Паровые турбины на низкокипящем рабочем теле Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.4-8; 621.4:620.9

Н. В. Морозов, В. П. Карасев ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ НА НИЗКОКИПЯЩЕМ РАБОЧЕМ ТЕЛЕ*

Освещается система парогенераторной установки с органическим рабочим телом. Рассматривается алгоритм расчета паровых турбин на низкокипящих рабочих телах с учетом изменения показателя адиабаты в зависимости от давления и температуры в зоне перегретого пара.

Ключевые слова: паровая турбина, фреон, показатель адиабаты, низкопотенциальное тепло, хладоген.

В настоящее время вопросы выработки электроэнергии становятся все более актуальными. Это обусловлено ростом стоимости источников энергии (нефть, газ, уголь) и как следствие, растут тарифы.

В ходе повседневной деятельности промышленных предприятий с различными теплоносителями сбрасывается огромное количество тепла, возможность использования которого в рабочем цикле предприятия или объекта в данное время не реализована. Теплоносителями могут являться как сточные воды с температурой в несколько градусов, так и газы, образующиеся при коксовании угля с температурой, достигающей 400 °С. В качестве других источников тепловой энергии может использоваться тепло, сбрасываемое различными агрегатами и системами в процессе их работы. Некоторые источники тепла и их температуры представлены в таблице.

Энергию источников можно собрать при помощи тепловых насосов, но они не позволяют преобразовывать тепловую энергию в другие виды. А из данного тепла желательно получить энергию, удобную для транспортирования на большие расстояния, т. е. электрическую.

Низкие температуры большинства источников тепла и их негазообразное состояние, например, масло в системах вертолета, а также отсутствие высокого давления в газообразных источниках, не дают возможности использовать их тепловую энергию напрямую. Энергию источников необходимо снимать при помощи низкокипящих рабочих тел, как в тепловых насосах. После снятия тепла с источника производится преобразование тепловой энергии в механическую, происходящее на лопаточной машине (паровой турбине).

Исходя из экологических и экономических соображений, рабочий контур установки должен иметь замкнутую схему, т. е. рабочее тело должно использоваться многократно. Поскольку хладогены являются опасными химическими соединениями, то такая схема позволяет избежать отрицательного воздействия на окружающую

среду путем прямого выброса отработавшего хладогена из системы, а также в несколько порядков снижает вероятность пагубного воздействия на человеческий организм.

Для реализации замкнутой схемы необходимо ввести в систему элемент, обеспечивающий циркуляции рабочего тела в системе. В качестве такого устройства возможно использовать насос для циркуляции рабочего тела в жидкой фазе, или компрессор - для циркуляции хладагента в состоянии перегретого пара. В отличие от насосной системы, компрессорная не требует перевода рабочего тела в жидкую фазу после турбины.

Установка (рис. 1) состоит из емкости с рабочим телом, насоса, испарителя, турбогенератора, конденсатора. В качестве рабочего тела рассматривается хладагент фреон R22 (хлордифторметан), по своим физико-химическим характеристикам наиболее подходящий для данной системы и широко использующийся в современной холодильной технике.

Рабочий цикл системы включает в себя четыре участка (рис. 2). На первом участке 1-2 происходит подача рабочего тела насосом в испаритель, при этом увеличивается давление фреона в системе и незначительно повышается температура за счет потерь на трение. Второй участок 2-3 показывает испарение и перегрев рабочего тела в испарителе при постоянном давлении, отбор тепла от источника. Третий участок 3-4 соответствует переводу тепловой энергии рабочего тела в механическую энергию, при этом на валу турбины понижается температура и давление. На четвертом участке 4-1 происходит конденсация рабочего тела до параметров рабочего тела на входе в насос, необходимая для осуществления замкнутого цикла работы.

Основными точками, влияющими на выдаваемую системой мощность, являются точки 3 и 4 (см. рис. 2). Точка 4 - точка начала конденсации рабочего тела, зависящая от типа конденсатора и вещества, используемого

Теплоносители

Вид теплоносителя Температура, °С

Сточные воды 15-19

Производственные выбросы газа 250-300

Температура от оборудования 30-100

Температура газа при коксовании угля 400-430

Масло из двигателя ТВ3-117 80-150

Масло из редуктора ВР-14 70-80

* Работа выполнена при финансовой поддержке по федеральной целевой программе «Научные и научно-педагогические кадры инновационной России» (государственный контракт П 1657 от 15.09.09 г.).

