АНАЛИЗ ЦИКЛА РЕНКИНА С УЧЕТОМ ПОТЕРЬ ОТ НЕОБРАТИМОСТИ

 

Рассмотрим реальный цикл Ренкина (цикл с потерями, обус­ловленными необратимостью реальных процессов). Цель этого рассмотрения — выяснить, в каких элементах теплосиловой паротурбинной установки имеют место основные необ­ратимые потери, и на конкретных примерах оценить порядок величины этих потерь.

В качестве примера проанализируем уже рассмотренный нами в предыдущем па­раграфе цикл Ренкина со следующими параметрами пара: p₁ = 16670 кПа (170 кгс/см²); Т₁=550˚С и р₂=4 кПа (0,04 кгс/см²).

Анализ реального цикла паротурбинной установки проведем двумя методами, опи­санными в гл. 9: методом коэффициентов полезного действия и эксергетическим мето­дом.

Вначале рассмотрение потерь от необратимости в цикле Ренкина проведем с по­мощью метода коэффициентов полезного действия.

Прежде всего следует упомянуть необратимые потери при течении пара в проточ­ной части турбины (в сопловых аппаратах и на рабочих лопатках), которые обуслов­лены неизбежным трением в пограничном слое и другими гидродинамическими явле­ниями.

Как уже неоднократно отмечалось, процесс адиабатного течения протекает с увеличением энтропии. Изображение необратимого процесса адиабатного расширения с трением в h, s- и Т, s-диаграммах было приведено ранее, на рис. 8.12. В случае, когда пар на выходе из турбины является влажным, температуры в конце процесса расширения будут одинаковыми и в обратимом (T₂), и в необратимом (T_2д) процессах, поскольку процесс расширения происходит в обоих случаях до одного и того же дав­ления р₂, а в двухфазной области (влажный пар) изобара совпадает с изотермой. Это видно и из рис. 11.15, на котором изображен действительный процесс расширения пара в турбине в h, s- и Т, s-диаграммах.

 

 

 

Если бы процесс расширения пара в турбине был обратимым (отсутствие трения и других потерь), то в кинетическую энергию и, следовательно, в работу турбины был бы преобразован весь располагаемый перепад значений энтальпии: ;

вследствие же необратимых потерь работа, получаемая в турбине в действительном процессе расширения пара, составляет меньшую величину:

(11.11)

В соответствии с уравнением (8.56) всегда >h₂ и, следовательно,

<

(11.12)

— = – h₂=площадь I-2-2d-II-I (см. рис. 11.15).

В этом случае внутренний относительный КПД паровой турбины определяется следующим образом:

(11.13)

Внутренний относительный КПД современных мощных паровых турбин высоких параметров составляет ..

Аналогичным образом работа, затрачиваемая на привод насоса, при отсутствии необратимых потерь в соответствии с уравнением (11.6) равна , а в

действительном процессе при наличии необратимых потерь ; при этом всегда > h₅ и соответственно

>

так как (см. § 9.Э) работа, подводимая к насосу от внешнего источника, при наличии потерь от необратимости всегда будет больше, чем работа, котрая была бы затрачена на сжатие при отсутствии таких потерь.

Действительный адиабатный процесс в насосе в сравнении с обратимым процессом изображен в Т, s- и h, s-диаграммах на рис. 11.16. В соответствии с (9.13) внутренний относительный КПД насоса определяется следующим образом:

(11.14)

Значение обычно составляет 0,85—0,90, т. е. примерно равно . В расчетах потерь в цикле установки, обусловленных необратимостью процессов, потерями в насосе обычно пренебрегают: поскольку увеличение энтальпии воды в про­цессе 3-5 весьма мало по сравнению с перепадом энтальпий в турбине (процесс 1-2), соответственно и прирост энтропии воды в результате необратимости процесса сжатия в насосе пренебрежимо мал по сравнению с приростом энтропии вследст­вие необратимости процессов в турбине и в других элементах установки*.

