ترمودینامیک فنی

1. تولید ترکیبی گرما و برق روشی سیستماتیک برای افزایش راندمان تاسیسات مولد برق است. ساده ترین نمودارهای توربین بخار نیروگاه های حرارتی و نیروگاهی ترکیبی. ویژگی های انرژی CHP.

2. تولید ترکیبی گرما و برق روشی سیستماتیک برای افزایش راندمان تاسیسات مولد برق است. ساده ترین طرح های نیروگاه های ترکیبی حرارت و برق مبتنی بر موتورهای گازی احتراق داخلی. مشخصات انرژی نیروگاه های حرارتی

3. نیروگاه های بخار (SPS): گرمایش متوسط ​​بخار، دلایل استفاده، نمودارها، سیکل های نظری و واقعی، راندمان و قدرت SPS.

4. نیروگاه های بخار (SPU): طرح های بازسازی با استخراج، چرخه های احیا در نمودارهای Ts-, hs. کارایی چرخه های احیا کننده استفاده از گرمای سوپرهیت بخار استخراج و گرمای فرعی میعانات در هیترهای احیا کننده.

5. ترمودینامیک جریان: سرعت های مشخصه و پارامترهای جریان آدیاباتیک سرعت صوت، معادله لاپلاس. حداکثر و بحرانی سرعت، اعداد بی بعد پایه. شرایط انتقال سرعت جریان از طریق سرعت صوت اصل معکوس کردن تأثیرات خارجی.

6. ترمودینامیک جریان: پارامترهای استاتیک و ترمز. رابطه بین پارامترهای استاتیک و پارامترهای ترمز.

7. ترمودینامیک جریان: خروج گازها و بخارات از نازل ها.

8. فرآیندهای اساسی با گازهای واقعی با استفاده از بخار آب به عنوان مثال و محاسبه آنها با استفاده از جداول و نمودارها: فرآیند همبار (کندانسور، خنک کننده میعان، کولر سوپرهیت).

9. فرآیندهای اساسی با گازهای واقعی با استفاده از بخار آب به عنوان مثال و محاسبه آنها با استفاده از جداول و نمودارها: فرآیند همسان (اواپراتور، سوپرهیتر، اکونومایزر).

10. فرآیندهای اساسی با گازهای واقعی با استفاده از بخار آب به عنوان مثال و محاسبه آنها با استفاده از جداول و نمودارها: فرآیند آدیاباتیک (توربین و منبسط کننده، پمپ، فن).

11. هوای مرطوب: مفاهیم اساسی و ویژگی های هوای مرطوب. وابستگی های محاسبه شده برای ثابت گاز، جرم مولی ظاهری، چگالی، ظرفیت گرمایی، آنتالپی هوای مرطوب.

12. هوای مرطوب. نمودار HD هوای مرطوب. فرآیندهای اساسی هوای مرطوب

13. مواد واقعی. شرایط بحرانی. نمودارهای فاز حالت: рv-، Ts-، hs-. خواص ترمودینامیکی آب جداول ترمودینامیکی، نمودارها و معادلات وضعیت آب.

14. شرایط تعادل و پایداری سیستم های ترمودینامیکی: شرایط عمومیتعادل پایدار یک سیستم تک فاز تعادل یک سیستم دو فاز با یک رابط فاز مسطح و منحنی.

15. شرایط تعادل و پایداری سیستم های ترمودینامیکی: تعادل یک سیستم سه فاز. قانون فاز گیبس انتقال فاز از مرتبه 1. معادله کلاپیرون-کلوزیوس. نمودار فاز وضعیت

16. نمودار فاز حالت pT. نمودارهای فاز حالت: рv-، Ts-، hs-

17. GTU. اطلاعات کلی. یک چرخه ایده‌آل از ساده‌ترین واحد توربین گاز با تامین گرمای ایزوباریک.

18. GTU. اطلاعات کلی. یک چرخه ایده آل از ساده ترین واحد توربین گاز با تامین گرمای ایزوکوریک.

19. GTU. اطلاعات کلی. چرخه ای از ساده ترین واحد توربین گاز با تامین حرارت ایزوباریک و فرآیندهای برگشت ناپذیر فشرده سازی و انبساط سیال کار.

20. GTU. اطلاعات کلی. بازسازی در یک واحد توربین گاز.

21. موتورهای دارای سیال گازی. اطلاعات کلی. موتورهای احتراق داخلی پیستونی و چرخه های مکانیکی آنها چرخه اتو ایده آل: (داده های اولیه، محاسبه نقاط مشخصه، گرمای ورودی و خروجی سیکل، کار سیکل، بازده حرارتی، فشار نشانگر متوسط).

22. موتورهای دارای سیال گازی. اطلاعات کلی. موتورهای احتراق داخلی پیستونی و چرخه های مکانیکی آنها چرخه دیزل ایده آل: (داده های اولیه، محاسبه نقاط مشخصه، گرمای ورودی و خروجی سیکل، کار سیکل، بازده حرارتی، فشار متوسط ​​نشانگر).

23. موتورهای دارای سیال گازی. اطلاعات کلی. سیکل ایده آل Trinkler: (داده های اولیه، محاسبه نقاط مشخصه، گرمای ورودی و خروجی سیکل، کار سیکل، بازده حرارتی، فشار نشانگر متوسط).

24. کمپرسور. اطلاعات کلی. نمودار نشانگر یک کمپرسور واقعی. کمپرسور تک مرحله ای ایده آل عملکرد کمپرسور، تأثیر ماهیت فرآیند بر عملکرد کمپرسور.

25. کمپرسور. اطلاعات کلی. تراکم برگشت ناپذیر در کمپرسور، راندمان آدیاباتیک و ایزوترمال کمپرسور. تاثیر فضای مضر بر عملکرد کمپرسور راندمان حجمی کمپرسور

26. کمپرسور. اطلاعات کلی. کمپرسور چند مرحله ای دلایل استفاده، نمودار، نمودارهای فرآیند، توزیع فشار در مراحل تراکم، حرارت حذف شده در مبدل های حرارتی میانی.

27. فرآیندهای ترمودینامیکی یک گاز ایده آل. روش شناسی برای مطالعه فرآیندهای اساسی. گروه های فرآیند در نمودارهای pv و Ts. میانگین دمای یکپارچه تامین حرارت فرآیند.

28. ترمودینامیک گاز ایده آل. مخلوط گازهای ایده آل مقررات عمومی. قانون دالتون روش های تعیین یک مخلوط ثابت گاز، جرم مولی ظاهری، چگالی، ظرفیت گرمایی، انرژی داخلی، آنتالپی، آنتروپی مخلوط گاز. آنتروپی اختلاط

29. قانون اول ترمودینامیک. انواع انرژی. گرما و کار اشکال انتقال انرژی هستند. تعادل انرژی و حرارت سیستم فنی. مشخصات مطلق و نسبی یک سیستم فنی بر اساس معادلات تعادل قانون اول.

30. قانون دوم ترمودینامیک. فرمولاسیون ها و ارتباط آنها با یکدیگر. معنای مفهوم برگشت پذیری. برگشت ناپذیری بیرونی و درونی آنتروپی. تغییر آنتروپی در فرآیندهای برگشت پذیر و غیر قابل برگشت. بیان تحلیلی قانون دوم ترمودینامیک. معادله (هویت) یکپارچه ترمودینامیک برای سیستم های بسته

تولید ترکیبی گرما و برق روشی سیستماتیک برای افزایش راندمان تاسیسات مولد برق است. ساده ترین نمودارهای توربین بخار نیروگاه های حرارتی و نیروگاهی ترکیبی. مشخصات انرژی نیروگاه های حرارتی

تولید ترکیبی حرارتی و انرژی الکتریکیگرمایش نامیده می شود. اگر در نظر بگیریم که استفاده از نیروی حرارتی نیروگاه های حرارتی با گذشت زمان بسیار به تأخیر می افتد، استفاده گسترده از دیگ خانه های بزرگ منطقه در سال های اخیر قابل درک می شود.

نیروگاه های CHP که در شهرهای بزرگ یا مناطق صنعتی ساخته می شوند، برای تولید ترکیبی انرژی حرارتی و الکتریکی در نظر گرفته شده اند.

در تولید ترکیبی انرژی حرارتی و الکتریکی که ویژگی اصلی گرمایش منطقه ای است، از گرمای آزاد شده در بخاری ها در هنگام تراکم بخار که قبلاً از توربین عبور می کند استفاده می شود. این گرما در نیروگاه های چگالشی همانطور که قبلاً اشاره شد با آب خنک کننده از بین می رود

با تولید ترکیبی انرژی حرارتی و الکتریکی، بخار از (انتخاب متوسط. از 1 کیلوگرم بخار تازه، مصرف کننده گرما به مقدار (/ - fk shd) kcal/kg دریافت می کند که در آن / k است. مقدار گرمای بخار در خروجی دیگ های بدون فشار و / میعانات - میعانات برگشتی از مصرف کننده از 1 کیلوگرم بخار از استخراج توربین، مصرف کننده دریافت می کند (/ otb - / k.

تولید ترکیبی انرژی حرارتی و الکتریکی مزایای قابل توجهی دارد. در مواردی که همراه با مصرف کنندگان برق، مصرف کنندگان انرژی حرارتی (برای گرمایش، برای اهداف تکنولوژیکی) نیز وجود دارد، می توان از گرمای بخار خروجی یک توربین بخار استفاده کرد. اما در عین حال، فشار بخار اگزوز یا همانطور که معمولاً فشار برگشتی نامیده می شود، کاملاً توسط پارامترهای بخار لازم برای مصرف کنندگان حرارتی تعیین می شود. بنابراین، برای مثال، هنگام استفاده از بخار برای چکش و پرس، فشار مورد نیاز 10 - 12 آتا، در یک عدد است. فرآیندهای تکنولوژیکیفشار بخار 5 تا 6 آتا استفاده می شود. برای مقاصد گرمایشی، زمانی که آب را تا دمای 90 - 100 درجه سانتیگراد گرم کنید، می توان از بخار با فشار 1 1 - 1 2 اتمسفر استفاده کرد.