для теплосъема. Точка 4 может находится в области низких температур при использовании теплосъема другим хладагентом, но выгоднее использовать дармовые источники, такие как воздух из окружающей среды и, если позволяют условия, то воду. Точка 3 - точка оптимального перегрева рабочего тела. Она показывает оптимальный перегрев рабочего тела при заданном давлении испарения и выбирается в зависимости от точки 4. Максималь-

ная температура в точке 3 ограничивается предельной температурой конкретного хладагента. Исходя из значений рабочего тела (точка 3) можно судить о наиболее подходящих источниках тепла. Так при использовании в системе воздушного конденсатора (параметры пара в точке 4 составляют 11,8 бар и 36 ° С) оптимальное значение температуры в точке 3 равно 100 °С при давлении 30 бар. Для такой системы подходят все источники с темпе-

Рис. 1. Пневмогидравлическая схема системы при использовании в качестве источника тепла маслосистему вертолета

80.00

/иии

60.00

50.00

40.00 30 00

20 00

. R«f R С Dovtwg ASHRAE Тіжмюлжм 1974 Рфв No 2313

DTU, D«potm«rt Ы E>«rsy Ehg*w«ntg t m KJ vti T г КС]

U J Sfcovwp <S H J H Kmdun 03-03 09

I

>

*

^0050 5 0060

0015

1-ою 020 0 30 0.40 0 50 0.60 0.70 0

s= 100 120 140 160 180

140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 440 460 480 500 520 540 560

Enthalpy [kJ/kg]

Рис. 2. Цикл установки в Lg P-I координатах

10З

ратурой более 110 °С. Для повышения эффективности работы системы можно осуществлять частичный перевод рабочего тела в жидкую фазу, тем самым, увеличивая область использованной энергии, переданной при нагреве рабочего тела. Современные паровые турбины могут работать при 20 % жидкости, но данные вопросы требуют дополнительной проработки, так как нет методики расчета с изменением процентного соотношения фаз по проточной части осевой турбины.

Для трубопроводов с небольшим расходом рабочего тела и высоким перепадом давления наиболее оптимальной по КПД является осевая турбина с парциальным подводом рабочего тела.

Мощность на валу турбины и компрессора определяется через адиабатную работу Ь расход рабочего тела, КПД турбины цт или компрессора цк [1], [2], [3]:

N = О• Ь -ц ,

ад 1т ’

где N - мощность на валу турбины, Вт; - работа адиа-

батическая, кДж/кг; О - расход рабочего тела, кг/с; цт -КПД турбины.

Адиабатическая работа на валу турбины и компрессора определяется через параметры рабочего тела следующим образом:

ней, Па; к - показатель изоэнторопы; Ьцбк! - работа адиабатическая компрессора, кДж/кг; рцбк - степень повышения давления в компрессоре; Твхк - температура газа на входе в компрессор, К.

По адиабатической работе определяется адиабатическая скорость, скорость звука и температура на выходе из турбины и компрессора:

V2 - Ьад ;

с =

акр =

т_.

к +1

-• я • тв

= тг —

г = тх

я--------

к -1

+ Ьцбк.х

1г

я

к -1

(

Ьад т к -1

ятг

1—

к-1

р

Ь

цбк.5

к -1

-яг

р

\Г2 0 0 ( к-1 Рцбк

V

где Ьадт - работа адиабатическая турбины, кДж/кг; Я -газовая постоянная, Дж/кг-К; Т*г - температура газа на входе в турбину. К: и 1\-давление газа до турбины и за

где с - адиабатическая скорость, м/с; а - скорость звука в сопле, м/с; Твыхк - температура газа на выходе из компрессора, К; Твыхт - температура газа на выходе из турбины, К.

Данные параметры являются определяющими для выполнения кинематического расчета и проектирования лопаток направляющего аппарата и рабочего колеса компрессора; соплового аппарата и рабочего колеса турбины.

Процессы в компрессоре и газовой турбине на традиционных рабочих телах исследованы достаточно полно, и алгоритмы расчета позволяют достаточно точно определять параметры проточной части.

Особенности низкокипящих рабочих тел - это переменный показатель адиабаты, зависящий от температуры и давления [4].

Аналитической зависимости показателя адиабаты от температуры не существует, а имеются только табличные значения.

Давление, бар

Температура, °С

Рис. 3. Изменение показателя адиабаты в зависимости от давления и температуры

По литературным источникам [4; 5] построена поверхность показателя адиабаты в зависимости от температуры и давления (рис. 3).

Предлагается расчет адиабатической работы на валу турбины и температуры на выходе с учетом переменного коэффициента адиабаты:

( \

=

k1

rT

1—

1

k'-i Pi/ Л k' /P

T = T —

вых.т г

V V/ -2

L

k' : k'-1

R

где k’ = f(P, T).

Поскольку поверхность имеет сложный характер, пикообразные выступы, описать ее одной аналитической зависимостью не возможно.

