько регенераторов, где нагревается паром, частично отбираемым после расширения его в некоторых ступенях турбины (рис. 16).

Рис. 15. Пути повышения термического к.п.д. цикла Ренкина

Рис. 16. Схема паросиловой установки, работающей

по регенеративному циклу:

1 –– котел; 2 –– пароперегреватель; 3 –– паровая турбина; 4 –– электрогенератор; 5 –– охладитель-конденсатор; 6 –– насос; 7 –– регенератор; α –– доля отбора пара

Количество отобранного пара будет определяться из уравнения теплового баланса для регенератора

где –– энтальпия конденсата при конечном давлении пара р 2 ; –– энтальпия пара, отбираемого из турбины; –– энтальпия конденсата при давлении отбора пара.

Полезная работа 1 кг пара в турбине будет определяться по формуле:

Количество теплоты затраченной на 1 кг пара, составляет

Тогда термический к.п.д. в регенеративном цикле будет найден

.

Подробное исследование регенеративного цикла показывает, что его термический к.п.д. всегда больше термического к.п.д. цикла Ренкина с теми же начальными и конечными параметрами. Увеличение к.п.д. при использовании регенерации составляет 10–15 % и возрастает с увеличением количеств отбора пара.

7. Применение теплофикационного цикла . В теплофикационном цикле утилизируется теплота, отдаваемая паром охлаждающей воде, которая обычно используется в отопительных системах, в системах горячего водоснабжения и для других целей. При этом теплота q 1 , подводимая к рабочему телу, может в разной степени перераспределяться дл получения технической работы и теплоснабжения. В теплофикационном цикле (рис. 17) часть электроэнергии недорабатывается, так как часть теплоты пара отбираемого из турбины расходуется у потребителя.

Рис. 17. Схема паросиловой установки, работающей по

теплофикационному циклу:

1 –– котел; 2 –– пароперегреватель; 3 –– паровая турбина; 4 –– электрогенератор; 5 –– охладитель-конденсатор; 6 –– насос; 7 –– потребитель теплоты

Количество теплоты, полученное рабочим телом, частично превращается в полезную работу лопаток турбины , а частично затрачивается для целей теплоснабжения у потребителей . Поскольку и та и другая работы являются полезными, то термический к. п. д. теряет свой смысл.

К.п.д. теплофикационного цикла будет определяться

.

Так как в теплофикационном цикле вырабатывается два вида продукции (электроэнергия и теплота), то приходится различать внутренний КПД по выработке теплоты и средневзвешенный КПД по выработке электроэнергии и теплоты. Каждый из них равен единице, поскольку в пределах цикла потерь нет.

В реальности к.п.д. теплофикационного цикла не может быть равен единице, так как всегда существуют механические потери в турбине и гидравлические потери в системах теплоснабжения.

Энергетический баланс паросиловой станции с турбиной показан на рис. 519. Он является примерным; к. п. д. паросиловой станции может быть и больше (до 27%). Потери энергии, которые имеют место при работе паросиловой станции, можно разделить на две части. Часть потерь обусловлена несовершенством конструкции и может быть уменьшена без изменения температуры в котле и в конденсаторе. Например, устроив более совершенную тепловую изоляцию котла, можно уменьшить потери теплоты в котельной. Вторая, значительно большая часть - потеря теплоты, переданной воде, охлаждающей конденсатор, оказывается при заданных температурах в котле и в конденсаторе совершенно неизбежной. Мы уже указывали (§ 314), что условием работы теплового двигателя является не только получение некоторого количества теплоты от нагревателя, но и передача части этой теплоты холодильнику.