Как показано ранее, работа, производимая в обратимом цикле Ренкина, при от­сутствии потерь определяется по уравнению (11.7):

или, что то же самое, .

* Численные оценки величин и приведены несколько ниже.

 

 

 

Аналогичным образом работа, производимая в действительном цикле Ренкина, будет равна:

(11.15)

 

или, что то же самое,

(11.15а)

откуда с учетом (11.13) и (11.14) следует:

(11.16)

Отсюда получаем следующее выражение для внутреннего относительного КПД комплекса турбина—насос:

(11.17)

В рассматриваемом нами в качестве примера цикле Ренкина с p₁=16670 кПа (170 кгс/см²), Т₁=550°C и р2=4 кПа (0,04 кгс/см²), как показано в предыдущем па­раграфе, h₁=3438 кДж/кг (821,2 ккал/кг), h₂=1945 кДж/кг (464,5 ккал/кг), h₃= = 120 кДж/кг (28,7 ккал/кг), h₅=137 кДж/кг (32,7 ккал/кг) и, следовательно, h₁—h₂= = 1493 кДж/кг (356,7 ккал/кг), а h₅—h₃=17 кДж/кг (4,0 ккал/кг). Считая =0,85, а =0,90, получаем из уравнений (11.13) и (11.14): h₁— =1269 кДж/кг (303,2 ккал/кг) и 2169 кДж/кг (518,0 ккал/кг); –h₃=18 кДж/кг (4,4 ккал/кг) и =139 кДж/кг (33,1 ккал/кг), следовательно, —h₂=224 кДж/кг (53,5 ккал/кг), а –h₅=2 кДж/кг (0,4 ккал/кг).

Значение ,подсчитанное по уравнению (11.17), равно:

Таким образом, мы получили, что коэффициенты и практически равны. Это обстоятельство не должно вызывать удивления; как уже отмечалось ранее [см. урав­нение (9.18)], это объясняется малостью величины l_нас по сравнению с l_T. Поэтому в дальнейшем будем считать, что

(11.18)

Внутренний абсолютный КПД цикла .

Для рассматриваемого цикла, как показано в предыдущем параграфе, =0,46; следовательно, =0,85·0,46=0,39, т. е. 39% теплоты, подводимой к рабочему телу в цикле, превращается в работу.

Часть этой работы утрачивается из-за механических потерь в различных элементах турбины (трение в опорных и упорных подшипниках), а также расходуется на привод масляного насоса (подающего машинное масло к трущимся деталям турбины) и сис­темы регулирования турбины. Эти затраты работы характеризуются механическим КПД турбины , который представляет собой отношение механической работы, передан ной турбиной соединенному с ней электрогенератору (обозначим эту работу ), к ра­боте, произведенной паром при его расширении в турбине (это уже знакомая нам ве­личина );

(11.19)

Если определить теперь абсолютный эффективный КПД турбоустановки в виде

(11.20)

(значением работы насоса пренебрегаем), то из (11.20) очевидно, что

(11.21)

с учетом (11.20) и (9.2) отсюда следует, что

 

(11.22)

или при замене по уравнению (9.4)

 

(11.23)

Для современных мощных турбин =0,97 0,995. Принимая в рассматриваемом нами примере т =0,97, получаем из (11.29) = 0,97 • 0,39=0,38.

Таким образом, электрогенератору передается работа, составляющая 38 % количе­ства теплоты, подведенной к рабочему телу в цикле.

Работа передается на муфту связанного с турбиной электрогенератора. Некото­рая часть этой работы расходуется в виде потерь в электрогенераторе (электрические и механические потери). Определим КПД электрогенератора в виде отношения

(11.24)

где 1_Э — работа, передаваемая внешнему потребителю (электроэнергия, отдаваемая в сеть).

Коэффициент полезного действия мощных электрогенераторов составляет в настоя­щее время =0,97 0,99.

