ЦИКЛ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ПЕРЕГРЕВОМ ПАРА

Как уже отмечалось в § 11.1 и 11.2, если в турби­не течет пар, имеющий значительную влажность, то гидродинамичес­кий режим проточной части турбины резко ухудшается и вследствие этого снижается внутренний относительный КПД турбины (η_oi); это в свою очередь приводит к снижению эффективного КПД всей уста­новки в целом. Для современных турбин допустимое значение степени сухости пара на выходе из турбины должно быть не ниже χ=0,86 0,88.

Как отмечено ранее, одним из способов, позволяющих снизить влаж­ность пара на выходе из турбины, является перегрев пара. Применение перегрева пара приводит к увеличению термического КПД цикла и од­новременно сдвигает в Т, s-диаграмме точку, соответствующую состоя­нию пара на выходе из турбины, вправо, в область более высоких степе­ней сухости (рис. 11.20,а).

Мы установили также, что при одной и той же температуре пере­грева пара применение более высокого давления увеличивает коэффи­циент заполнения цикла и, следовательно, термический КПД цикла, но одновременно уменьшает степень сухости пара на выходе из турби­ны и внутренний относительный КПД турбины.

Выходом из положения было бы дальнейшее повышение темпера­туры перегрева (штриховая линия на рис. 11.20,6). Однако, как уже отмечалось, возможность дальнейшего повышения температуры огра­ничивается свойствами конструкционных материалов; экономическая целесообразность- этого мероприятия должна сообразовываться также с увеличивающимися капиталовложениями на сооружение такой уста­новки.

Одним из путей снижения конечной влажности пара является так­же применение так называемого промежуточного перегрева пара, сущ­ность которого состоит в следующем. После того как поток пара, со­вершающего работу в турбине, расширился до некоторого давления Р*>р₂,он выводится из турбины и направляется в дополнительный пароперегреватель, размещаемый, например, в газоходе котла. Там температура пара повышается до величины Т*, после чего пар вновь поступает в турбину, где расширяется до давления р₂. Как видно из Т, s-диаграммы на рис. 11.20, в, в этом случае конечная влажность па­ра снижается.

Схема установки с промежуточным перегревом пара (или, как иног­да говорят, со вторичным перегревом) представлена на рис. 11.21 (до­полнительный пароперегреватель обозначен ДПП). В случае примене­ния промежуточного перегрева турбина выполняется в виде двухци­линдрового агрегата, состоящего по существу из двух отдельных турбин — высокого давления и низкого давления*. При этом обе тур­бины могут быть размещены на одном валу, соединенном с электроге­нератором,

* При этом внутренний относительный КПД части высокого давления выше тако­вого длZ части низкого давления.

 

 

 

 

На рис. 11.22 представлена T, s-диаграмма внутренне обратимого цикла паросиловой установки с промежуточным перегревом. Очевидно» что этот цикл можно представить себе состоящим из двух отдельных циклов — обычного цикла Ренкина (основного) 5-4-6-1-2-3-5 и допол­нительного цикла 2-7-8-9-2 (здесь 7-8 — изобара p* = const). При этом формально можно считать, что работа, произведенная на участке 7-2 адиабаты расширения в основном цикле, затрачивается на адиабатное сжатие рабочего тела на участке 2-7 дополнительного цикла.

Выражение для термического КПД цикла с промежуточным пере­гревом можно представить в следующем виде:

(11.71)

Если термический КПД дополнительного цикла

(11.72)

 

будет больше, чем термический КПД основного цикла

(11.73)

то термический КПД цикла с промежуточным перегревом будет больше термического КПД цикла Ренкина без перегрева (т. е. основно­го цикла): > .

В самом деле, если > , то тем самым степень заполнения дополнительного цикла выше степени заполнения основного цикла и, следовательно, степень заполнения суммарного цикла, т. е. цикла с про­межуточным перегревом, выше, чем степень заполнения основного цикла.

Промежуточный перегрев пара, который в свое время вошел в энер­гетику главным образом как средство борьбы с высокой влажностью пара в последних ступенях турбины, является средством повышения термического КПД цикла. Из рассмотрения Т, s-диаграммы следует, что если промежуточный перегрев пара осуществляется от не слишком низкой температуры до температуры, близкой к Т₁, то термический КПД дополнительного цикла будет заведомо выше термического КПД основного цикла — ведь в этом случае степень заполнения у дополни­тельного цикла значительно выше, чем у основного (рис. 11.23).