الف- نیروگاه حرارتی صنعتی;
ب- گرمایش CHP;
1 - دیگ بخار (ژنراتور بخار)؛
2 - سوخت؛
3 - توربین بخار;
4 - ژنراتور برق;
5 - کندانسور بخار اگزوز توربین;
6 - پمپ میعانات گازی
7- بخاری احیا کننده;
8 - پمپ تغذیهدیگ بخار؛
مخزن میعانات 7 جمع آوری ( بهتر است یک دستگاه هواگیر در آنجا قرار دهید)
9- مصرف کننده حرارت;
10- بخاری آب شبکه;
11-پمپ شبکه;
پمپ میعانات 12 برای بخاری شبکه

کارایی عملیات CHP معمولا مشخص می شود ضریب استفاده از گرما:

مقدار انرژی الکتریکی و حرارتی که در واحد زمان به مصرف کننده داده می شود

ب – مصرف سوخت در همان زمان

ارزش حرارتی کمتر سوخت

2 تولید ترکیبی گرما و برق روشی سیستماتیک برای افزایش راندمان تاسیسات مولد برق است. ساده‌ترین طرح‌های نیروگاه‌های ترکیبی حرارت و برق مبتنی بر موتورهای احتراق داخلی گازی. مشخصات انرژی نیروگاه های حرارتی

قسمت اول در سوال شماره 1 ( تولید ترکیبی حرارت و برق روشی سیستماتیک برای افزایش راندمان نیروگاه‌های تولید برق است.)

تولید ترکیبی گرما و الکتریسیته یک تولید مشترک (ترکیبی) یکپارچه از 2 محصول است: انرژی حرارتی و الکتریکی. نمودار شماتیکساده ترین نیروگاه حرارتی مبتنی بر توربین گازی (CCGT) در شکل نشان داده شده است:

توضیحات تکنولوژی:

ساده ترین واحد توربین گاز (GTU) شامل یک محفظه احتراق (1)، یک توربین گاز (2) و کمپرسور هوا(3). در اینجا از یک توربین گاز برای به حرکت درآوردن یک ژنراتور سنکرون (4) و یک کمپرسور استفاده می شود. اصل کار یک CCGT ساده است: هوای فشرده شده توسط کمپرسور به محفظه احتراق وارد می شود که در آن سوخت گازی یا مایع تامین می شود. محصولات احتراق حاصل به توربین فرستاده می شود که سیال کار برای آن هستند. گازهای خروجی در توربین مانند یک واحد توربین گاز ساده به اتمسفر ساطع نمی شوند، بلکه وارد دیگ بخار گرمای زباله (8) می شوند، جایی که گرمای آنها برای تولید بخار و ارائه یک سیکل ترمودینامیکی مطابق با طرح معمول استفاده می شود. بخار به توربین بخار (5) می رود و از آنجا به مصرف کننده می رسد.

این طرح از یک توربین گرمایشی برای تولید کار و گرما استفاده می کند. 2 استخراج بخار از یک توربین بخار. 11 یک خازن است.

بازده عملیات CHP با ضریب استفاده از گرما مشخص می شود:

نسبت مقدار کار و حرارت داده شده به مصرف کننده به گرمای آزاد شده در حین احتراق سوخت

Qнр - ارزش کالری کمتر؛

ب - گرمای احتراق؛

ما و Qtp - مقدار انرژی الکتریکی (هر ژنراتور خود را دارد) و انرژی حرارتی داده شده به مصرف کننده

PSU: طرح تولید با استخراج، چرخه های احیا کننده در نمودارهای T-s و w-s، بازده احیا کننده. چرخه، استفاده کنید گرمای سوپرگرم بخارهای استخراج و گرمای فوق خنک کننده میعانات در هیترهای احیا کننده.

نیروگاه بخار (SPU) یک موتور حرارتی است که در آن سیال کار دستخوش تغییر فاز می شود. PSU ها به طور گسترده در حرارت استفاده می شود ایستگاه های برق(TPP) برای تولید برق. PSU ها همچنین در حمل و نقل آبی و ریلی استفاده می شوند. PSU به عنوان یک موتور حمل و نقل نسبت به اضافه بار حساس نیست و در هر حالتی مقرون به صرفه است. با سادگی و قابلیت اطمینان طراحی، آلودگی کمتر در مقایسه با موتور احتراق داخلی متمایز می شود. محیط. در مرحله معینی از توسعه فناوری، زمانی که موضوع آلودگی محیط زیست چندان مهم نبود و یک جعبه آتش با شعله باز خطرناک به نظر می رسید، موتورهای گازسوز جایگزین موتورهای گازسوز در حمل و نقل شدند. در حال حاضر، موتور بخار هم از نظر اقتصادی و هم از نظر زیست محیطی امیدوارکننده در نظر گرفته می شود.

در PSU، هم سیلندر پیستونی و هم یک توربین بخار می توانند به عنوان واحدی استفاده شوند که کار مفید را از سیال کار حذف می کند. از آنجایی که امروزه توربین ها بیشتر مورد استفاده قرار می گیرند، در آینده فقط نصب توربین های بخار را در نظر خواهیم گرفت. مواد مختلفی را می توان به عنوان سیال کاری برای PSU استفاده کرد، اما سیال عامل اصلی آب است (و در آینده قابل پیش بینی باقی خواهد ماند). این با عوامل بسیاری از جمله خواص ترمودینامیکی آن توضیح داده می شود. بنابراین، در آینده ما PSU با آب را به عنوان یک سیال کار در نظر خواهیم گرفت. نمودار شماتیک ساده ترین PSUدر تصویر نشان داده شده است

در دیگ بخار 1، آب با پارامترها به بخار فوق گرم تبدیل می شود p 1, t 1, i 1,که از طریق یک خط بخار وارد توربین 2 می شود، جایی که تحت انبساط آدیاباتیک تا فشار قرار می گیرد. p2با کمیسیون کار فنی، که روتور ژنراتور الکتریکی 3 را در حالت چرخش قرار می دهد سپس بخار وارد کندانسور 4 می شود که یک مبدل حرارتی لوله ای است. سطح داخلی لوله های کندانسور توسط آب در گردش خنک می شود.

در کندانسور با کمک آب خنک کننده، گرمای تبخیر از بخار خارج شده و بخار با فشار ثابت عبور می کند. ص 2و دما t 2در مایعی که با استفاده از پمپ 5 به دیگ بخار 1 عرضه می شود. چرخه سپس تکرار می شود.

ویژگی های مشخصه PSU ها عبارتند از:

وجود تبدیل فاز در واحد دیگ بخار و کندانسور.

محصولات احتراق سوخت مستقیماً درگیر نیستند

چرخه، اما تنها منبع گرمای q1 هستند که از طریق آن منتقل می شود

دیواره سیال کار؛

چرخه بسته می شود و گرما q2 از طریق سطح تبادل حرارت به محیط منتقل می شود.

تمام گرما در حداقل دمای سیکل حذف می شود، که به دلیل انتقال فاز ایزوباریک تغییر نمی کند.

در PSU ما اساساً چرخه کارنو را اجرا خواهیم کرد.

1.2. افزایش راندمان حرارتی نیروگاه های بخار بر اساس استفاده از چرخه احیا

علیرغم این واقعیت که در حال حاضر توسعه گسترده ای از پارامترهای بخار بالا و فوق العاده بالا وجود دارد ( = 23 ... 30 مگاپاسکال.
= 570...600 درجه سانتی گراد) و خلاء بالا در کندانسور (97٪ یا p 2 = 0.003 مگاپاسکال)، راندمان حرارتی چرخه رانکین از 50٪ تجاوز نمی کند. در تاسیسات واقعی، به دلیل تلفات مرتبط با برگشت ناپذیری داخلی فرآیندها، سهم گرمای مفید استفاده شده حتی کمتر است. در این راستا راه های دیگری برای افزایش راندمان حرارتی نیروگاه های بخار پیشنهاد شده است. به ویژه، استفاده از پیش گرم کردن آب تغذیه با استفاده از بخار اگزوز (چرخه بازسازی). بیایید به این چرخه نگاه کنیم.

ویژگی این چرخه این است که میعانات که بعد از کندانسور دمای 28...30 درجه سانتیگراد دارد، در مبدل های حرارتی ویژه P1-PZ (شکل 8، a) توسط بخار گرفته شده از مراحل میانی گرم می شود. توربین قبل از ورود به دیگ با انجام گرمایش گام به گام آب به دلیل استخراج گام به گام گرمای بخار در طول انبساط آن، می توان ایده چرخه کارنو احیا کننده را اجرا کرد، همانطور که در شکل نشان داده شده است. 8، b برای بخش چرخه در ناحیه بخار اشباع.