Большой научный и технический опыт по устройству тепловых двигателей и глубокие теоретические исследования, касающиеся условий работы тепловых двигателей, установили, что к. п. д. теплового двигателя зависит от разности температур нагревателя и холодильника. Чем больше эта разность, тем больший к. п. д. может иметь паросиловая установка (конечно, при условии устранения всех технических несовершенств конструкции, о которых упоминалось выше). Но если разность эта невелика, то даже самая совершенная в техническом смысле машина не может дать значительного к. п. д. Теоретический расчет показывает, что если термодинамическая температура нагревателя равна , а холодильника , то к. п. д. не может быть больше чем

Рис. 519. Примерный энергетический баланс паросиловой станции с турбиной

Так, например, у паровой машины, пар который имеет в котле температуру 100 (или 373 ), а в холодильнике 25 (или 298 ), к. п. д. не может быть больше , т. е. 20% (практически, вследствие несовершенства устройства, к. п. д. такой установки будет значительно ниже). Таким образом, для улучшения к. п. д.. тепловых машин нужно перейти к более высоким температурам в котле, а следовательно, и к более высоким давлениям пара. В отличие от прежних станций, работавших при давлении 12-15 атм (что соответствует температуре пара 200 ), на современных паросиловых станциях начали устанавливать котлы на 130 атм и более (температура около 500 ).

Вместо увеличения температуры в котле можно было бы понижать температуру в конденсаторе. Однако это оказалось практически неосуществимым. При очень низких давлениях плотность пара очень мала и при большом количестве пара, пропускаемого за одну секунду мощной турбиной, объем турбины и конденсатора при ней должен был бы быть непомерно велик.

Кроме увеличения к. п. д. теплового двигателя, можно пойти по пути использования «тепловых отбросов», т. е. теплоты, отводимой водой, охлаждающей конденсатор.

Рис. 520. Примерный энергетический баланс ТЭЦ

Вместо того чтобы спускать нагретую конденсатором воду в реку или озеро, можно направить ее по трубам водяного отопления или использовать ее для промышленных целей в химической или текстильной промышленности. Можно также производить расширение пара в турбинах только до давления 5-6 атм. Из турбины при этом выходит еще очень горячий пар, могущий служить для ряда промышленных целей.

Станция, использующая отбросы теплоты, снабжает потребителей не только электрической энергией, полученной за счет механической работы, но и теплотой. Она называется теплоэлектроцентралью (ТЭЦ). Примерный энергетический баланс ТЭЦ представлен на рис. 520.

Термический КПД цикла

Если не учитывать ничтожного повышения температуры при адиабатном сжатии воды в насосе, то и

где - энтальпия кипящей воды при давлении р 2.

Рисунок 8.9 - Цикл Ренкина на перегретом паре:

а - в p,v - диаграмме; б - в T,s -диаграмме

Рисунок 8.10 - Цикл Ренкина в h,s -диаграмме

Из формулы видно, что КПД идеального цикла Ренкина определяется значениями энтальпий пара до турбины и после нее и энтальпии воды , находящейся при температуре кипения .В свою очередь эти значения опреде­ляются тремя параметрами цикла: дав­лением и температурой пара перед турбиной и давлением р 2 за турбиной, т. е. в конденсаторе.

В самом деле, зная и легко отыскать положение точки 1 в h, s -ди­аграмме и найти энтальпию . Пересечение адиабаты, проведенной из точки 1 , с изобарой определяет положение точки 2, т. е. эн­тальпию . Наконец, энтальпия воды, закипающей при давлении р 2 , зависит только от этого давления.

Перегрев пара увеличивает среднюю температуру подвода теплоты в цикле, не меняя температуру отвода теплоты. По­этому термический КПД паросиловой установки возрастает с увеличением тем­пературы пара перед двигателем. Для примера ниже приведена зависимость от при абсолютных давлениях = 9,8 МПа и р 2 = 3,9 кПа:

С увеличением давления пара перед турбиной при постоянных и р 2 полез­ная работа цикла возрастает, т. е. . В то же время количество подведенной за цикл теплоты несколько уменьшается за счет умень­шения энтальпии перегретого пара . Поэтому чем выше давление тем боль­ше КПД идеального цикла Ренкина.

Рисунок 8.11 - Влияние давления перегретого пара на параметры цикла Ренкина

На рисунке 8.11 видно, что большему давлению перед турбиной соответствует более высокая влажность выходящего из нее пара. При из турбины вы­ходит перегретый пар; при он по­лучается уже слегка влажным, а при степень сухости его значитель­но меньше единицы. Содержание капелек воды в паре увеличивает потери от тре­ния его в проточной части турбины. По­этому одновременно с повышением дав­ления пара за паровым котлом необходи­мо повышать и температуру его перегре­ва, чтобы поддерживать влажность вы­ходящего из турбины пара в заданных пределах.

