第7章循环

第七章循环教学目标：使学生掌握分析动力循环的一般方法；了解活塞式内燃机实际循环的分析方法；了解燃气轮机循环的分析方法；蒸汽动力基本循环-朗肯循环；空气压缩制冷循环；蒸气压缩制冷循环。知识点：活塞式内燃机实际循环的简化；活塞式内燃机的理想循环；活塞式内燃机各种理想循环的热力学比较；燃气轮机装置循环；燃气轮机装置的定压加热实际循环，空气和蒸汽压缩制冷循环的组成、制冷系数的计算及提高制冷系数的方法和途径。重点：分析动力循环的一般方法；活塞式内燃机循环分析;燃气轮机装置循环的分析方法，提高燃气轮机、蒸汽轮机装置循环效率的方法和途径。难点：实际循环简化成理想循环的方法；提高内燃机和燃气轮机、蒸汽轮机装置循环效率的方法和途径。热力装置动力装置：将热量通过能量的传递和转换，转变成人们所需要的功。制冷装置：将热量不断地从系统排向环境以使系统温度降到所要求的某一低于环境温度的水平。热泵装置：将热量不断地传给系统使系统温度提高到所要求的某一高于环境温度的水平。热力装置7-1概说一、分析循环的目的：在热力学基本定律的基础上分析循环过程中能量转换的经济性，寻求提高经济性的方向及途径。二、分析循环的方法与步骤：1、将实际循环抽象和简化为理想循环任何实际热力装置中的工作过程都是不可逆的，且十分复杂。为了进行热力分析，需要建立实际循环相对应的热力学模型，即可理想的可逆循环代替实际不可逆循环。如将实际不可逆的燃烧过程简化为可逆的吸热过程…2、将简化好的理想可逆循环表示在p-v、T-s图上，对理想循环进行分析计算计算循环中有关状态点（如最高压力点、最高温度点）的参数，与外界交换的热量、功量以及循环热效率或工作系数。3、对理想循环进行分析计算动力循环的热效率：1211qqqwnett4、定性分析各主要参数对理想循环的吸热量、放热量及净功量的影响，进而分析对循环热效率（或工作系数）的影响，提出提高循环热效率（或工作系数）的主要措施。平均温度分析法：121TTt5、对理想循环的计算结果引入必要的修正考虑实际存在的不可逆性对理想循环的结果进行修正。6、对实际循环进行热力学第二定律分析熵分析火用分析一、活塞式内燃机分类：按燃料：燃气机、汽油机和柴油机；按点火方式：点燃式和压燃式；按冲程：四冲程和二冲程7-2活塞式内燃机循环1、两冲程内燃机工作过程进气排气2、四冲程内燃机工作过程进气排气内燃机循环示功图3-5MPa,600-800℃5-9MPa1700-1800℃0.3-0.5MPa,500℃1.实际开式循环抽象成闭式的以空气为工质的理想循环；2.燃料燃烧加热燃气的过程简化成工质从高温热源可逆定容及定压吸热过程；3.忽略实际过程的摩擦阻力及进、排气阀的节流损失；4.膨胀和压缩过程忽略热交换，简化为可逆绝热过程。二、活塞式内燃机实际循环的简化三、活塞式内燃机混合加热理想循环pv1122334455pvTsssv（萨巴德循环）3-5MPa,600-800℃5-9MPa1700-1800℃0.3-0.5MPa,500℃吸热量放热量循环热效率13243vpqcTTcTT251vqcTT循环净功012wqq混合加热循环的计算pv12345Tsv12101)(qqqwwηnett111113413231215342315TTTTκTTTTTTTTκTTTTηt342315)(1TTcTTcTTcηPvvt24233415ssss5151lnvTscT而将以上两式代入上面的等式关系式有33344424232323lnlnlnlnlnkvpvvTTTTTTsccckcTTTTTT534123kTTTTTTpv12345Tsv534123lnlnkvvTTTccTTT或11113413231215TTTTκTTTTTTηt3322TpTp4433TvTv1332121kTTTTTT定容升压比压缩比定压预胀比pv12345Tsv111111113413231234233413231215TTTTκTTTTTTTTTTTTκTTTTTTηκt112112εvvTT3322TpTp4433TvTv1332121kTTTTTT上式表明，混合加热循环的热效率随压缩比ε、定容升压比λ的增大而增大，随定压预胀比ρ的增大而减小。已得到1111341323123423TTTTκTTTTTTTTηκt1111ρκλελρη1κκt112112εvvTT32324411pvTssspv（早期柴油机）四、定压加热理想循环（Diesel循环）)(231TTcqp)(142TTcqV)1(111ρκερηκκt结论：ε(压缩比)t(定压预胀比)t32324411pvTsssvv五、定容加热理想循环（Otto循环）（早期活塞式汽油机/煤气机）3241Tsvv吸热量放热量循环热效率132vqcTT241vqcTT02111twqqq循环净功012wqq定容加热循环的计算41321tVTTTT411413232211TTTTTTTTTT3241Tsvv41141323221111tvTTTTTTTTTT2314ss3421lnlnvvTTccTT因即有3421TTTT则1221111tvTTTT令12vv称为压缩比。则111tvk11211kvv111κtεη结论：ε3241Tsvv111tvk分析：若循环加热量不变,提高增压比ε，实际上提高了吸热平均温度，降低了放热的平均温度，所以循环的热效率提高了。