برنج. 8. طرح p.s. تو (الف) و تصویر چرخه بازسازی (ب)

با افزایش تعداد انتخاب‌ها تا بی‌نهایت (چرخه نهایی احیا)، فرآیند انبساط را می‌توان به منحنی نقطه‌دار نزدیک‌تر کرد، که فاصله‌ای برابر با منحنی فرآیند گرمایش دارد. 4 – 4". اما اجرای این امر از نظر فنی غیرممکن است و استفاده از پنج تا هشت مرحله گرمایش عملا توجیه اقتصادی دارد. چرخه p.s.u. با بازسازی، به طور دقیق، نمی توان در نمودار T-s به تصویر کشید، زیرا برای مقدار ثابت (1 کیلوگرم) ماده ساخته شده است، در حالی که در یک چرخه با بازسازی، مقدار بخار در طول توربین متفاوت است. بنابراین، چرخه نشان داده شده در شکل. 8، b، تا حدودی مشروط است. هنگامی که بخار برای گرمایش میعانات خارج می شود، از یک طرف مصرف گرما برای تولید بخار کاهش می یابد، اما از طرف دیگر، کار بخار در توربین به طور همزمان کاهش می یابد. با وجود ماهیت مخالف این تأثیرات، انتخاب همیشه افزایش می یابد. این با این واقعیت توضیح داده می شود که هنگام گرم کردن آب تغذیه به دلیل گرمای تراکم بخار انتخابی، تامین گرما از یک منبع خارجی در بخش 4 - 4 اینچ حذف می شود و در نتیجه دمای متوسط ​​تامین گرما از یک منبع خارجی در چرخه احیا افزایش می یابد (تامین گرمای خارجی q 1 فقط در منطقه 4 اینچ - 5 - 6- 7 انجام می شود).

علاوه بر این، گرمایش احیا کننده آب تغذیه باعث کاهش برگشت ناپذیری در فرآیند انتقال حرارت از گازها به آب در منطقه می شود. 4" – 5, زیرا اختلاف دما بین گازها و آب از پیش گرم شده کاهش می یابد.

حل مشکلات مربوط به اجرای چرخه احیا با استفاده از نمودار راحت است. برای این کار مدار و چرخه احیا کننده p.s.u را در نظر بگیرید. با یک انتخاب (شکل 9). تقاطع آدیاباتیک انبساط 1-2 (شکل 9،b) با ایزوبار انتخابی نقطه 0 را به دست می دهد که وضعیت بخار را در انتخاب مشخص می کند.

برنج. 9. طرح p.s. تو با یک استخراج بخار احیا کننده

(الف) و تصویر فرآیندهای i – نمودار s (ب)

از شکل 9، مشخص است که از 1 کیلوگرم بخار ورودی به توربین، کیلوگرم بخار فقط تا فشار استخراج منبسط می شود و کار مفیدی ایجاد می کند و () کیلوگرمدر توربین تا فشار نهایی منبسط می شود. کار مفید این جریان بخار. کار عمومی 1 کیلوگرم بخار در چرخه احیا کننده:

مقدار حرارت صرف شده برای تولید 1 کیلوگرم بخار: (10)

راندمان حرارتی چرخه احیا کننده: . (یازده)

فرآیندها در بخاری های احیا کننده به صورت ایزوباریک در نظر گرفته می شوند و فرض بر این است که آب بخاری را در حالت اشباع در فشار بخار در انتخاب مربوطه (و غیره) ترک می کند.

مقدار بخار گرفته شده از معادله تعادل حرارتی برای بخاری اختلاط تعیین می شود:

از: , (13)

آنتالپی مایع در فشار استخراج کجاست. - آنتالپی بخار گرفته شده از توربین؛ - آنتالپی میعانات خروجی از کندانسور. به طور مشابه، می توانید میزان مصرف بخار را در مکان های هر انتخابی تعیین کنید.

استفاده از گرمایش احیا کننده آب تغذیه، راندمان حرارتی سیکل p.s. تو با 8 ... 12٪.

هدف از اجرا کار مستقلتسلط بر روش برای محاسبه چرخه احیا یک نیروگاه توربین بخار و تعیین شاخص های اصلی ترمودینامیکی چرخه مورد مطالعه، از جمله بازده حرارتی، با ارزیابی تلفات اگزرژی در عناصر اصلی است. نیروگاه بخار.

ترمودینامیک جریان: سرعت های مشخصه و پارامترهای جریان آدیاباتیک سرعت صوت، معادله لاپلاس. حداکثر و بحرانی سرعت، اعداد بی بعد پایه. شرایط انتقال سرعت جریان از طریق سرعت صوت. اصل معکوس کردن تأثیرات خارجی.

مفهوم سرعت صوت در ترمودینامیک جریان مهم است، زیرا جریان های مافوق صوت و مافوق صوت محیط دارای تفاوت های کیفی هستند. تمام پارامترهای جریان در یک جریان مافوق صوت به طور مداوم تغییر می کنند، پارامترها می توانند به طور ناگهانی تغییر کنند و تداوم جریان را بشکنند.

سرعت صوت (a, m/s) سرعت انتشار امواج صوتی است. امواج، اختلالات برخی کمیت های فیزیکی هستند که در یک محیط منتشر می شوند و وضعیت این محیط را مشخص می کنند. امواج صوتی اختلالات ضعیفی هستند که در یک محیط الاستیک منتشر می شوند - ارتعاشات مکانیکی با دامنه های کوچک.

به عنوان مثال، در نقطه ای یک جسم خارجی، به نام منبع صوتی، باعث اختلالات مکانیکی ضعیف می شود. نتیجه افزایش فشار dp است. سرعت انتشار این انفجار، سرعت صوت است که "a" نشان داده می شود.

فرآیند انتشار اختلال صدا یک فرآیند آدیاباتیک است که توسط معادله لاپلاس توصیف شده است

برای آن، معادله فرآیند آدیاباتیک یک گاز ایده آل (7.19) معتبر است که ما به شکل نشان می دهیم.

r/r k = ثابت

بنابراین سرعت صوت به ماهیت محیط (kR) و دمای محیط بستگی دارد.

از آنجایی که دمای محیط (10 5) در جریان با تغییر مختصات x تغییر می کند، سرعت صوت در هنگام جابجایی از یک مقطع به مقطع دیگر تغییر می کند .

سرعت محلی صداسرعت انتشار صوت در یک نقطه معین از جریان است.

نرخ جریان حداکثر و بحرانی

نرخ جریان را می توان از معادله انرژی جریان تعیین کرد

در صورتی که سرعت جریان اولیه نادیده گرفته شود (W| = 0)، آخرین رابطه شکل می گیرد.

در فرمول های (10.29)، (10.30)، آنتالپی تنها بر حسب J/kg جایگزین می شود، سپس سرعت بعد m/s خواهد بود. اگر آنتالپی به عنوان kJ/kg تعریف شود، رابطه (10.30) بر این اساس تغییر می کند.

سرعت فعلی می رسد حداکثر مقدار w MaKc در قسمتی که آنتالپی جریان به مقدار صفر می رسد h = 0، این اتفاق هنگام جاری شدن به فضای خالی (0 = p) و با توجه به رابطه پارامترها در فرآیند انبساط آدیاباتیک (7.21)، T = 0 رخ می دهد. هنگامی که جریان به حداکثر سرعت خود می رسد، تبدیل تمام انرژی حرکت آشفته (حرارتی) مولکول ها به انرژی حرکت هدایت شده و منظم مطابقت دارد.

تجزیه و تحلیل فوق به ما امکان می دهد ثابت کنیم که نرخ جریان می تواند مقادیری در 0 ... Wmax داشته باشد

از معادله تکانه (10.12) ارتباطی بین تغییر فشار و تغییر سرعت جریان به دست می‌آید: شتاب جریان (dw > 0) با افت فشار (dp) همراه است.< 0) и наоборот. Возвращаясь к соотношению параметров в адиабатном процессе расширения, устанавливаем неизбежное уменьшение температуры ускоряющегося адиабатного потока и, согласно (10.28), падение величины скорости звука. Изменение параметров адиабатного ускоряющеюся потока, установленное выше, иллюстрирует рис. 10.5.

نمودار نشان می دهد که مقطعی از جریان وجود دارد که در آن سرعت آن از نظر قدر با سرعت محلی صوت منطبق است. این بخش بحرانی جریان نامیده می شود، زیرا بخش های مافوق صوت و مافوق صوت جریان را که از نظر کیفی با یکدیگر متفاوت هستند، جدا می کند. پارامترهای جریان بحرانی پارامترهایی در بخش کانال هستند که سرعت جریان برابر با سرعت محلی صدا است.

دبی جریان در این حالت دبی بحرانی نامیده می شود.

نسبت فشار بحرانی (Pcr) نسبت مقدار بحرانی فشار جریان گاز (pcr) به فشار آن (p ()) در قسمت ورودی کانال با سرعت اولیه برابر با صفر است.

∏cr = Pcr/Ro- (10.32)

در محاسبات و تجزیه و تحلیل جریان، استفاده از مقادیر سرعت مطلق، بلکه از ویژگی های نسبی راحت است:

عدد M - نسبت سرعت جریان در یک بخش معین به سرعت محلی صدا

M = w/a. (10.33)

~ عدد λ نسبت سرعت جریان در یک داده است

مقطع به سرعت جریان بحرانی

λ = w/acr; (10.34)

~ عدد ƹ - نسبت سرعت جریان در یک بخش معین به سرعت صوت در یک جریان راکد

عدد A - نسبت سرعت جریان در یک بخش معین به حداکثر سرعت جریان: A = w/wmax

اطلاعات کلی

تقریباً تا دهه 70 قرن بیستم، تنها موتور حرارتی مورد استفاده در صنعت یک موتور پیستونی بخار بود که ناکارآمد بود و با بخار کم فشار اشباع کار می کرد. اولین موتور حرارتی پیوسته (موتور بخار) توسط I.I. پولزونوف. اولین ماشین تنفس طبیعی بود. هنگامی که یکی از حفره های زیر پیستون به دیگ وصل شد، پیستون تحت تاثیر فشار بخار به سمت بالا بالا رفت و پس از آن شیر توزیع بخار چرخید و حفره زیر پیستون را از دیگ جدا کرد. آب از طریق لوله تزریق شد، بخار متراکم شد و خلاء زیر پیستون ایجاد شد. تحت تاثیر فشار جوپیستون پایین آمد و کار مفیدی انجام داد.