На рис. 11.24 цикл с промежуточным перегревом до температуры T* — T₁ изображен в h, s-диаграмме.

В современных паросиловых установках обычно применяется не только однократный, но и двукратный промежуточный перегрев пара.

Промежуточный перегрев пара в паросиловых установках как сред­ство повышения термического КПД установки аналогичен ступенчато­му подводу тепла в газотурбинных установках, рассмотренному в § 10.2.

 

РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ЦИКЛ

Для повышения термического КПД цикла в па­ротурбинных теплосиловых установках, так же как и в газотурбинных установках, применяется регенерация теплоты.

Если в паросиловой установке осуществляется цикл Ренкина без перегрева пара, то в случае осуществления полной регенерации терми­ческий КПД цикла Ренкина будет равен термическому КПД цикла Карно. На рис. 11.25 изображен в Т, s-диаграмме цикл Ренкина с пол­ной регенерацией во влажном паре (разумеется, речь идет здесь о внутренне обратимых циклах).

Коэффициент полезного действия цикла Ренкина с перегревом пара даже в случае предельной регенерации будет меньше термического КПД цикла Карно, осуществляемого в том же интервале температур; это следует из Т, s-диаграммы, приведенной на рис. 11.26. Однако при этом термический КПД цикла Ренкина заметно возрастает (по срав­нению с циклом без регенерации).

Регенеративный цикл, изображенный на рис. 11.26, идеализирован; как показано в § 10.2, обеспечение эквидистантности линий подвода (3-4 на рис. 11.26) и отвода (7-2р) теплоты возможно лишь при усло­вии применения идеального регенератора.

Из Т, s-диаграммы на рис. 11.26 следует, что термический КПД цик­ла Ренкина с предельной регенерацией определяется выражением

(11.74)

В реальных паросиловых циклах регенерация осуществляется с по­мощью регенеративных, поверхностных или смешивающих теплообмен­ников, в каждый из которых поступает пар из промежуточных ступе­ней турбины (так называемый регенеративный отбор). Пар конденси­руется в регенеративных теплообменниках РСПI и РСПII, нагревая питательную воду, поступающую в котел. Конденсат греющего пара также поступает в котел или смешивается с основным потоком пита-

 

 

 

тельной воды (рис. 11.27). Цикл паросиловой установки с регенерацией, строго говоря, нельзя изобразить в плоской Т, s-диаграмме, поскольку эта диаграмма строится для постоянного количества рабочего тела, тогда как в цикле установки с 'регенеративными подогревателями KOJ-личество -рабочего тела оказывается различным по длине проточной части турбины. Поэтому в дальнейшем, рассматривая изображение цикла этой установки в плоской Т, s-диаграмме (рис. 11.28), следует иметь в виду условность этого изображения; для того чтобы подчерк­нуть это, рядом с Т, s-диаграммой помещена диаграмма, показываю­щая расход пара через турбину, вдоль ее проточной части. Эта диаг­рамма относится к линии 1-2 в Т, s-диаграмме —линии адиабатного расширения пара в турбине. Таким образом, на участке 1-2 цикла в Т, s-диаграмме количестве рабочего тела убывает с уменьшением дав­ления, а на участке 5-4 количество рабочего тела возрастает с ростом давления (к питательной воде, поступающей из конденсатора, добав­ляется конденсат пара из отборов).

Абсолютно строгим было бы изображение регенеративного цикла в трехмерной системе координат Т, s, D. На рис. 11.29 в этой системе ко­ординат изображен регенеративный цикл с двумя ступенями подогрева. На этом же рисунке представлены Т, s-диаграммы, в которых изо­бражены циклы, осуществляемые тремя частями потока пара: отби­раемой в первую ступень подогрева (α₁D); отбираемой во вторую ступень подогрева (α ₂D); проходящей в конденсатор [(1 — α₁ — α ₂) D]. Использование трехмерной системы координат весьма сложно, поэто­му на практике она не употребляется.

При применении не поверхно­стных, а смешивающих регенера­тивных подогревателей согласно схеме установки на рис. 11.27 требуется несколько насосов, по­скольку повышение давления во­ды должно быть ступенчатым — давление воды, поступающей в смешивающий подогреватель, должно быть равно давлению па­ра, отбираемого из турбины в этот подогреватель. В данной схе­ме число насосов на единицу больше числа отборов.