Расчет проводился методом конечных разностей, путем разбития участка на малые значения по давлению и суммированию адиабатной работы каждого участка.

Расчетные зависимости приведены на рис. 4 и 5.

Наибольшее влияние изменения показателя адиабаты отмечается в области температуры, близкой к температуре разложения рабочего тела, до 5 % по адиабатной работе и до 20 % по температуре рабочего тела на выходе. Также влияние показателя адиабаты увеличивается при увеличении давления входа.

Аналогичные зависимости можно построить для компрессора. При работе компрессора влияние переменности показателя адиабаты будет более существенно, так как рабочее тело находится в зоне фазового перехода.

Ьад, ДЖ/КГ

Рис. 4. Значение адиабатической работы при различных параметрах: |-----------1 - k = const; - k = fP, T)

Твых, °К

Рис. 5. Значение температуры потока на выходе из турбины при различных показателях адиабаты |-1 - k = const; - k = fP, T)

Проведенные расчеты показывают, что для более точного определения термодинамических параметров процессов в турбине и компрессоре необходимо проводить учет изменения показателя адиабаты. Расчет кинематических параметров потока по тракту и проектирование проточной части и лопаток турбин и компрессоров необходимо проводить с учетом переменного показателя адиабаты.

Библиографические ссылки

1. Епифанова В. И. Компрессорные и расширительные турбомашины радиального типа : учебник для вузов. 2-е изд., перераб. и доп. М. : Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 1998.

2. Конструкция и проектировочный расчет жидкостных ракетных двигателей : учебник для вузов / Г. Г. Г а-хун, В. И. Баулин, В. А. Володин [и др.] ; под общ. ред. Г. Г. Гахунина. М. : Машиностроение, 1989.

3. Нимич Г. В., Михайлов В. А., Бондарь Е. С. Современные системы вентиляции и кондиционирования воздуха : учеб. пособие. Киев : Изд-во ИВИК, 2003.

4. Паротурбинные установки с органическими рабочими телами / М. М. Гришутин, А. П. Севастьянов, Л. И. Селезнев [и др.]. Л. : Машиностроение, 1988.

5. Теплофизические свойства фреонов : справ. данные. Т. 1. Фреоны метанового ряда / В. В. Алтунин, В. З. Геллер, Е. К. Петров [и др.] ; под ред. С. Л. Ривкина. М. : Изд-во стандартов, 1980.

N. V Morozov, V P. Karasev STEAM TURBINES WITH LOW-BOILING WORKING MEDIUM

The subject of the article is the cirquit design of a steam-generator plant with a natural working agent. The article suggests an algorithm for calculation of steam turbines with low-boiling working medium, with accounts ofthe correlation between the adiabatic curve indication and pressure and temperature in the overheated vapor zone.

Keywords: steam turbine, freon, adiabatic curve indicator, low-grade heat, coolant.

© Морозов Н. В., Карасев В. П., 2010

УДК 629.7.017

О. Г. Бойко, Л. Г. Шаймарданов

МЕТОД РАСЧЕТА НАДЕЖНОСТИ АВИАНИОННЫХ СИСТЕМ С ИНДИВИДУАЛЬНЫМ РЕЗЕРВИРОВАНИЕМ АГРЕГАТОВ

Рассмотрена возможность построения метода расчета надежности систем с индивидуальным резервированием, отличного от традиционного и учитывающего возможность реализации в системе различных сценариев развития отказа.

Ключевые слова: сложные системы, анализ надежности.

В традиционной методике расчета надежности сложных систем используется теорема умножения вероятностей. При последовательном соединении перемножаются вероятности безотказной работы, при параллельном - вероятности отказов агрегатов [1; 2]. Теорема умножения вероятностей получена применительно к вероятностям дискретных событий, и использование ее процедур к интегральным функциям вероятностей отказов агрегатов систем представляется не правомерным [3; 4; 5].

При использовании дискретных значений вероятностей отказов агрегатов теорема умножения вероятностей может быть с успехом применена при решении следующих задач:

- расчет надежности систем при только параллельном и только последовательном соединении агрегатов;

- расчет надежности сложных систем только с общим резервированием.

При индивидуальном резервировании решение задачи расчета надежности сложной системы с использованием традиционного подхода к применению теоремы умножения вероятностей дает завышенные значения вероятности отказа системы. Расмотрим это, а также существо предлагаемого альтернативного метода на примере простейшей системы с индивидуальным резервированием.

Рассматривается система, состоящая из двух последовательно включенных блоков, в каждом из которых, два агрегата соединены параллельно (рис. 1).

Рис. 1. Расчетная схема простейшей системы