تا دهه 80، چرخه عملکرد موتورهای احتراق داخلی (چرخه اتو) عملاً تسلط یافت، اما در اصل، این چرخه منعکس کننده اصول بسیاری از مخترعان دیگر و به ویژه اصل Beau de Rocha است.

چرخه ایده آل چنین موتوری که چرخه موتورهای احتراق داخلی با گرمای عرضه شده به گاز با حجم ثابت نامیده می شود، شامل فشرده سازی آدیاباتیک گاز کار، تامین گرمای همکوری به گاز، انبساط آدیاباتیک سیال عامل و انتقال ایزوکوریک است. گرما به سیال عامل

موتور حرارتی نیکولاس آگوست اتو اجازه تراکم زیاد را نمی داد و بنابراین بازده آن پایین بود. در تلاش برای ایجاد یک موتور احتراق داخلی مدرن تر با بازدهی بالامهندس آلمانی R. Diesel اصول عملکرد متفاوتی را ایجاد کرد که با اصل عملکرد موتور اتو متفاوت بود.

اولین تلاش برای خلاص شدن از شر کمپرسور متعلق به هموطن ما پروفسور است. G.V. Trinkler که در سال 1904 یک موتور غیر کمپرسور ساخت. موتور Trinkler وارد تولید انبوه نشد، اگرچه در یکی از کارخانه های آلمانی (کارخانه کرتینگ) تولید شد. سومین چرخه کاری جدید در موتورهای دیزلی بدون کمپرسور اجرا شد. سیکل ایده آل این موتور که سیکل ورودی حرارتی مخلوط نامیده می شود، شامل فشرده سازی آدیاباتیک هوا، ورودی گرمای ایزوکریک و سپس ایزوباریک، انبساط آدیاباتیک گازها و انتقال حرارت ایزوکوریک است.

موتورهای حرارتی که در آنها محصولات احتراق گازی نیز سیال عامل هستند، موتورهای احتراق داخلی نامیده می شوند. موتورهای احتراق داخلی به شکل موتورهای پیستونی، توربین های گازی 1 و موتورهای جت تولید می شوند.

موتورهای حرارتی (موتورهای بخار) که در آنها محصولات احتراق فقط یک بخاری (فرستنده حرارت) هستند و عملکرد سیال کار توسط فازهای مایع و پر انجام می شود، موتورهای احتراق خارجی نامیده می شوند. موتورهای احتراق خارجی - نیروگاه های بخار: موتورهای بخار، توربین های بخار، نیروگاه های هسته ای.

چرخه اتو کامل

راندمان آدیاباتیک و همدما

در واقع، عملکرد کمپرسور نه تنها تحت تأثیر حجم مضر، بلکه تحت تأثیر اصطکاک گاز و تغییر فشار گاز در هنگام مکش و خارج کردن آن از سیلندر قرار می گیرد.

شکل 1.85 یک نمودار نشانگر واقعی را نشان می دهد. در خط مکش به دلیل حرکت ناهموار پیستون، اینرسی فنر و سوپاپ، فشار گاز در سیلندر نوسان می کند و از فشار اولیه گاز p1 کمتر می شود. به همین دلایل، در خطی که گاز از سیلندر به بیرون رانده می شود، فشار گاز بیشتر از فشار نهایی p2 است. فشرده سازی پلی تروپیک اجرا شده در کمپرسورهای یخچالی با فشرده سازی همدما برگشت پذیر با استفاده از راندمان همدما مقایسه می شود. ηiz = liz/lkp.

فشرده سازی برگشت ناپذیر آدیاباتیک اجرا شده در کمپرسورهای خنک نشده با فشرده سازی برگشت پذیر آدیاباتیک با استفاده از راندمان آدیاباتیک مقایسه می شود. ηad = lad/lka.

برای کمپرسورهای مختلف، مقدار راندمان همدما در محدوده ηiz = 0.6÷0.76 متفاوت است. مقدار بازده آدیاباتیک ηad = 0.75÷0.85 است.

آنتروپی اختلاط

∆s cm = – R cm ∑ r i ln r i - آنتروپی اختلاط برای مخلوطی از 2 گاز.

هرچه بزرگتر باشد، فرآیند اختلاط غیر قابل برگشت تر است.

بستگی به ترکیب مخلوط دارد، به دما و فشار بستگی ندارد.

Δs cm /R cm به نسبت کمی اجزای مخلوط بستگی دارد و به ماهیت آنها بستگی ندارد.

قانون اول ترمودینامیک انواع انرژی. گرما و کار اشکال انتقال انرژی هستند. تعادل انرژی و حرارت یک سیستم فنی مشخصات مطلق و نسبی یک سیستم فنی بر اساس معادلات تعادل قانون اول.

قانون اول ترمودینامیک- قانون بقا و تبدیل انرژی برای سیستم ها و فرآیندهای ترمودینامیکی

به صورت تحلیلی، این را می توان W = const، یا نوشت

W 1 - W 2 = 0،

که در آن W 1 و W 2 به ترتیب انرژی وسیله نقلیه ایزوله مورد بررسی در حالت اولیه و نهایی هستند.

از موارد فوق، فرمول قانون اول ترمودینامیک به شرح زیر است: تخریب و ایجاد انرژی غیرممکن است.

برای یک وسیله نقلیه بسته و آدیاباتیک، تغییر در انرژی سیستم با مقدار کار L تعیین می شود که در یک فرآیند ترمودینامیکی معین تغییر حالت با محیط مبادله می کند.

W 1 - W 2 = L.

برای یک وسیله نقلیه بسته که می تواند انرژی را با محیط خود فقط به صورت گرمای Q مبادله کند، می توان تغییر انرژی را در طی یک فرآیند ترمودینامیکی مشخص تعیین کرد.

W 1 – W 2 = - Q.

برای یک وسیله نقلیه بسته که در فرآیند 1-2 حالت خود را تغییر می دهد، در حالت کلی رابطه زیر برقرار است:

W 1 – W 2 = L – Q. (1.29)

گرما و کار تنها اشکال ممکن انتقال انرژی از جسمی به جسم دیگر هستند -فرمول دیگری از قانون اول ترمودینامیک برای وسایل نقلیه بسته

اگر یک وسیله نقلیه بسته تحت یک فرآیند ترمودینامیکی دایره ای قرار گیرد، پس از اتمام آن، تمام پارامترهای سیستم مقدار اولیه را به خود می گیرند، که اجازه می دهد آخرین برابری به شکل نوشته شود.

از این، محبوب ترین فرمول قانون اول ترمودینامیک به دست می آید: یک ماشین حرکت دائمی از نوع اول غیرممکن است.

انواع انرژی: داخلی (U)، شیمیایی، هسته ای، جنبشی. در برخی موارد، تقسیم انرژی بر اساس تبدیل کمی یک نوع انرژی به انواع دیگر راحت است. انرژی که می تواند به طور کامل از یک نوع به نوع دیگر تبدیل شود، متعلق به نوع اول است. اگر به هر دلیلی، تبدیل به هر نوع انرژی دیگر کاملاً غیرممکن باشد، به اصطلاح به عنوان نوع دوم طبقه بندی می شود.

در حالت کلی می توان انرژی وسیله نقلیه را تعیین کرد

W = W عرق + W kin + U

واحد اندازه گیری انرژی در سیستم SI واحدهای فیزیکی 1 ژول (ژول) است. هنگام استفاده از سیستم های دیگر، باید با واحدهای اندازه گیری انرژی دیگر سر و کار داشته باشید: کالری، انرژی، کیلوگرم متر و غیره.

قانون دوم ترمودینامیک فرمولاسیون ها و ارتباط آنها با یکدیگر. معنای مفهوم برگشت پذیری. برگشت ناپذیری بیرونی و درونی آنتروپی. تغییر آنتروپی در فرآیندهای برگشت پذیر و غیر قابل برگشت. بیان تحلیلی قانون دوم ترمودینامیک. معادله یکپارچه (هویت) ترمودینامیک برای سیستم های بسته

قانون دوم ترمودینامیک

قانون دوم نیز مانند قانون اول با داده های تجربی تعمیم یافته و به هیچ وجه قابل اثبات نیست. به سیستمی در حالت تعادل اشاره دارد، به فرآیند انتقال یک سیستم از یک حالت تعادل به حالت دیگر. جهت فرآیندهای طبیعی را در نظر می گیرد و می گوید انواع مختلفانرژی ها نابرابر هستند

تمام فرآیندها در طبیعت در جهت ناپدید شدن نیروی محرکه (دما، فشار، گرادیان غلظت) پیش می روند. بر اساس حقایق بیان شده یکی از عبارات قانون: گرما نمی تواند از جسم کمتر به گرمتر حرکت کند. نتیجه گیری از قانون 2: نابرابری گرما و کار را ایجاد می کند و اگر هنگام تبدیل کار به گرما بتوانید خود را به تغییر وضعیت یک گیرنده گرما محدود کنید ، هنگام تبدیل گرما به کار ، جبران خسارت لازم است.

دیگر بیانیه قانون: ماشین حرکت دائمی از نوع دوم غیرممکن استیعنی نمی توان ماشینی ایجاد کرد که تنها نتیجه آن خنک کردن مخزن حرارتی باشد.

مفهوم برگشت پذیری

مفهوم برگشت پذیری محوری است:

1) حوضه بین ترمودینامیک پدیدارشناسی و فیزیک استاتیک است.

2) مفهوم برگشت پذیری به ما امکان می دهد یک نقطه مرجع برای ارزیابی کمال ترمودینامیکی فرآیند به دست آوریم.

فرآیند برگشت پذیر یک فرآیند ترمودینامیکی است که پس از آن سیستم و سیستم‌های (OS) در تعامل با آن می‌توانند به حالت اولیه برگردند بدون اینکه هیچ تغییری در سیستم و سیستم عامل ایجاد شود.