Рассмотрим более подробно цикл регенеративной установки с двумя сме­шивающими подогревателями, схема ко­торой изображена на рис. 11.27 (рас­сматривается внутренне обратимый цикл). Обозначим долю расхода рабоче-

го тела, отводимого в отборе, а. Если расход пара, поступающего в турбину, обозначить D, то в первый подогреватель (РСПI) отбирается α₁D кг/ч пара, а во второй (РСПII) α₂D кг/ч пара.

Следовательно, до точки, в которой осуществляется первый отбор, в турбине ра­ботает D кг/ч пара, за точкой первого отбора (1 — α₁) D кг/ч пара, за точкой второго отбора (1 — α₁ — α₂) D кг/ч пара.

Соответственно в конденсатор поступает (1 — α₁ — α₂ )D кг/ч пара. Во второй по­догреватель из конденсатора подается (1 — α₁ — α₂) D кг/ч воды и из второго отбора a^D кг/ч пара; в результате смешения из подогревателя выходит (1 — α₁)D кг/ч подо­гретой воды. В первый подогреватель из второго поступает (1 — α₁)D кг/ч воды и из первого отбора α₁D кг/ч пара; вода и пар смешиваются, и из этого подогревателя выхо­дит D кг/ч подогретой воды. Эта вода поступает в насос, которым подается в котел.

Выясним, из каких соображений выбираются значения α₁и α₂

Параметры пара, отбираемого из турбины, задаются заранее. Обозначим давление пара, при котором осуществляется первый отбор, p а давление, при котором осуще­ствляется второй отбор, р .

Во второй подогреватель из конденсатора подается насосом при давлении р пи­тательная вода в количестве (1 — α₁ — α₂) D кг/ч. Эта вода недогрета до температуры кипения, соответствующей давлению p температура этой воды несколько выше T₂ Обозначим ее энтальпию h . Из отбора в подогреватель подается при том же давлении р перегретый пар в количестве α₂D кг/ч. Энтальпию пара в этом состоянии обо­значим h . Величина as выбирается таким образом, чтобы в результате смешения пе­регретого пара и не догретой до кипения воды была получена вода при температуре кипения, соответствующей давлению р . Энтальпию воды на линии насыщения при дав­лении р обозначим h . Тогда уравнение теплового баланса второго подогревателя мо­жет быть записано следующим образом:

(11.76)

В первый подогреватель вода в количестве (1 — α₁)D кг/ч поступает при давле­нии p ; ее энтальпию обозначим h . Перегретый пар из первого отбора поступает в подогреватель в количестве α₁D кг/ч; энтальпию этого перегретого пара обозначим h Так же как и во втором подогревателе, расход пара, отбираемого в первый подогрева­тель, выбирается таким образом, чтобы получить на выходе из подогревателя воду при температуре кипения при давлении р ; энтальпию этой воды обозначим h . Уравнение теплового баланса первого подогревателя можно представить в следующем виде:

(11.76)

Из уравнений (11.75) и (11.76) получаем:

(11.77)

(11.78)

 

В результате осуществления регенеративного подогрева в котел поступает вода, уже нагретая до температуры Т , т. е. до температуры насыщения при давлении p Энтальпия воды в этом состоянии равна h *. Следовательно, к 1 кг рабочего тела в котле подводится теплота

(11.79)

 

В конденсаторе 1 кг пара отдает теплоту h₂ — h₃. Однако поскольку, как мы пояс­нили, из каждого килограмма пара, поступающего в турбину, в конденсатор попадает лишь 1 — α₁ — α₂ кг, то очевидно, что теплота, отдаваемая в конденсаторе, в расчете на 1 кг пара составляет:

(11.80)

 

* Повышением энтальпии воды при сжатии в насосе пренебрегаем ввиду его ма­лости.

В соответствии с общим соотношением (9.1) уравнение для термического КПД регенеративного цикла с двумя отборами пара может быть записано в виде

(11.81)

К вопросу об определении термического КПД регенеративного цикла можно по­дойти и другим путем:

1 кг пара, прошедшего в конденсатор, произведет в турбине работу

(11.82)

1 кг пара, отобранного во второй подогреватель, до отбора произведет в турбине работу

наконец, 1 кг пара, отобранного в первый подогреватель, до отбора произведет в тур­бине работу

(11.84)

С учетом (11.82) — (11.84) работа регенеративного цикла* может быть записана в виде

(11.85)

Отсюда с учетом (11.79) получаем для термического КПД регенеративного цикла:

(11.86)

Наконец, работа, произведенная паром в цикле, будет равна работе, которую про­извел бы 1 кг пара без отбора, за вычетом работы, которую произвели бы те доли 1 кг пара, которые отобраны в подогреватели (если бы они расширились в турбине до дав­ления в конденсаторе):

 

(11.87)

Отсюда получаем для термического КПД регенеративного цикла с двумя отборами еще одно соотношение:

 

Разумеется, уравнения (11.81), (11.86) и (11.88) для идентичны.