С этой же целью пар, частично рас­ширившийся в турбине, возвращают в котел и снова перегревают (уже яри меньшем давлении), осуществляя так называемый вторичный (а иногда и тре­тичный) подогрев. Одновременно это по­вышает термический КПД цикла.

Турбины атомных электростанций, работающие на насыщенном паре, имеют специальную конструкцию, позволяю­щую отводить выделяющуюся при кон­денсации воду.

Повышение параметров пара опреде­ляется уровнем развития металлургии, оставляющей металлы для котлов и турбин. Получение пара с температу­рой 535-565 °С стало возможным лишь благодаря применению низколегирован­ных сталей, из которых изготовляются пароперегреватели и горячие части тур­бин. Переход на более высокие парамет­ры (580-650 °С) требуют применения дорогостоящих высоколегированных (аустенитных) сталей.

При уменьшении давления р 2 пара за турбиной уменьшается средняя темпера­тура отвода теплоты в цикле, а сред­няя температура подвода теплоты меня­ется мало. Поэтому чем меньше давление пара за турбиной, тем выше КПД паро­силовой установки.

Давление за турбиной, равное давле­нию пара в конденсаторе, определяется температурой охлаждающей воды. Если среднегодовая температура охлаждаю­щей воды на входе в конденсатор со­ставляет приблизительно 10-15 С С, то из конденсатора она выходит нагретой до 20-25 °С. Пар может конденсиро­ваться только в том случае, если обеспе­чен отвод выделяющейся теплоты, а для этого нужно, чтобы температура пара в конденсаторе была больше температу­ры охлаждающей воды хотя бы на 5-10°С. Поэтому температура насыщенно­го пара в конденсаторе составляет обыч­но 25-35 °С, а абсолютное давление этого пара р 2 соответственно 3-5 кПа. Повышение КПД цикла за счет дальней­шего снижения р 2 практически невоз­можно из-за отсутствия естественных ох­ладителей с более низкой температурой.

Теплофикация. Имеется, однако, воз­можность повысить эффективность паро­силовой установки путем увеличения, а не уменьшения давления и температу­ры за турбиной до такой величины, что­бы отбросную теплоту (которая состав­ляет более половины всего количества теплоты, затраченной в цикле) можно было использовать для отопления, горя­чего водоснабжения и различных техно­логических процессов (рис. 6.12). С этой целью охлаждающая вода, нагретая в конденсаторе К, не выбрасывается в водоем, как в чисто конденсационном цикле, а прогоняется через отопительные приборы теплового потребителя ТП и, охлаждаясь в них, отдает полученную в конденсаторе теплоту. В результате станция, работающая по такой схеме, одновременно вырабатывает и электри­ческую энергию, и теплоту. Такая станция называется теплоэлектроцентралью (ТЭЦ).

Рисунок 8.12 - Схема установки для совместной выработки тепловой и электрической энергии: ПК. - паровой котел; Т - паровая турбина; К - конденсатор-подогреватель; Н - насос; ТП - теп­ловой потребитель. Цифры соответствуют точкам цикла в Т,s диаграмме

Охлаждающую воду можно исполь­зовать для отопления лишь при том усло­вии, что ее температура не ниже 70- 100 °С. Температура пара в конденсато­ре (подогревателе) К должна быть хотя бы на 10-15 °С выше. В большинстве случаев она получается больше 100°С, а давление насыщенного пара при этой температуре выше атмосферного. Поэтому турбины, работающие по такой схеме, называются турбинами с противо­давлением.

Итак, давление за турбиной с про­тиводавлением получается обычно не ме­нее 0,1-0,15 МПа вместо около 4 кПа за конденсационной турбиной, что, ко­нечно, приводит к уменьшению работы пара в турбине и соответствующему уве­личению количества отбросной теплоты. Это видно на рис. , где полезно ис­пользованная теплота 2"-3"-4"-5-6, а при противодавлении - площадью 1-2-3-4-5-6. Площадь 2-2"-3"-4 дает уменьшение полезной работы из-за повышения давления за турбиной с р 1 до р 2 .