فرآیند برگشت ناپذیر یک فرآیند ترمودینامیکی است که پس از آن سیستم و سیستم‌های (OS) در تعامل با آن نمی‌توانند بدون ایجاد تغییرات باقی‌مانده در سیستم یا سیستم‌عامل به حالت اولیه بازگردند.

داخلی و بسیاری وجود دارد عوامل خارجی، که برگشت ناپذیری فرآیندها را ایجاد می کند.

برگشت ناپذیری داخلیدر نتیجه نیروهای مولکولی و تلاطم باعث اصطکاک داخلی بین مولکول های سیال می شود.

برگشت ناپذیری خارجیاز عوامل بیرونی سیستم ناشی می شود. یکی از مهمترین دلایل رایجبرگشت ناپذیری خارجی - اصطکاک مکانیکی. اصطکاک در تمام فرآیندهایی که سطح جسم یا ماده روی سطح دیگری ساییده می شود وجود دارد. یکی دیگر از دلایل برگشت ناپذیری خارجی، فرآیند انتقال حرارت است. طبیعتاً انتقال حرارت تنها در یک جهت انجام می شود: از یک منطقه گرمتر به یک منطقه سردتر. در نتیجه، این فرآیند را نمی توان به طور کامل معکوس کرد، زیرا گرما از مناطق سردتر به مناطق گرمتر بدون اعمال کار منتقل نمی شود.

آنتروپی.

آنتروپی تابعی از وضعیت یک سیستم ترمودینامیکی است که با این واقعیت تعیین می‌شود که دیفرانسیل آن (dS) در طول یک فرآیند تعادل ابتدایی (بازگشت‌پذیر) که در این سیستم اتفاق می‌افتد برابر است با نسبت مقدار بی‌نهایت گرما (dQ) ارسال شده به سیستم به دمای ترمودینامیکی (T) سیستم.

معرفی آنتروپی معادله دیگری برای محاسبه گرمای فرآیند به ما می دهد که استفاده از آن راحت تر از معادله شناخته شده از طریق ظرفیت گرمایی است. ناحیه زیر نمودار فرآیند در T(S) - یک نمودار مقیاس گرمای فرآیند را نشان می دهد.

تغییر آنتروپی در فرآیندهای برگشت پذیر و غیر قابل برگشت.

راندمان چرخه Rankine، حتی در تاسیسات با پارامترهای بخار بالا، از 50% تجاوز نمی کند. در تاسیسات واقعی به دلیل وجود تلفات داخلی در توربین، مقدار راندمان حتی کمتر است.

مقادیر آنتالپی های موجود در بیان (9) تحت تأثیر سه پارامتر سیال عامل - فشار اولیه است. آر 1 و دمای اولیه تی 1 بخار فوق گرم در ورودی توربین و فشار نهایی آر 2 در خروجی توربین. این منجر به افزایش انتقال حرارت و در نتیجه افزایش کارایی خاص و چرخه می شود.

علاوه بر تغییر پارامترهای بخار، راندمان نیروگاه های بخار را می توان با پیچیده کردن مدارهای خود نصب افزایش داد.

با توجه به موارد فوق، راه های زیر برای افزایش راندمان حرارتی شناسایی می شود.

1. افزایش فشار اولیه p 1 با پارامترهای بدون تغییر تی 1 و آر 2 (شکل 15، آ). نمودار چرخه های رانکین را در حداکثر فشار نشان می دهد آر 1 و آر 1a > آر 1 . مقایسه این چرخه ها نشان می دهد که با افزایش فشار به آر 1آتغییر حرارت بیشتر از است و مقدار گرمای عرضه شده کاهش می یابد. چنین تغییری در اجزای انرژی چرخه با افزایش فشار آر 1 راندمان حرارتی را افزایش می دهد این روش افزایش قابل توجهی در راندمان چرخه می دهد، اما در نتیجه افزایش می یابد آر 1 (فشار در نیروگاه های بخار می تواند تا 30 آتا برسد)، رطوبت بخار خروجی از توربین افزایش می یابد که باعث خوردگی زودرس پره های توربین می شود.

2. افزایش دمای اولیه T 1 با پارامترهای بدون تغییر آر 1 و آر 2 (شکل 15، ب). مقایسه چرخه ها در یک نمودار در دما تی 1 و تی 1a > تی 1 می بینید که اختلاف آنتالپی به میزان بیشتری نسبت به اختلاف افزایش می یابد، زیرا ایزوبار تندتر از ایزوبار جریان می یابد. با چنین تغییری در تفاوت آنتالپی با افزایش حداکثر دماراندمان حرارتی چرخه افزایش می یابد. نقطه ضعف این روش این است که سوپرهیتر به یک فلز مقاوم در برابر حرارت نیاز دارد.

3. افزایش همزمان فشار p 1 و دمای T 1 در فشار ثابت آر 2. ارتقاء به عنوان آر 1 و تی 1 باعث افزایش راندمان حرارتی می شود آر 1 افزایش می یابد و با افزایش تی 1- کاهش می یابد. در نهایت، وضعیت بخار با درجه تغییر در مقادیر تعیین می شود آر 1 و تی 1 .

4. کاهش فشار p 2 در پارامترهای ثابت تی 1 و آر 1 (شکل 15، V). با کاهش آر 2 درجه انبساط بخار در توربین افزایش می یابد و کار فنی افزایش می یابد ∆ l = l a – l. در این مورد، مقدار حرارت حذف شده است کمتر از (ایزوبار در فشار کمتر مسطح تر است)، و مقدار گرمای ورودی به مقدار افزایش می یابد . در نتیجه، راندمان حرارتی سیکل افزایش می یابد. کاهش فشار آر 2، امکان دستیابی به دمایی در خروجی کندانسور برابر با دمای محیط است، اما در این حالت باید خلاء در دستگاه چگالش ایجاد شود، زیرا دما مطابق با فشار است. آر 2 = 0.04 آتا.

5. استفاده از بخار بخار ثانویه (متوسط).(شکل 15، جی). نمودار یک خط مستقیم را نشان می دهد 1 –2 انبساط بخار را تا فشار معینی نشان می دهد آر 1آدر سیلندر اول موتور، خط 2-1 a– – گرمایش ثانویه بخار در فشار آر 1آو مستقیم 1 a-2 a–– انبساط آدیاباتیک بخار در سیلندر دوم تا فشار نهایی آر 2 .

بازده حرارتی چنین چرخه ای با بیان تعیین می شود

استفاده از گرمایش ثانویه بخار منجر به کاهش رطوبت بخار در خروجی توربین و افزایش جزئی در کار فنی می شود. افزایش کارایی در این چرخه ناچیز است، فقط 2-3٪، و چنین طرحی به طراحی پیچیده تر توربین بخار نیاز دارد.

6. کاربرد چرخه بازسازی. در یک چرخه بازسازی تغذیه آبپس از پمپ از طریق یک یا چند احیاگر جریان می یابد، جایی که توسط بخار گرم می شود و پس از انبساط آن در برخی از مراحل توربین تا حدی خارج می شود (شکل 16).

برنج. 15. راه های افزایش راندمان حرارتی چرخه رانکین

برنج. 16. نمودار عملکرد نیروگاه بخار

با توجه به چرخه بازسازی:

1 –– دیگ بخار؛ 2 –– سوپرهیتر بخار؛ 3 -- توربین بخار؛ 4 -- ژنراتور الکتریکی؛ 5 –– کولر-کندانسور؛ 6 -- پمپ؛ 7 –– احیا کننده؛ α سهم استخراج بخار است

مقدار بخار گرفته شده از معادله تعادل حرارتی برای احیاگر تعیین می شود

آنتالپی میعانات در فشار بخار محدود کجاست آر 2 ; – – آنتالپی بخار گرفته شده از توربین؛ –– آنتالپی میعانات در فشار استخراج بخار.

کار مفید 1 کیلوگرم بخار در یک توربین با فرمول تعیین می شود:

مقدار حرارت صرف شده در هر 1 کیلوگرم بخار می باشد

سپس بازده حرارتی در چرخه بازسازی پیدا خواهد شد

.

مطالعه دقیق چرخه بازسازی نشان می دهد که بازده حرارتی آن است همیشه از راندمان حرارتی بیشتر است. چرخه رانکین با پارامترهای اولیه و نهایی یکسان. افزایش کارایی هنگام استفاده از بازسازی 10-15٪ است و با افزایش مقدار استخراج بخار افزایش می یابد.

7. کاربرد چرخه گرمایش. چرخه گرمایش از گرمای خارج شده از بخار به آب خنک کننده استفاده می کند که معمولاً در آن استفاده می شود سیستم های گرمایشی، در سیستم های تامین آب گرم و برای اهداف دیگر. در این حالت، گرمای q 1 عرضه شده به سیال کار می تواند به درجات مختلف برای به دست آوردن کار فنی و تامین گرما مجدداً توزیع شود. در چرخه گرمایش (شکل 17)، بخشی از برق پردازش نمی شود، زیرا بخشی از گرمای بخار گرفته شده از توربین توسط مصرف کننده مصرف می شود.

برنج. 17. نمودار نیروگاه بخار در حال کار بر روی

چرخه گرمایش:

1 –– دیگ بخار؛ 2 –– سوپرهیتر بخار؛ 3 -- توربین بخار؛ 4 -- ژنراتور الکتریکی؛ 5 –– کولر-کندانسور؛ 6 -- پمپ؛ 7 –– مصرف کننده گرما

مقدار گرمای دریافتی توسط سیال عامل تا حدی به کار مفید پره های توربین تبدیل می شود و تا حدی برای تامین حرارت مصرف کنندگان صرف می شود. از آنجایی که هر دو کار مفید هستند، راندمان حرارتی معنای خود را از دست می دهد.

بهره وری چرخه گرمایش مشخص خواهد شد

.