Аналогичный характер имеют уравнения для термического КПД регенеративного цикла при любом другом числе ступеней подогрева. В частности, выражение, аналогич­ное (11.88), для цикла с n ступенями можно записать в виде

Как показывает анализ, увеличение числа ступеней регенеративного подогрева воды приводит к повышению термического КПД цикла, ибо при этом регенерация в цикле приближается к предельной (см. рис. 11.26). Однако каждая последующая ступень регенеративного подогре­ва вносит все меньший и меньший вклад в рост КПД. Это видно из пред­ставленного на рис. 11.30 графика зависимости прироста термического КПД цикла за счет регенеративного подогрева от числа ступеней подогрева n; график построен для равномерного распределения подо­грева по ступеням.

В мощных современных паротурбинных установках высоких пара­метров число ступеней регенеративного подогрева достигает десяти.

Вопрос о выборе точек отбора пара из турбины в регенеративные смешивающие подогреватели (т. е. о выборе температуры, до которой

*Работой, затрачиваемой на привод питательного насоса, пренебрегаем.

 

 

 

подогревается вода в каждой из ступеней*) является предметом спе­циального анализа, подробное рассмотрение которого выходит за рамки этой книги. Заметим только, что критерием выбора того или иного рас­пределения регенеративного подогрева по ступеням является обеспече­ние максимальной экономичности установки, которая в большинстве случаев обеспечивается повышением термического КПД цикла. При бес­конечно большом числе ступеней подогрева термический КПД цикла оп­ределяется однозначно, но если число ступеней конечно, то КПД цикла будет различным в зависимости от того, как распределены температуры подогрева между отдельными ступенями.

 

БИНАРНЫЕ ЦИКЛЫ

На основании проведенного рассмотрения циклов теп­лосиловых установок можно сформулировать требования к свойствам наиболее удобного (с термодинамической и эксплуатационной точек зрения) рабочего тела. Эти требования таковы:

1. Рабочее тело должно обеспечивать возможно более высокий коэф­фициент заполнения цикла. Для этого рабочее тело должно иметь воз­можно меньшую изобарную теплоемкость в жидком состоянии [ в этом случае изобары в Т, s-диаграмме, наклон которых определяется вели­чиной (dT/ds)_p — T/C_p, будут идти достаточно круто, приближаясь к вертикали]. Желательно также, чтобы рабочее тело имело возможно более высокие критические параметры: при одной и той же температу­ре насыщенного пара больший коэффициент заполнения имеет цикл, осуществляемый с рабочим веществом, имеющим более высокие крити­ческие параметры.

2. Свойства рабочего тела должны быть такими, чтобы высокая верх­няя температура при достаточно высоком коэффициенте заполнения цик­ла обеспечивалась при не слишком высоком давлении пара, т. е. чтобы высокий термический КПД достигался без перехода к чрезмерно высо­ким давлениям, которые приводят к большому усложнению установки. Вместе с тем рабочее тело должно быть таким, чтобы его давление на­сыщения при низшей температуре цикла (т. е. температуре, близкой к температуре окружающей среды) было не слишком низким; слишком низкое давление насыщения потребует применения глубокого вакуума в конденсаторе, что сопряжено с большими техническими сложностями.

3. Рабочее тело должно быть недорогим; оно не должно быть агрес­сивным в отношении конструкционных материалов, из которых выпол­няется теплосиловая установка; оно не должно причинять вреда обслу­живающему персоналу (т. е. не должно быть токсичным).

К сожалению, в настоящее время рабочие тела, в должной мере удовлетворяющие всем этим условиям, неизвестны. Самое распростра­ненное рабочее тело современной теплоэнергетики — вода — не удовлет­воряет условию достаточно низкой теплоемкости в жидкой фазе, но

* Поскольку, как отмечено выше, из подогревателя выходит насыщенная вода, температура воды на выходе из смешивающего регенеративного подогревателя одно­значно определяется давлением в подогревателе, равным давлению отбираемого пара.