Введем теперь понятие об абсолютном электрическом КПД турбогенераторной установки

(10.25)

Приведя это выражение к виду получаем с учетом (11.24) и (11.21):

(11.26)

или с учетом (11.23)

(11.27)

(естественно, этот КПД не учитывает потерь теплоты в котле и паропроводах)

Применительно к рассматриваемому нами примеру, полагая КПД электрогенерато­ра равным =0,98, получаем из (11.26):

Таким образом, в электроэнергию превращается 37 % теплоты, подведенной к ра­бочему телу в цикле.

Поскольку в процессе нашего анализа мы всюду пренебрегали затратами работы на привод насоса, абсолютный электрический КПД установки, определяемый соотно­шением (11.27), не учитывает затрат работы на привод насоса. Если нужно определить КПД более строго, с учетом этой величины, то при расчете по уравнению (11.25) сле­дует, очевидно, из 1_Э вычесть затраты энергии на привод насоса .

Когда мы говорим о количестве теплоты, подведенной к рабочему телу в цикле, мы имеем в виду разность энтальпий где — энтальпия пара, поступающего в тур­бину при давлении р₁ и температуре Т₁. Следует, однако, иметь в виду, что в паровом котле пар нагревается до температуры, превышающей T1; при движении по паропрово­ду из котельной к турбине вследствие неизбежных теплопотерь через стенки паропро­вода пар несколько охлаждается. Обозначим температуру и энтальпию, которые имеет пар на выходе из котла, соответственно Т и h Очевидно, что тепловой КПД паро­провода η_пп можно определить следующим образом:

(11.28)

Значение η_пп на современных электростанциях составляет обычно 0,98 — 0,99. По­терю теплоты на участке турбина — конденсатор и в конденсатопроводе от конденсато­ра до котла не учитываем вследствие ее малости. В нашем примере h₁=3438 кДж/кг (821,2 ккал/кг), а

=139 кДж/кг (33,1 ккал/кг). Полагая η_пп =0,99, получаем из (11.28): =3333 кДж/кг (796,1 ккал/кг), откуда h =3472 кДж/кг (829,2 ккал/кг).

Не вся теплота, выделяющаяся при сгорании топлива в топке парового котла, идет на нагрев воды и ее пара. Часть этой теплоты теряется вследствие неизбежных потерь в котле (с уходящими из котла газообразными продуктами сгорания, от химической и механической неполноты сгорания и потерь в окружающую среду). Очевидно, что сте­пень совершенства котла может быть охарактеризована тепловым КПД котла η_k, определяемым в виде*

(10.29)

где — теплота, переданная в котле воде и ее пару, a q' — теплота, выделяю­щаяся при сгорании топлива. Для современных котлоагрегатов η_k = 0,89 0,93 в зави­симости от вида используемого топлива: меньшие значения характерны, например, для бурого угля, наиболее высокие — для природного газа. Принимая в нашем примере η_k =0,91, получаем из (11.29) для =3333 кДж/кг (796,1 ккал/кг), что q'=3663 кДж/кг (874,8 ккал/кг).

Из (11.28) и (11.29) следует, что

(11.31)

– количество теплоты, которая должна быть получена в котле за счет сжигания топ­лива для того, чтобы энтальпия рабочего тела при выходе из котла составляла h .

Эффективный абсолютный КПД всей теплосиловой установки должен быть определен как отношение работы, отданной внешнему потребителю (электроэнергия, отданная в сеть l_э), к количеству теплоты, выделившейся при сжигании топлива в топ­ке (q'):

Это соотношение может быть записано в виде

 

Поскольку q₁ =h₁— h₅ (здесь и ниже считаем, что ,), с учетом (11.25), (11.27) и (11.30) получаем:

(11.32)

или, что то же самое,

(11.33)