از آنجایی که در چرخه گرمایش دو نوع محصول (برق و گرما) تولید می شود، باید بین راندمان داخلی تولید گرما و میانگین وزنی راندمان تولید برق و گرما تمایز قائل شد. هر یک از آنها برابر با یک، زیرا هیچ ضرری در چرخه وجود ندارد.

در واقع کارایی چرخه گرمایش نمی تواند برابر با وحدت باشد، زیرا همیشه تلفات مکانیکی در توربین و تلفات هیدرولیکی در سیستم های تامین گرما وجود دارد.

راندمان چرخه حرارتی

اگر افزایش ناچیز دما را در طول فشرده سازی آدیاباتیک آب در پمپ در نظر نگیریم،

آنتالپی آب جوش در فشار کجاست آر 2.

شکل 8.9 - چرخه رانکین در بخار فوق گرم:

آ- V p,v- نمودار؛ ب- V تی، اس-نمودار

شکل 8.10 - چرخه رانکین h,s-نمودار

از فرمول مشخص می شود که بازده سیکل ایده آل رانکین توسط آنتالپی بخار قبل و بعد از توربین و آنتالپی آب تعیین می شود. , این مقادیر به نوبه خود با سه پارامتر چرخه تعیین می شوند: فشار و دمای بخار در جلوی توربین و فشار. آر 2 پشت توربین، یعنی در کندانسور.

در واقع، دانستن و آسان برای پیدا کردن موقعیت نقطه 1 V h، s-نمودار و آنتالپی را پیدا کنید. تقاطع یک خط آدیاباتیک ترسیم شده از یک نقطه 1 ، با ایزوبار موقعیت نقطه را مشخص می کند 2, یعنی آنتالپی در نهایت، آنتالپی آب در حال جوشیدن در فشار ص 2،فقط به این فشار بستگی دارد.

گرمای بیش از حد بخار باعث افزایش متوسط ​​دمای تامین گرما در چرخه بدون تغییر دمای حذف گرما می شود. بنابراین راندمان حرارتی نیروگاه بخار با افزایش دمای بخار جلوی موتور افزایش می یابد. به عنوان مثال، در زیر وابستگی به فشار مطلق = 9.8 مگاپاسکال و آر 2 = 3.9 کیلو پاسکال:

با افزایش فشار بخار در جلوی توربین در حالت ثابت و آر 2، کار مفید چرخه افزایش می یابد، یعنی. . در همان زمان، مقدار گرمای عرضه شده در هر چرخه به دلیل کاهش آنتالپی بخار فوق گرم، اندکی کاهش می یابد. . بنابراین، هر چه فشار بیشتر باشد، بازده سیکل ایده آل رانکین بیشتر است.

شکل 8.11 - تاثیر فشار بخار فوق گرم بر پارامترهای سیکل رانکین

شکل 8.11 نشان می دهد که فشار بالاتر در جلوی توربین با بیشتر مطابقت دارد رطوبت زیادبخار از آن خارج می شود هنگامی که بخار فوق گرم از توربین خارج می شود. هنگامی که معلوم می شود کمی مرطوب است، و زمانی که درجه خشکی آن به طور قابل توجهی کمتر از یک است. محتوای قطرات آب در بخار باعث افزایش تلفات اصطکاک در قسمت جریان توربین می شود. بنابراین، همزمان با افزایش فشار بخار در پشت دیگ بخار، لازم است دمای سوپرهیت آن نیز افزایش یابد تا رطوبت بخار خروجی از توربین در محدوده های تعیین شده حفظ شود.

برای همین منظور، بخار که تا حدی در توربین منبسط شده است، به دیگ بازگردانده می شود و دوباره گرم می شود (با فشار کمتر)، به اصطلاح گرمایش ثانویه (و گاهی اوقات سوم) را انجام می دهد. در عین حال، بازده حرارتی چرخه را افزایش می دهد.

توربین‌های نیروگاه‌های هسته‌ای که بر روی بخار اشباع کار می‌کنند، طراحی خاصی دارند که اجازه می‌دهد آب آزاد شده در حین تراکم حذف شود.

افزایش پارامترهای بخار توسط سطح توسعه متالورژی تعیین می شود که فلزات را برای دیگهای بخار و توربین ها باقی می گذارد. تولید بخار با دمای 535-565 درجه سانتیگراد تنها با استفاده از فولادهای کم آلیاژی که از آن سوپرهیترها و قطعات داغ توربین ها ساخته می شود، امکان پذیر شد. انتقال به پارامترهای بالاتر (580-650 درجه سانتیگراد) مستلزم استفاده از فولادهای پر آلیاژ (آستنیتی) گران قیمت است.

هنگامی که فشار کاهش می یابد ص 2بخار در پشت توربین، میانگین دمای حذف گرما در چرخه کاهش می‌یابد و دمای متوسط ​​تامین گرما کمی تغییر می‌کند. بنابراین هر چه فشار بخار پشت توربین کمتر باشد، بازده نیروگاه بخار بیشتر می شود.

فشار پشت توربین برابر با فشار بخار در کندانسور با دمای آب خنک کننده تعیین می شود. اگر متوسط ​​دمای سالانه آب خنک کننده در ورودی کندانسور تقریباً 10-15 درجه سانتیگراد باشد، کندانسور را تا 20-25 درجه سانتیگراد گرم می کند. بخار تنها در صورت حذف گرمای ایجاد شده می تواند متراکم شود و برای این کار لازم است که دمای بخار در کندانسور حداقل 10-5 درجه سانتی گراد بالاتر از دمای آب خنک کننده باشد. بنابراین دمای بخار اشباع در کندانسور معمولاً 25-35 درجه سانتیگراد است و فشار مطلق این بخار ص 2به ترتیب 3-5 کیلو پاسکال. افزایش بازده چرخه با کاهش بیشتر ص 2به دلیل نبود کولرهای طبیعی با دمای پایین تقریبا غیرممکن است.

گرمایش منطقه ای.با این حال، می توان با افزایش و نه کاهش، فشار و دمای پشت توربین راندمان نیروگاه بخار را تا حدی افزایش داد که گرمای هدر رفته (که بیش از نیمی از کل گرمای مصرف شده در توربین را تشکیل می دهد. چرخه) را می توان برای گرمایش، تامین آب گرم و فرآیندهای مختلف تکنولوژیکی استفاده کرد (شکل 6.12). برای این منظور، آب خنک کننده در کندانسور گرم می شود به،مانند یک چرخه تراکم خالص به مخزن پرتاب نمی شود، بلکه از آن عبور می کند. وسایل گرمایشیمصرف کننده گرما TPو خنک شدن در آنها گرمای دریافتی در کندانسور را آزاد می کند. در نتیجه، ایستگاهی که بر اساس این طرح کار می کند به طور همزمان هم انرژی الکتریکی و هم گرما تولید می کند. چنین ایستگاهی نیروگاه ترکیبی حرارت و برق (CHP) نامیده می شود.

شکل 8.12 - نمودار نصب برای تولید مشترک انرژی حرارتی و الکتریکی: کامپیوتر- دیگ بخار؛ تی- توربین بخار؛ به- کندانسور-هیتر؛ ن- پمپ؛ TP- مصرف کننده گرما اعداد مربوط به نقاط چرخه در هستند تی، اسنمودار

آب خنک کننده تنها در صورتی می تواند برای گرمایش استفاده شود که دمای آن کمتر از 70-100 درجه سانتیگراد نباشد. دمای بخار در کندانسور (هیتر) بهباید حداقل 10-15 درجه سانتیگراد بالاتر باشد. در بیشتر موارد معلوم می شود که بیش از 100 درجه سانتیگراد است و فشار بخار اشباع شده در این دما بالاتر از اتمسفر است. بنابراین، توربین هایی که بر اساس این طرح کار می کنند، توربین های پس فشار نامیده می شوند.

بنابراین معمولاً فشار پشت توربین فشار برگشتی به جای حدود 4 کیلو پاسکال در پشت توربین چگالشی حداقل 0.1-0.15 مگاپاسکال است که البته منجر به کاهش کار بخار در توربین و افزایش متناظر در مقدار آن می شود. گرمای هدر رفته این را می توان در شکل مشاهده کرد. ، گرمای مفید مورد استفاده کجاست2"-3"-4"-5-6, و با فشار برگشت - ناحیه 1-2-3-4-5-6. مربع 2-2"-3"-4 باعث کاهش کار مفید به دلیل افزایش فشار پشت توربین با ص 1قبل از r 2.

راندمان حرارتی یک تاسیسات تحت فشار کمتر از تاسیسات چگالشی است، یعنی گرمای سوخت کمتری به برق تبدیل می شود. اما درجه کلی استفاده از این گرما بسیار بیشتر از یک واحد متراکم می شود. در یک چرخه فشار معکوس ایده آل، گرمای صرف شده در واحد دیگ بخار برای تولید بخار (منطقه 1-7-8-4-5-6), به طور کامل توسط مصرف کنندگان استفاده می شود. بخشی از آن (منطقه 1-2-4-5-6) تبدیل به انرژی مکانیکی یا الکتریکی، و بخشی (مساحت 2-7-8-4) به صورت گرمای بخار یا آب داغ به مصرف کننده حرارت داده می شود.

هنگام نصب یک توربین فشار برگشتی، هر کیلوگرم بخار کار مفیدی انجام می دهد و مقدار گرما را به مصرف کننده حرارت منتقل می کند . ظرفیت تولید برق و قدرت حرارتی آن متناسب با جریان بخار دییعنی به شدت متصل شده است. این در عمل ناخوشایند است، زیرا برنامه های تقاضا برای برق و گرما تقریباً هرگز منطبق نیستند.