удовлетворяет условию не слишком низкого значения давления в кон-денсатвре; вода является вполне подходящим рабочим телом для низ­котемпературной части цикла. Однако достижение высоких коэффици­ентов заполнения пароводяного цикла сопряжено с необходимостью перехода к высоким давлениям; при этом вследствие сравнительно невы­сокой критической температуры длина изобарно-изотермического участ­ка двухфазной области уменьшается, что уменьшает темп роста коэф­фициента заполнения цикла при переходе к высоким давлениям. Именно вследствие этого средняя температура подвода теплоты в па­роводяном цикле сравнительно невысока, что, как показано в § 11.3, приводит к значительным потерям работоспособности.

Другим рабочим телам присущи иные недостатки. Так, ртуть имеет невысокое давление насыщения при высоких температурах и высокие критические параметры р_кр = 151 МПа (1540 кгс/см²), Т_кр = 1490°С, а при температуре, например, 550° С давление насыщения составляет все­го лишь 1420 кПа (14,5 кгс/см²); это позволяет осуществить цикл Рен-кина на насыщенном ртутном паре без перегрева с достаточно высоким термическим КПД. Однако при температурах, близких к температуре окружающей среды, давление насыщения ртути слишком мало: при Т = 30°С p_s=0,36 Па (3,7·10^-6 кгс/см²), давлению же, обычно приме­няемому в конденсаторах паровых турбин (p_s ≈4 кПа ≈ 0,04 кгс/см²), соответствует слишком большая температура насыщения ртути T_s= =217,1 °С. Термический КПД цикла со столь большой нижней темпера­турой был бы невелик. Таким образом, ртуть как рабочее тело хороша для верхней (высокотемпературной) части цикла и неудовлетворительна для нижней.

Так как в настоящее время нет рабочих тел, удовлетворяющих пере­численным требованиям во всем температурном интервале цикла, то можно осуществить цикл, используя комбинацию двух рабочих тел, применяя каждое из них в той области температур, где это рабочее те­ло обладает наибольшими преимуществами.

Циклы такого рода носят название бинарных. Схема теплосиловой установки, в которой осуществляется бинарный ртутно-водяной цикл, показана на рис. 11.31.

В ртутном котле I к ртути подводится теплота, ртуть испаряется, и сухой насыщенный пар ртути при давлении р поступает в ртутную тур­бину II, где он совершает работу, отдаваемую соединенному с этой тур­биной электрогенератору. По выходе из турбины отработавший ртутный пар, имеющий давление р ,. направляется в конденсатор-испаритель III, где он конденсируется, и затем жидкая ртуть насосом IV подается в котел I; в насосе давление ртути повышается от р до p .

Конденсатор-испаритель представляет собой поверхностный тепло­обменник, в котором конденсирующийся ртутный пар отдает теплоту охлаждающей воде. За счет этой теплоты вода в конденсаторе-испари­теле нагревается до кипения и испаряется. Сухой насыщенный водяной пар из конденсатора-испарителя направляется в пароперегреватель I, размещаемый обычно в газоходе ртутного котла. Перегретый водяной пар при давлении p поступает в паровую турбину 2, соединенную с электрогенератором. Отработавший водяной пар с давлением p кон­денсируется в конденсаторе 3; затем насос 4 подает воду в конденсатор-испаритель.

Следует отметить, что расходы рабочего тела в ртутном и пароводя­ном контурах различны. Соотношение между расходами ртути и пара определяется из следующих соображений. Рассмотрим, например, би­нарный ртутно-водяной цикл, в котором ртутный цикл осуществляется с сухим насыщенным ртутным паром в интервале давлений p = = 1180 кПа=12 кгс/см² (температура насыщения ртути при этом дав­лении составляет T =532,1°С) и р =9,8 кПа=0,1 кгс/см² (темпера-тура насыщения T =260°С), а в пароводяном цикле начальные пара­метры пара составляют р =3330 кПа = 34 кгс/см² (T_s=239,8°С*) и Т₁=400°С при нижнем давлении р =4 кПа = 0,04 кгс/см².