Это уравнение является частным случаем уравнения (9.20), полученного в гл. 9. Принимая в рассматриваемом нами примере η_пп =0,99 и η_k =0,91, получаем с по­мощью уравнения (11.32):

Таким образом, рассматриваемая теплосиловая паротурбинная установка, работаю­щая по циклу Ренкина, преобразует в работу, отдаваемую внешнему потребителю

* В котел поступает вода с энтальпией не , а несколько меньшей вследствие по­тери теплоты в питательной линии на участке конденсатор — котел. Этой потерей вслед­ствие ее малости пренебрегаем, (электроэнергия, отданная в сеть), 33% теплоты, выделяющейся при сгорании топли­ва в топке котла. Иными словами, из q’=3663 кДж/кг (874,8 ккал/кг) теплоты, выде-. . ляющейся при сгорании топлива (в расчете на 1 кг пара), в электроэнергию превраща­ется 1207 кДж/кг (288,3 ккал/кг).

Напомним, что в рассматриваемом примере термический КПД обратимого цикла

η_T = 0,46 (а термического КПД обратимого цикла Карно =0,63), Вследствие же потерь, обусловленных необратимостью, КПД реальной тепловой установки, работаю­щей по этому циклу, снижается до =0,33 (т. е. более чем на 26 % по отношению к η_T). Таким образом, потери вследствие необратимости в реальных теплосиловых уста­новках весьма значительны.

Вернемся к уравнению (11.25). С учетом уравнения (11.2) получаем из (11.25):

Таким образом, 1 кг пара, энтальпия которого на входе в турбину равна h₁, произ­водит в установке работу 1_э, передаваемую внешнему потребителю.

Если же за час в турбину поступает D кг пара, то количество электроэнергии, вы­работанной генератором в течение этого часа (т. е., иными словами, электрическая мощ­ность генератора), будет равно:

. (11.34)

Из уравнения (11.30) следует, что для получения 1 кг пара требуемых параметров в топке котла должно выделиться (за счет сжигания топлива) следующее количество теплоты:

соответственно для получения пара в количестве D кг/ч необходимо, чтобы за час в топке котла выделилась теплота в количестве

(11.35)

 

Если обозначить теплоту сгорания топлива (т. е. количество теплоты, которая выделяется при сгорании 1 кг топлива) , то количество топлива В, которое необходимо сжечь в течение часа в топке котла для получения теплоты Q', будет равно:

(11.36)

С учетом (11.35) получаем отсюда для часового расхода топлива в котле тепло­силовой паротурбинной установки:

Заменяя в этом соотношении произведение с помощью уравнения (11.34) получаем:

(11.38)

или, учитывая (11.32),

(10.39)

Это соотношение показывает, какой расход топлива В требуется для того, чтобы обеспечить получение заданной электрической мощности ./V с помощью теплосиловой паротурбинной установки, имеющей КПД, равный ; требуемый расход топлива, ес­тественно, будет различным в зависимости от теплоты сгорания топлива, т. е. от каче­ства топлива.

* —так называемая рабочая низшая теплота сгорания топлива, отнесенная к рабочей массе топлива и не учитывающая тепло конденсации водяных паров в продук­тах сгорания.

 

 

Обычно электрическую мощность теплосиловой установки принято выражать в ки­ловаттах (кВт). Если N выражено в кВт, a — в кДж/кг, то для того, чтобы полу­чить В в кг/ч, соотношение (11.39) нужно представить в виде

(11.39а)

если же N выражено в кВт, a — в ккал/кг, то для получения В в кг/ч следует за­писать (11.39) в виде

(11.396)

поскольку 1 кВт =860 ккал/ч*.

В энергетической практике часто используется такой показатель работы электро­станции, как удельный расход топлива — количество топлива, затрачиваемого для по­лучения 1 кВт • ч электроэнергии:

b = B/N.

(11.40)

Чем выше КПД теплосиловой установки, тем меньше удельный расход топлива. Располагая значениями η_T и КПД каждого из основных элементов установки, мо­жем определить потери теплоты в каждом из этих элементов.