برای خلاص شدن از شر چنین اتصال سفت و سخت، توربین ها با انتخاب میانی کنترل شدهجفت چنین توربین از دو بخش تشکیل شده است: یک قسمت فشار بالا (HPP) که در آن بخار از فشار به فشار منبسط می شود. p from6,لازم برای مصرف کننده گرما، و بخش کم فشار (LPP)، که در آن بخار به فشار منبسط می شود آر 2 در خازن تمام بخار تولید شده توسط واحد بویلر از پمپ فشار قوی عبور می کند. بخشی از آن (در فشار r از 6) انتخاب و در اختیار مصرف کننده حرارت قرار می گیرد. بقیه بخار از طریق پمپ کم فشار وارد کندانسور می شود به.با تنظیم روابط بین و می توان به طور مستقل هر دو بار حرارتی و الکتریکی یک توربین را با استخراج متوسط ​​تغییر داد که کاربرد گسترده آنها را در نیروگاه های حرارتی توضیح می دهد. در صورت لزوم، دو یا چند استخراج قابل تنظیم با پارامترهای بخار مختلف ارائه می شود. در کنار توربین های قابل تنظیم، هر توربین چندین توربین دیگر نیز دارد انتخاب های بی نظمبخار مورد استفاده برای گرمایش احیا کننده آب تغذیه، که به طور قابل توجهی بازده حرارتی چرخه را افزایش می دهد.

نوعی "تولید همزمان" را می توان حتی در ایستگاه های تغلیظ خالص انجام داد، جایی که از آب خنک کننده کندانسورها استفاده می شود، به عنوان مثال، برای گرم کردن استخرهای شنا یا مخازن که در آن ماهی به طور مصنوعی رشد می کند. گرمای هدر رفته را می توان برای گرم کردن گلخانه ها، گلخانه ها و غیره استفاده کرد. البته مقدار گرمای مورد نیاز در منطقه یک نیروگاه حرارتی برای این منظور به طور قابل توجهی کمتر از مقدار کل گرمای اتلاف است، اما، با این وجود، چنین حرارتی استفاده از آن عنصری از فناوری بدون زباله است - فناوری آینده.

شکل 8.13 - چرخه گرمایش در تی، اس-نمودار

شکل 8.14 - نصب یک توربین با استخراج بخار کنترل شده

علیرغم تلفات زیاد اگزرژی در هنگام انتقال حرارت از محصولات احتراق به بخار، راندمان نیروگاه های بخار به طور متوسط ​​بالاتر از موتورهای توربین گازی است و نزدیک به راندمان موتورهای احتراق داخلی است که در درجه اول به دلیل استفاده خوب از اکسرژی بخار موجود (همانطور که در بالا گفته شد، دمای آن در خروجی توربین چگالشی 30-28 درجه سانتیگراد است.) از طرف دیگر، افت گرمای قابل دسترس زیاد در توربین و مصرف بخار مخصوص نسبتا پایین مربوط به آن برای تولید 1 کیلووات این امکان را فراهم می کند. برای ایجاد توربین های بخار با قدرت های عظیم - تا 1200 مگاوات در یک واحد! بنابراین، نیروگاه های بخار هم در نیروگاه های حرارتی و هم در نیروگاه های هسته ای برتری دارند. از توربین های بخار برای به حرکت درآوردن دمنده های توربو (به ویژه در تولید کوره بلند) نیز استفاده می شود. نقطه ضعف نیروگاه های توربین بخار مصرف بالای فلز است که در درجه اول با جرم زیاد واحد دیگ همراه است. بنابراین عملاً در حمل و نقل استفاده نمی شوند و کم مصرف ساخته نمی شوند.

همانطور که مشخص است، یک موتور حرارتی که مطابق با چرخه کارنو کار می کند، بالاترین راندمان تبدیل انرژی را دارد، یعنی بازده حرارتی آن بالاترین ممکن را دارد. راندمان حرارتی چرخه کارنو فقط به دمای هیت سینک Ti و هیت سینک T2 بستگی دارد و کاملاً مستقل از ماهیت سیال کار است. بنابراین می توان این چرخه را به عنوان یک چرخه ایده آل برای نیروگاه بخار در نظر گرفت. همانطور که مشخص است، چرخه کارنو شامل فرآیندهای زیر است:

فرآیند انبساط همدما با تامین همزمان انرژی حرارتی Qi.

فرآیند انبساط آدیاباتیک؛

فرآیند فشرده سازی همدما با حذف همزمان انرژی حرارتی Q2]

فرآیند فشرده سازی آدیاباتیک

در شکل شکل 11.3 نمودار نشانگر سیکل یک نیروگاه بخار که بر اساس چرخه کارنو کار می کند را نشان می دهد. آب در فشار پی و دما تی8 1 به (نقطه 0 ). درجه خشکی بخار در یک نقطه 0 مساوی با ایکس= 0. نقطه 0 روی منحنی مرزی مایع قرار دارد. در حال پیش رفت 0-1 در فشار ثابت R\ = Idem(فرآیند ایزوباریک) انرژی به آب عرضه می شود چیبه شکل حرارتی خط 0-1 هم یک ایزوبار و هم ایزوترم را نشان می دهد. در نقطه 1، فرآیند ایزوباریک-همدما تامین انرژی حرارتی زمانی پایان می یابد که بخار خشک اشباع شود. درجه خشکی بخار در نقطه 1 x = 1 است. نقطه 1 روی منحنی مرز بخار قرار دارد. بنابراین روند 0-1 تامین انرژی حرارتی است همدمامانند چرخه کارنو.

روند 1-2 منعکس کننده انبساط آدیاباتیک (بدون تبادل حرارت با محیط) سیال کار در یک موتور بخار (موتور) است. در اینجا شرط چرخه کارنو (انبساط آدیاباتیک) نیز برآورده می شود. در یک فرآیند آدیاباتیک 1-2 فشار بخار از پی به فوت کاهش می یابد.

بعد از موتور بخار، بخار وارد کندانسور می شود (نقطه 2). خازن انرژی را حذف می کند س2 از سیال کار (خنک کننده) در فشار ثابت P2 -Idem(فرایند ایزوباریک 2-3). ایزوبار 2-3 در عین حال در نقطه جوش مایع نیز ایزوترم است تی9 2 مربوط به فشار p2 = Idem. هنگامی که سرد می شود، حجم ویژه بخار آب کاهش می یابد. در نقطه 3، فرآیند ایزوباریک-همدما حذف انرژی حرارتی از سیال کار به پایان می رسد. نقطه 3 (پایان فرآیند) به گونه ای انتخاب می شود که در فرآیند فشرده سازی آدیاباتیک بخار مرطوب، فرآیند در نقطه 0، مربوط به حالت اولیه سیال عامل در چرخه، به پایان می رسد.

بنابراین، در شکل نشان داده شده است. چرخه 11.3 0-1-2-3-0 شامل دو ایزوترم ( 0-1 و 2-3) و دو آدیابات ( 1-2 و 3-0).

در rns. 11.3 واضح است که نقطه 3 در ناحیه بخار اشباع مرطوب قرار دارد. این بدان معنی است که در این فرآیند 2-3 تراکم ناقص بخار آب وارد شده به کندانسور از موتور حرارتی رخ می دهد. در نتیجه، مخلوطی از بخار و مایع (آب) در کندانسور (KN) تشکیل می شود (شکل 11.1). پس از خروج از کندانسور، این مخلوط به کمپرسور فرستاده می شود، جایی که در نتیجه افزایش فشار از P2D0 px، دما نیز از تا2 قبل از تی8 1، و سیال کار به حالت اولیه خود باز می گردد (نقطه 0). در شکل شکل 11.4 نمودار حرارتی (آنتروپی) چرخه بخار-قدرت کارنو را نشان می دهد.

اگر تامین انرژی حرارتی مایع در نقطه 1 تکمیل شود (شکل 11.3 و 11.4)، آنگاه بخار خشک اشباع نمی شود (به صورت اشباع مرطوب باقی می ماند). سپس انبساط بخار در موتور حرارتی یک مسیر آدیاباتیک را دنبال خواهد کرد V-2\ و کل چرخه با خطوط به تصویر کشیده می شود 0-1′-2′-3-0.

Rm3 ▼ بله2

برای اجرای یک چرخه کارنو در یک نیروگاه بخار، یک شرط باید رعایت شود: کل چرخه باید در ناحیه بخار اشباع رخ دهد (شما نمی توانید به سمت راست فراتر از خط x = 1 بروید). ناحیه واقع در سمت راست خط x = 1 ناحیه بخار فوق گرم است. اگر در ناحیه بخار فوق گرم (در سمت راست خط x = 1) انرژی حرارتی به سیال عامل در دائمیفشار (pi = Idem), سپس دمای سیال کار افزایش می یابد. چنین فرآیندی ایزوباریک خواهد بود، اما نه همدما، همانطور که در چرخه کارنو باید باشد. چنین چرخه ای شرایط چرخه کارنو را برآورده نخواهد کرد.

بر اساس وابستگی (8.50) در رابطه با چرخه قدرت بخار مورد بررسی، می نویسیم:

دبلیو Gi -g 2 G1-G2 (ll AL

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

از عبارت (11.4) داریم:

Tg-T2

^ = (I.5)

جایی که دبلیو - کار خاصی که توسط بخار در یک موتور بخار (موتور) انجام می شود.

در دیگ، دمای مایع برابر با نقطه جوش است تا 1 مربوط به فشار پی. این بدان معناست که تمام انرژی حرارتی عرضه شده به مایع در دیگ فقط صرف افزایش مقدار بخار از x = 0 (منحنی مرزی مایع) به x = 1 (منحنی مرزی بخار) می شود. بنابراین، در این فرآیند 0-1 (شکل 11.3) تبخیر به مقدار انرژی زیر در شکل حرارتی نیاز دارد:

9i= xm، (11.6)

جایی که ایکس- درجه خشکی بخار، تعیین شده توسط فرمول (6.1). g - گرمای ویژه تبخیر.