2'3'4'1T1'T2T2'T3T汽油机增压比ε的允许值7-12,柴油机允许值14-20实际上压缩比过大，使压缩终了时的气体产生爆燃现象，影响发动机的正常工作。用提高压缩比来提高点燃式内燃机的热效率，实际上受到严格的限制。7-3活塞式内燃机理想循环的比较tptmtvηηη一、压缩比及吸热量相同时,活塞式内燃机各种循环的比较tptmtvηηη二、具有相同的最高压力和最高温度的比较7-5燃气轮机装置循环燃气轮机装置简介Combustionchamber燃气轮机装置示意图AirinCompressorpumpExhaustgasesGasturbineFuel12341q燃气轮机装置示意图2q32324411pvTssspp一、燃气轮机装置的定压加热理想循环－布雷顿循环1.循环图一、燃气轮机装置定压加热理想循环－布雷顿循环1.热效率κκnettppTTTTTTTTTTTThhhhqqqwη1122123214123142314121111111111)()(一、燃气轮机装置定压加热理想循环－布雷顿循环κκtπη1112.定义：循环增压比π＝P2/P1循环增温比τ＝T3/T1结论：与π有关，与τ无关二、燃气轮机装置定压加热理想循环－布雷顿循环3.最佳增压比在循环增温比一定时，存在一最佳增压比，使得循环净功最大。二、燃气轮机装置定压加热理想循环－布雷顿循环3.最佳增压比)1()1()()(11213341311243κ1κκκ1ppCtnetττTcTTTTTTTTTchhhh)1(2opt)1(τTcwτπpnetκκ0dπdwnet二、燃气轮机装置的实际循环TTTwwη'＝理想膨胀作出的功实际膨胀作出的功燃气轮机相对内效率：',,cscscwwη压气机绝热效率：)(1)()()(12,431243''actnet,hhηhhηhhhh)(112,1323act1,'hhηhhhhqscscscTκκactiηπτηηπτqwηκκ,,1,1actnet,11111循环内部热效率（实际循环的热效率）：二、燃气轮机装置的实际循环1）循环增温比越大，热循环的热效率越高；2）存在最佳循环增压比，使循环热效率有一极大值。3）减小不可逆因素，内部热效率提高。结论：简单蒸汽动力装置流程图7.6基本蒸汽动力循环—朗肯循环1、朗肯循环的组成定压吸热、定熵膨胀、定压放热、定熵压缩１２３４PumpCondenserBoilerTurbineWturb,outqoutqinWpump,in1243朗肯循环在T-S图和p-v图中的表示sT21341234pv1234hs朗肯循环在h-s图上的表示2、朗肯循环的热效率s１234•工质在锅炉内吸入热量为:•汽轮机中工质对外做功为:•冷凝器中工质对外放热为:•水泵中工质接受外功升压、外功为114qhh12tWhh223qhh43pWhh12431114()TPthhhh则循环热效率为实际汽轮机工作中，3421hhhh34hh则12121413thhhhhhhh蒸汽动力循环有一个重要参数－汽耗率定义为：动力装置每输出1kW.h(3600kJ)功量所耗费的蒸汽量，用符号d表示。03600kg/(kW.h)dw550℃500℃400℃350℃0.480.440.400.36s325411`TT1ηT036912151821初压p1MPa（1）蒸汽初压的影响1T4'2'1T3、蒸汽参数对热效率的影响0300350400450500550ηt%35363738394032145T1T1’（2）蒸汽初温的影响sT初温t℃121T1T24681012141618200.400.410.420.430.440.450.460.470.48p2kPa14532ss1s3s3’T0T1T（3）乏汽参数的影响ηt23'5'蒸汽参数的影响归纳如下:(1)提高蒸汽初参数p1，t1,可以提高循环热效率（蒸汽温度提高50℃，循环效率提高2个百分点）现代蒸汽动力循环朝着高参数方向发展。我国目前采用的亚临界机组参数见表11.1。低参数中参数高参数超高参数亚临界参数初压/MPa初温/℃发电功率/MW1.33.59.013.516.5340435535550,535550,5351.5—36—2550—100125,200200,300,600表7.1亚临界及以下参数的机组(汽轮机进口参数)表7.2超临界参数机组(锅炉出口参数)机组类型蒸汽压力MPa蒸汽温度℃电厂效率%供电煤耗g/kWh亚临界机组17.0540/54038324超临界机组25.5567/56741300高温超临界25.0600/60044278超超临界机组30.0600/600/60048256高温超超临界30.070057215我国超临界机组的参数尚未形成标准系列。注：临界压力：22.12MPa,临界温度：374.15℃第一台试验性超临界125MW机组（31MPa,621/566/538℃）,1957年在美国投运。第二台超临界325MW机组（34.4MPa,649/566/566℃）,1959年在美国投运。参数\年代20世纪初期30年代40年代50年代60年代90年代20052015蒸汽温度℃250-370400-430480-500500-535538-5