Теплота парообразования ртути при давлении 0,1 кгс/см² r^РТ = = 299,0 кДж/кг (71,42 ккал/кг), а разность энтальпий сухого насыщен­ного водяного пара и воды при температуре 28,6 °С на изобаре 3330 кПа (34 кгс/см²) (т. е. сумма количеств теплоты, необходимой для того, чтобы нагреть воду, вышедшую из конденсатора, до кипения и затем испарить ее) составляет 2680 кДж/кг (640 ккал/кг). Отсюда очевидно, что для того, чтобы в конденсаторе-испарителе довести до кипения и за­тем испарить 1 кг воды, необходимо отвести теплоту от 640/71,42 = = 8,95 кг конденсирующегося ртутного пара. Таким образом, расход рабочего тела в ртутном контуре этой бинарной установки должен быть в 8,95 раза больше расхода в пароводяном контуре. В общем случае это соотношение расходов ртути и воды (или, кратность расхода ртути по отношению к расходу воды) m_р определяется из соотношения

(11.90)

здесь —КПД конденсатора-испарителя, учитывающий тепловые по­тери этого аппарата.

Т, s-диаграмма рассматриваемого цикла изображена на рис. 11.32. Эта диаграмма построена для 1 кг воды и для 8,95 кг ртути в предпо­ложении, что цикл внутренне обратим. Пароводяная часть цикла пред­ставляет собой обычный цикл Ремкина с перегретым паром. Ртутная надстройка над пароводяным циклом представляет собой цикл Ренкина с влажным паром. Здесь а-b — адиабатный процесс в ртутной турбине, b-с — отвод теплоты от конденсирующегося ртутного пара в конденса­торе-испарителе, c-d — процесс в ртутном насосе, d-e-a — изобарный процесс подвода теплоты к ртути в ртутном котле.

У читателя может возникнуть недоумение: ранее отмечалось, что в случае исполь­зования водяного пара в качестве рабочего тела цикл Ренкина без перегрева, как пра-гнло, не применяется по той причине, что при этом пар в конце процесса расширения в турбине имеет высокую влажность, что резко снижает внутренний относительный КПД турбины. Почему же ртутный цикл без перегрева пара может применяться без каких-либо оговорок? Дело в том, что у ртути правая пограничная кривая в Т, «-диаг­рамме идет значительно круче, чем у воды. Благодаря этому состояние пара на выходе из ртутной турбины оказывается расположенным в области влажного пара вблизи пра­вой пограничной кривой, т. е. в зоне высоких значений степени сухости х.

Термический КПД бинарного цикла определяется выражением

(11.91)

где и — работы, произведенные в ртут­ной и пароводяной частях цикла, a и — количества теплоты, подводимой в ртутной и пароводяной частях цикла; зна­чения l и q₁ как обычно, даются в расчете на 1 кг рабочего тела, а различие в коли­чествах рабочего тела в ртутной и парово­дяной частях цикла учитывается кратно­стью расхода ртути по отношению к расхо­ду воды . Важно подчеркнуть, что в би­нарном цикле — это теплота, затрачивае­мая на перегрев водяного пара, т.е. =

 

* Отсюда следует, что в конденсаторе-испарителе разность температур конденси­рующегося ртутного пара и испаряющейся воды ∆T=250,0—239,8=10,2 ˚С.

= h—h₆ (поскольку нагрев воды до кипения и испарение воды осущест­вляются за счет теплоты, отдаваемой конденсирующимся ртутным па­ром). В рассматриваемом бинарном цикле:

=3225—2066=1159 кДж/кг (277,0 ккал/кг);

=3225—2929 = 296 кДж/кг (70,9 ккал/кг);

=364—254 = 110 кДж/кг (26,3 ккал/кг); .

=364—35=329 кДж/кг (78,7 ккал/кг).

С учетом того, что =8,95, получаем из (11.127):

Для сравнения вычислим значения термических КПД ртутной и па­роводяной частей бинарного цикла в отдельности:

= 1159/3102 = 0,37

(в этом случае = 3102 кДж/кг) и

= 110/329 = 0,33.

Таким образом, применение ртутной надстройки над пароводяным циклом позволяет существенно повысить термический КПД цикла.

Помимо ртути в качестве рабочих веществ для верхней части бинар­ного цикла предлагались дифенилоксид (C₆H₅)2O, дифенильная смесь (75% дифенилоксида и 25.% дифенила С₁₂Н₁₀), бромиды сурьмы SbBr₃, кремния SiBr₄, алюминия А1₂Вг₃ и другие вещества.

Следует, однако, отметить, что до настоящего времени бинарные циклы не получили распространения*. Это объясняется главным об­разом техническими трудностями, с которыми связано сооружение та­ких установок.