در منحنی مرزی مایع، درجه خشکی بخار صفر است (x = 0). در منحنی مرزی جفت x = 1، و بنابراین عبارت (12.6) برای این مورد به شکل زیر است:

با ترکیب عبارات (11.5) و (11.6")، به دست می آوریم:

Ti-T2 GkJT §ll

همراه با راندمان حرارتی t^، یک مشخصه مهم سیکل قدرت بخار، مصرف بخار خاص است. دی کیو، با فرمول تعیین می شود:

انجام = اچ = ایکس^ Rfr— تی,) * (1L8)

از معادلات (11.7) و (11.8) واضح است که مصرف بخار خاص در چرخه قدرت بخار، که مطابق با چرخه کارنو در دمای ثابت 7 و T2 انجام می شود، فقط به محتوای بخار X بستگی دارد. هر چه میزان بخار Xi بیشتر باشد، کار خاص بیشتر است دبلیودر یک موتور بخار در شرایط معین بخار ایجاد می کند و مصرف بخار خاص کمتر می شود دی کیو. بالاترین ارزش های کار خاص دبلیوو کمترین مقادیر مصرف بخار خاص دی کیودر x = 1 انجام خواهد شد.

اجازه دهید بخار اشباع خشک با فشار 1 مگاپاسکال در یک نیروگاه بخار ایده آل، چرخه کارنو را طی کند. در صورتی که فشار در کندانسور 10 کیلو پاسکال باشد، باید کار ویژه بخار در سیکل و بازده حرارتی تعیین شود.

برای حل مشکل، باید از داده های ارائه شده در پیوست 1 استفاده کنید. "وابستگی پارامترهای بخار آب اشباع به فشار." در فشار 1 مگاپاسکال، مایع در دمایی برابر با می جوشد تی 8 1 = 179.88 ° C و در فشار YukPa -ie2 = 45.84 ° C. سپس مطابق با عبارت (11.4) می توان نوشت:

^ _ (1.1+ +273.15) _0 Я6| M11 29.6٪.

از پیوست 1 دریافتیم که در pi = 1 مگاپاسکال، g = 2015 kJ/kg. از عبارت (11.7) داریم:

Gx-Gz GkJ]

W = x1-rتی^ = Xr-r-rit J.

از آنجایی که بخار خشک اشباع شده است، X\ = 1 است و بنابراین آخرین عبارت به شکل زیر است:

دبلیو = آر آر) تی = 2015 0.296 « 596 .

از مطالب فوق چنین استنباط می شود که اجرای چرخه کارنو در نیروگاه بخار، زمانی که سیال عامل بخار مرطوب باشد، کاملاً امکان پذیر است. از آنجایی که دمای بحرانی آب نسبتاً پایین است (374 درجه سانتیگراد)، که مطابق با نقطه است بهدر شکل 11.3، سپس محدوده دمایی که چرخه کارنو را می توان در یک نیروگاه بخار انجام داد نیز کوچک است. اگر دمای پایین 25 درجه سانتیگراد در نظر گرفته شود و دمای بالا از 340 ... 350 درجه سانتیگراد بالاتر نباشد، حداکثر مقدار بازده حرارتی چرخه کارنو در این حالت برابر خواهد بود:

هنگام اجرای چرخه کارنو در نیروگاه بخار، حداکثر دمای بخار مرطوب را نمی توان خودسرانه انتخاب کرد، زیرا حد بالایی به 7\ = 374 درجه سانتیگراد محدود می شود (نقطه). به؛برنج. 11.3). با نزدیک شدن به نقطه بحرانی به(شکل 11.3) طول مقطع ایزوباریک-همدما 0-1 کاهش می یابد، و در نقطه بهاو به طور کامل ناپدید می شود

هر چه دمای سیال عامل در یک سیکل بیشتر باشد، بازده این سیکل بیشتر است. اما نمی توان دمای سیال عامل را به بالای 340 ... 350 درجه سانتیگراد در نیروگاه بخاری که طبق چرخه کارنو کار می کند، افزایش داد که کارایی چنین نیروگاهی را محدود می کند.

اگرچه راندمان حرارتی یک نیروگاه بخار که طبق چرخه کارنو کار می کند نسبتاً بالا است، با در نظر گرفتن شرایط عملیاتی تجهیزات برق حرارتی، تقریباً هرگز عملاً محقق نشده است. این به این دلیل است که هنگام کار بر روی بخار مرطوب، که جریانی از بخار اشباع خشک با قطرات آب معلق در آن است، شرایط عملکرد بخش‌های جریان توربین‌های بخار (موتورهای بخار پیستونی) و کمپرسورها دشوار است، جریان معلوم می شود که از نظر دینامیکی گاز ناقص است و بازده نسبی داخلی t ^ این ماشین ها کاهش می یابد.

در نتیجه، بازده مطلق درونی چرخه

Rii = VfVoi (119)

معلوم می شود که نسبتاً کوچک است.

همچنین مهم است که یک کمپرسور برای فشرده سازی بخار مرطوب با فشارهای کم و حجم های خاص بزرگ، ساختار بسیار حجیمی باشد که برای کار راحت نیست. در این حالت انرژی زیادی برای به حرکت درآوردن کمپرسور صرف می شود. تقریباً 55 درصد از انرژی مکانیکی به دست آمده در چرخه قدرت بخار صرف راندن کمپرسور می شود.

نیروگاه بخار(PSU) مجموعه ای از تجهیزات قدرت است که از بخار آب به عنوان سیال کار استفاده می کند. چرخه های PSU مختلفی شناخته شده اند، از جمله چرخه کارنو، که همانطور که در فصل نشان داده شده است. 4، بالاترین راندمان حرارتی از تمام چرخه های ممکن در یک محدوده دمایی معین. مزیت بخار آب دقیقاً این است که در طول فرآیند تبخیر، می توان گرما را در طول ایزوترم به آن وارد کرد و همچنین در طول ایزوترم در حین تراکم، گرما را حذف کرد. اگر فرآیندهای تامین گرما با تبدیل فاز همراه نباشد، از نظر فنی انجام آنها به شدت در دماهای ثابت بسیار دشوار است. می توان استدلال کرد که از نظر فنی چرخه کارنو فقط در ناحیه بخار مرطوب امکان پذیر است.

برای انجام این کار، مایعی که در حالت اشباع است (جلد 7، شکل 8.1)، باید به یک مولد بخار فرستاده شود، که در آن گرما، به عنوان مثال، از محصولات احتراق سوخت آلی به آن عرضه می شود. یا در طی یک واکنش هسته ای آزاد می شود. در ناحیه بخار مرطوب، ایزوترم و ایزوبار بر هم منطبق هستند، بنابراین فرآیند جوشش اساساً ایزوباریک در مولد بخار نیز در دمای ثابت رخ می دهد. از مولد بخار، بخار اشباع خشک (به عنوان مثال. 2) برای انبساط آدیاباتیک به فشار کندانسور ارسال می شود

برنج. 8.1.

(تی. 3 ) در یک موتور بخار - یک موتور بخار پیستونی یا یک توربین بخار. در کندانسور، گرما در فشار ثابت و دمای ثابت از بخار خروجی خارج می شود و بخار متراکم می شود، اما نه به طور کامل (یعنی. 4). خازن -این یک مبدل حرارتی است که در آن آب به اصطلاح در گردش از طریق لوله‌های متعدد با قطر کوچک حرکت می‌کند و گرمای تولید شده توسط بخار در هنگام تراکم در سطح بیرونی لوله‌ها را از بین می‌برد. بخار مرطوب پس از اینکه کندانسور وارد یک پیستون بخار یا کمپرسور تیغه می شود و به صورت آدیاباتیک به حالت آب اشباع فشرده می شود، از جمله. 1.

راندمان حرارتی چرخه کارنو در منطقه بخار مرطوب

این بازده بالاترین مقدار ممکن برای هر چرخه ای است که در محدوده دما انجام می شود T(_2و G 3_4.

متأسفانه نمی توان خودسرانه این نسبت را کاهش داد

راهی برای افزایش کارایی برای بخار آب حد طبیعی برای T(_2است T cr = 647 K، و برای دمای تراکم، حد پایین تر، دمای محیطی است که گرما باید از آن خارج شود - G 3 _ 4 > 300 K. بنابراین،

راندمان موثر واقعی چرخه مورد بررسی به طور قابل توجهی کمتر خواهد بود، زیرا انبساط و، به ویژه، فشرده سازی بخار مرطوب با تلفات انرژی زیادی همراه است. علاوه بر این، ماشینی برای فشرده سازی بخار مرطوب که ابتدا باید به عنوان کمپرسور، فشرده سازی بخار با درجه خشکی نسبتاً زیاد و سپس به عنوان پمپ کار کند، باید طراحی بسیار پیچیده ای داشته باشد و نمی تواند قابل اعتماد و ارزان باشد.

لازم به ذکر است که استفاده از دماهای 7\_ 2 نزدیک به تی kr، منجر به کاهش کار مفید تولید شده توسط 1 کیلوگرم بخار در یک چرخه می شود. برای تأیید این موضوع کافی است مناطق را با هم مقایسه کنید 1-2-3-4i G-2"-3"-4"در شکل 8.1.

معایب ذکر شده چرخه کارنو به طور ارگانیک در ذات آن است و از استفاده عملی آن جلوگیری می کند. در عین حال، بهبودهای جزئی در چرخه در نظر گرفته شده توسط ویلیام جان مک‌کوارن رانکین (1820-1872)، آن را به چرخه‌ای تبدیل می‌کند که از طریق آن بیش از 80 درصد کل برق تولید شده روی زمین در نیروگاه‌های حرارتی و هسته‌ای تولید می‌شود.