Теплоту, выделяющуюся при сгорании топлива q', примем за 100 %.

Потеря теплоты в котле ∆q_к составит:

В рассматриваемом нами примере =0,91, следовательно, в процентном отноше­нии /q'=9 %.

Потери теплоты в паропроводах

(11.42)

С учетом (11.28) получаем:

(11.43)

поскольку

(11.44)

то

В нашем примере η_пп =0,99 и /q’ η_k=1 %. Следовательно, в результате того,

что потери в котле и в трубопроводах составили в сумме 10 % количества теплоты,

выделяющейся при сгорании топлива, теплота q1=h1 — h5=q’ η_пп η_k составляет 90 % q'.

Далее, поскольку внутренний абсолютный КПД цикла в общем виде определяется

как

(11.46)

теплота передаваемая холодному источнику в цикле (т. е. отдаваемая денсаторе), составляет:

(11,47)

или, что то же самое

(11.48)

следовательно,

(11.49)

откуда с учетом (11.30) и (11.2)

(11.50)

В нашем примере =0,39 и, следовательно, /q'=55 %.

* Это приближенное значение. Более точное значение см. в табл. 2.1

Таким образом, потери в котле, в трубопроводах и теплота, отданная холодному источнику, составляют в сумме 9+1+55=65 % теплоты, выделившейся в топке котла. Остальные 35 % теплоты превращаются в работу в турбине.

Из уравнения (9.2)

получаем, что

,

(11.51)

иди, что то же самое,

(11.52)

Очевидно, что механические потери в турбине составляют:

,

(11.53)

откуда, учитывая (11.52), имеем:

(11.54)

Для принятого значения =0,97 получаем из (11.54), что =1 %. Из (11.19) следует, что механическая работа на валу турбины и электрогенератора составляет:

или с учетом (11.52)

(11.55)

(в нашем примере = 34 %).

Наконец, механические и электрические потери в генераторе составляют:

;

(11.56)

подставляя в это выражение по уравнению (11.55), получаем:

(11.57)

Поскольку для генератора в рассматриваемом нами примере = 0,98, то = 1 %. Внешнему потребителю (в сеть) передается работа (электроэнергия)

(11.24а)

откуда с учетом (11.5)

,

(11.58)

или, что то же самое,

(11.31a)

В нашем примере 33 %.

Таким образом, тепловой баланс теплосиловой паротурбинной установки, работаю­щей по циклу Ренкина, выглядит следующим образом:

(11.59)

На риc. 11.17 изображена диаграмма тепловых потоков рассматриваемой теплоси­ловой установки, построенная в соответствии с результатами проведенного анализа. Эта диаграмма, показывающая источники основных теплопотерь в цикле, хорошо ил­люстрирует положения, изложенные в этом параграфе.

Выполним теперь анализ того же самого цикла Ренкина с помощью эксергетиче-ского метода.

Напомним, что, как показано в гл. 9, эксергия е потока рабочего тела определяется уравнением (9.306) e=(h— h₀) — T₀(s — s₀), а эксергия e_q потока теплоты q — уравнени­ем (9.34) е_q=q(1 — T₀/Т), причем потеря эксергии потока рабочего тела, проходящего через тепловой аппарат, к которому одновременно подводится теплота q, в соответст­вии с уравнением (9.35) равна:

 

 

 

 

где — работа, производимая этим аппаратом и отдаваемая внешнему потребите­лю. Применим эти соотношения к каждому из элементов установки. Для этого, есте­ственно, необходимо знать параметры рабочего тела во всех точках цикла.