Термический КПД установки с про­тиводавлением получается ниже, чем конденсационной установки, т. е. в элек­троэнергию превращается меньшая часть теплоты топлива. Зато общая сте­пень использования этой теплоты стано­вится значительно большей, чем в кон­денсационной установке. В идеальном цикле с противодавлением теплота, за­траченная в котлоагрегате на получение пара (площадь 1-7-8-4-5-6), полностью используется потребителями. Часть ее (площадь 1-2-4-5-6) превращается в ме­ханическую или электрическую энергию, а часть (площадь 2-7-8-4) отдается тепловому потребителю в виде теплоты пара или горячей воды.

При установке турбины с противо­давлением каждый килограмм пара со­вершает полезную работу и отдает тепловому потребителю количе­ство теплоты . Мощность установки по выработке электроэнергии и ее тепловая мощность пропорциональны расходу пара D т. е. жестко связаны. Это неудобно на практике, ибо графики потребности в электроэнергии и теплоте почти никогда не совпадают.

Чтобы избавиться от такой жесткой связи, на станциях широко применяют турбины с регулируемым проме­жуточным отбором пара. Такая турбина состоит из двух частей: части высокого давления (ЧВД), в которой пар расширяется от давления до давления р от6 , необходи­мого для теплового потребителя, и части низкого давления (ЧНД), где пар рас­ширяется до давления р 2 в конденсаторе. Через ЧВД проходит весь пар, выраба­тываемый котлоагрегатом. Часть его (при давлении р от6 ) отбирается и поступает к тепловому потребителю. Остальной пар в количестве проходит через ЧНД в конденсатор К. Регулируя соотношения между и , можно независимо менять как тепловую, так и электрическую нагрузки турбины с промежуточным отбором, чем и объяс­няется их широкое распространение на ТЭЦ. При необходимости предусматри­ваются два и более регулируемых отбора с разными параметрами пара. Наряду с регулируемыми каждая турбина имеет еще несколько нерегу­лируемых отборов пара, исполь­зуемых для регенеративного подогрева питательной воды, существенно повыша­ющего термический КПД цикла.

Своеобразная «теплофикация» мо­жет осуществляться даже на чисто кон­денсационных станциях, где охлаждаю­щая вода из конденсаторов использует­ся, например, для обогрева бассейнов или водоемов, где искусственно выращи­вается рыба. Отбросная теплота может использоваться для обогрева парников, теплиц и т. д. Конечно, потребное в рай­оне ТЭЦ количество теплоты для этих целей значительно меньше общего коли­чества отбросной теплоты, но, тем не ме­нее, такое ее использование является эле­ментом безотходной технологии - техно­логии будущего.

Рисунок 8.13 - Теплофикационный цикл в Т,s -диаграмме

Рисунок 8.14 - Установка турбины с регулируемым отбором пара

Несмотря на большие потери эксергии при передаче теплоты от продуктов сгорания к пару, КПД паросиловых установок в среднем выше, чем у ГТУ, и близок к КПД ДВС, прежде всего за счет хорошего использования располага­емой эксергии пара. (Как указано выше, его температура на выходе из конденса­ционной турбины составляет 28-30 °С.) С другой стороны, большой располагае­мый теплоперепад в турбине и связанный с этим относительно низкий удельный расход пара на выработку 1 кВт позво­ляют создать паровые турбины на ко­лоссальные мощности - до 1200 МВт в одном агрегате! Поэтому паросиловые установки безраздельно господствуют как на тепловых, так и на атомных элек­тростанциях. Паровые турбины приме­няют также для привода турбовоздухо­дувок (в частности, в доменном произ­водстве) . Недостаток паротурбинных установок - большие затраты металла, связанные прежде всего с большой мас­сой котлоагрегата. Поэтому они практи­чески не применяются на транспорте и их не делают маломощными.