На рис. 11.18 реальный цикл Ренкина изображен в Т, s-диаграмме*. В этой диаг­рамме 1-2 — адиабатный процесс расширения пара в турбине с учетом необратимых потерь на трение; 2 -3 — изобарно-изотермический процесс отвода теплоты в конденсато­ре; 3-5 — адиабатный процесс в насосе с учетом необратимых потерь на трение; 5 -4-6-0 — изобарный процесс** передачи теплоты к воде (5 -4), пароводяной смеси (4-6) и перегретому пару (6-0) в котле; кривая 0-1 утрированно изображает снижение температуры пара с Т до Т₁ и давления с р до p₁ на пути от котла до турбины вслед­ствие потерь в паропроводе. Энтропия рабочего тела при отводе теплоты в результате этих потерь уменьшается, и полезная работа цикла, как теоретическая, так и действи­тельная, как видно из рис. 11.18, также уменьшается.

На этой же диаграмме штриховой линией нанесены изотермы, соответствующие температурам горячего источника (температура в топке Т_T) и холодного источника (температура охлаждающей воды T₀).

Температуру окружающей среды считаем равной температуре охлаждающей во­ды Т₀. В рассматриваемой нами в качестве примера установке будем считать Т_T=2000°С, Т₀=10°С.

Перейдем теперь к подсчету потерь эксергии в каждом из элементов установки.

1. Котельная установка. В котельную установку входит поток воды, имеющей температуру Т₅ при давлении р₁; эксергия воды

(11.60)

В котлоагрегат вводится и поток теплоты q' от горячего источника (горящее топливо), имеющего температуру Т_T; эксергия этого потока теплоты

* Еще раз подчеркнем, что это изображение условно, так как необратимые процес­сы не могут быть изображены в диаграмме состояния.

** Вследствие неизбежных гидравлических потерь давление рабочего тела вдоль тракта котла несколько снижается, однако при оценочном анализе этим снижением давления можно пренебречь и считать, что р = р .

 

 

Из котла выходит пар с температурой T о и давлением р₁; его эксергия

(11.62)

Поскольку полезная работа в котле не производится, в соответствии с (9.36)

(11.63)

В рассматриваемом нами цикле Ренкина, как мы условились ранее, =98 кПа (1 кгс/см²) и T₀=10°С=273,15 К. При этих параметрах энтальпия и энтропия воды со­ставляет соответственно h₀=42 кДж/кг (10,1 ккал/кг) и s₀=0,1511 кДж/(кг-К) [0,0361 ккал/(кгК)].

Найдя с помощью таблиц для водяного пара =0,4241 кДж/(кгК) [0,1013 ккал/ (кгК)], для котельной установки в соответствии с (11.60) — (11.62) получаем:

кДж/кг(4,5 ккал/кг);

кДж/кг (765,8 ккал/кг).

кДж/кг (389,5 ккал/кг).

 

С учетом этих значений получаем из (11.63) значение потери эксергии в котельной установке:

= 3206+ 19—1631 = 1594 кДж/кг (380,8 ккал/кг).

Часть этого значения обусловлена потерями теплоты от котельной установки в ок­ружающую среду и составляет:

= 288 кДж/кг (68,9 ккал/кг).

Остальные потери эксергии, равные 1306 кДж/кг (311,9 ккал/кг), обусловлены тер­модинамическим несовершенством процессов в котельной установке. Эксергетический КПД котельной установки в соответствии с (9.38) составляет:

2. Паропровод. Поток пара входит в паропровод с параметрами р и Т , а вы­ходит с параметрами p₁ и Т₁. Очевидно, что эксергия пара на входе в паропровод рав­на его эксергии на выходе из котла , а эксергия пара на выходе из паропровода

(11.64)

Потеря эксергии пара в паропроводе (полезной работы пар в паропроводе не со­вершает) составляет:

(11.65)

В нашем примере =1631 кДж/кг (389,5 ккал/кг) и =(3438— 42) — 283,15(6,4619— 0,1511) = 1609 кДж/кг (384,3 ккал/кг); энтропия пара s=6,4619 ккал/ (кг- К) = 1,5434 ккал/ (кгК) найдена из таблиц для водяного пара. Потери эксер­гии, обусловленные теплопотерями в паропроводе, равны

кДж/кг (5,3 ккал/кг)

 

Эксергетический КПД паропровода в соответствии с (9.38) составляет:

3. Турбогенераторная установка. В турбину подается пар с началь­ными параметрами р₁ и Т₁, параметры пара на выходе из турбины — р₂ и T .

 

Поскольку турбогенераторная установка производит полезную работу , в соответствии с уравнением (9.31) потеря эксергии в турбогенераторной установке

(11.67)

Эта величина учитывает потери эксергии, обусловленные как необратимым характе­ром течения пара в проточной части турбины, так и потерями на трение в механизме турбины и механическими и электрическими потерями в генераторе.

Для рассматриваемой паросиловой установки

= 1609 кДж/кг (384,3 ккал/кг),

= (2169 — 42)2— 283, 15 (7,2063 — 0, 1511) = 129 кДж/кг (30,8 ккал/кг);

энтропия пара на выходе из турбины s = 7,2063 кДж/(кгК) = 1,7212 ккал/(кгК) найдена с помощью таблиц термодинамических свойств водяного пара. С учетом того, что l_э=1207 кДж/кг (288,3 ккал/кг), получаем из (11.67):

d = (1609 — 129) — 1207 = 273 кДж/кг (65,2 ккал/кг) .

Из этой общей потери эксергии в турбогенераторной установке можно выделить те ее части, которые не связаны с необратимым характером процесса расширения пара в турбине, а возникают вследствие механических потерь в турбине и механических и элек­трических потерь в генераторе.

Потери эксергии, обусловленные механическими потерями в турбине, составляют:

=1269(l-0,97)=38 кДж/кг (9,1 ккал/кг) ,

а потери, обусловленные механическими и электрическими потерями в генераторе, равны:

= 1269-0,97 (1 - 0,98) = 25 кДж/кг (5,9 ккал/кг).

Следовательно, потери эксергии, вызываемые необратимым характером процесса расши­рения пара в турбине, составляют:

= 273 - 38 - 25 = = 210 кДж/кг (50,2 ккал/кг).

Эксергетический КПД турбогенераторной установки в соответствии с (9.37) будет равен:

4. Конденсатор. Эксергия пара, поступающего из турбины в конденсатор, , а эксергия конденсата, выходящего из конденсатора,

(11.68)

Поскольку полезная работа в конденсаторе не производится, потеря эксергии пото­ка в конденсаторе равна:

(11.69)

В нашем примере =129 кДж/кг (30,8 ккал/кг) и =(120— 42) — 283,15(0,4178 — 0,1511) =3 кДж/кг (0,6 ккал/кг) (энтропия воды в состоянии насы­щения s₃=s'=0,4178 кДж/кг=0,0998 ккал/кг взята из таблиц водяного пара).

Потеря эксергии пара в конденсаторе d^конд = 129 — 3=126 кДж/кг (30,2 ккал/кг).

5. Насос. Эксергия воды, поступающей в насос, равна , а эксергия во­ды на выходе из насоса

 

Для привода насоса извне подводится работа ; эта работа расходуется в конечном итоге на увеличение энтальпии воды.

В соответствии с (9.35) потеря эксергии воды в насосе составляет:

где — работа, подводимая к насосу извне (отрицательная).

 

 

В анализируемом примере =2,5 кДж/кг (0,6 ккал/кг); = 18,8 кДж/кг (4,5 ккал/кг); l_H=18,4 кДж/кг (4,4 ккал/кг) и, следовательно, d^H=2,5—18,8+18,4=2,1 кДж/кг (0,5 ккал/кг).

Эксергетический КПД насоса, который, как нетрудно показать, следует определить в виде

составляет в рассматриваемом случае:

= (18,8 -2,5)/18,4 = 0,89.

[Использование эксергетической е, s-диаграммы (см. рис. 9.4)