Циклы газотурбинных установок

 

Основным недостатком поршневых двигателей внутреннего сгорания являются ограниченность их мощности и невозможность адиабатного расширения рабочего тела до атмосферного давления. Эти недостатки отсутствуют в газотурбинных установках, где рабочим телом являются продукты сгорания жидкого или газообразного топлива. Рабочее тело, имеющее высокие температуру и давление, из камеры сгорания направляется в сопло, в котором оно расширяется и с большой скоростью поступает на лопатки газовой турбины, где используется его кинетическая энергия для получения механической энергии.

ГТУ обладают многими важными преимуществами перед поршневыми двигателями. Газовые турбины имеют относительно малую массу и небольшие габариты, в них нет деталей с возвратно-поступательным движением, они могут выполняться с большими единичными мощностями. Однако, для увеличения термического КПД установки, необходимо иметь высокую температуру рабочего тела перед турбиной, что требует для их изготовления жаропрочных сталей, способных устойчиво и длительно работать при максимально высоких температурах. Большое значение имеет эффективность компрессора, входящего в состав установки, который потребляет приблизительно 75% мощности газовой турбины и поэтому общий эффективный КПД ГТУ резко снижается.

ГТУ могут работать со сгоранием топлива при постоянном давлении и при постоянном объеме. Соответствующие им идеальные циклы делятся на циклы с подводом теплоты в процессе при постоянном давлении и постоянном объеме.

 

6.1 ЦИКЛ ГТУ С ПОДВОДОМ КОЛИЧЕСТВА ТЕПЛОТЫ В ПРОЦЕССЕ Р=const

 

На рис.14 представлена принципиальная схема простейшей ГТУ со сгоранием топлива при р=const. В камеру сгорания 1 через форсунки 6 и7 непрерывно поступают воздух из турбокомпрессора 4 и топливо с помощью топливного насоса 5. из камеры сгорания продукты сгорания направляются в комбинированные сопла 2, в которых рабочее тело расширяется и поступают на лопатки газовой турбины 3, а затем выбрасываются в атмосферу через выхлопной патрубок.

На рис.15 представлен идеальный цикл газотурбинной установки на рυ- и Ts-диаграммах с подводом теплоты при р=const. В этом цикле отвод теплоты производится по изобаре. В поршневых двигателях объем газов при расширении ограничен объемом цилиндра. В газовых турбинах этого ограничения нет, и газы могут расширяться до атмосферного давления.

 

 

Рис.14. Схема простейшей ГТУ со сгоранием топлива при р=const

 

Рис.15. Цикл газотурбинной установки на рυ- и Ts-диаграммах с подводом теплоты при р=const.

 

Характеристиками цикла являются степень повышения давления в компрессоре β=р₂/р₁ и степень изобарного расширения ρ=υ₃/υ₂.

Количество подводимой теплоты определяется по формуле

 

q₁ = c_p(T₃-T₂)

 

а количество отводимой теплоты – по следующей формуле

 

q₂ = c_p(T₄-T₁)

 

Термический КПД цикла

 

η_t = 1-(q₂/q₁) = 1-[(T₄-T₁)/(T₃-T₂)]

 

Выражая температуры T₂, T₃, T₄ через начальную температуру рабочего тела T₁, получим

η_t = 1 – (1/β^(k-1)/k).

 

Термический КПД ГТУ с подводом теплоты при постоянном давлении зависит от степени повышения давления и показателя адиабаты, возрастая с увеличением этих величин.

Отработанный газ после газовой турбины целесообразно направлять в теплообменный аппарат для подогрева воздуха, поступающего в камеру сгорания, или направлять для нужд коммунального хозяйства на получение горячей воды, пара и т.д.

При рассмотрении работы реальных ГТУ необходимо отдельно учитывать потери на необратимость процессов в турбокомпрессоре и в газовой турбине.

Расход энергии на трение в компрессоре влечет за собой увеличение температуры рабочего тела, так как работа трения превращается в теплоту и воспринимается рабочим телом, а это в свою очередь приводит к увеличению работы, затраченной на сжатие воздуха.

Теоретическая работа сжатия в компрессоре

 

l^к_ад=i₂-i₁,

 

а действительная

 

l^к_дейст.=(i₂-i₁)/η^к_ад,

 

где η^к_ад – адиабатный КПД турбокомпрессора.

Расширение газа в проточной части турбины сопровождается потерями на трение о стенки сопел, лопаток и на завихрение потока, в результате чего часть кинетической энергии рабочего тела превращается в теплоту и энтальпия газа на выходе из турбины больше энтальпии обратимого процесса расширения. Теоретическая удельная работа расширения в турбине равна

 

l_т = i₃-i₄,

 

а действительная

l^т_дейст.=l_т∙η_турб.

 

где η_турб. – внутренний относительный КПД газовой турбины, равный η_турб.=0,8÷0,9.

Действительная полезная удельная работа, которая может быть получена в газотурбинной установке, равна разности действительных работ расширения и сжатия:

l_д = (i₃-i₄)η_турбη_мех – (i₂-i₁)/η^к_ад

 

где η_мех – механический КПД.

Отношение полезной работы ГТУ к количеству затраченной теплоты называют эффективным КПД газотурбинной установки:

 

η_е = l_д/q_1д

 

6.2 ЦИКЛ ГТУ С ПОДВОДОМ КОЛИЧЕСТВА ТЕПЛОТЫ В ПРОЦЕССЕ υ=const

На рис.16 дана схема ГТУ со сгоранием топлива при постоянном объеме. В этой установке сжатый воздух в турбокомпрессоре 6 поступает из ресивера 7 через воздушный клапан 8 в камеру сгорания 1. сюда же топливным насосом 5 через топливный клапан 9 подается жидкое топливо. Продукты сгорания, пройдя через сопловой клапан 2, расширяются в сопле 3 и приводят во вращение ротор газовой турбины 4.

Рис.16. Схема ГТУ со сгоранием топлива при постоянном объеме

 

Для осуществления периодического процесса горения необходимо подавать воздух и топливо через управляемые клапаны 8 и 9 в определенные периоды времени. Процесс горения производится при закрытых клапанах 2 и 8. воспламенение топлива происходит от электрической искры. После сгорания топлива давление в камере 1 повышается, открывается сопловой клапан 2 и продукты сгорания направляются в сопло 3, где и расширяются до конечного давления.

На рис. 17 на рυ- и Ts-диаграммах изображен идеальный цикл ГТУ с подводом теплоты при υ = const. Рабочее тело с начальными параметрами (т.1) сжимается по адиабате 1-2 до точки 2, давление которой определяется степенью повышения давления. Далее по изохоре 2-3 к рабочему телу подводится некоторое удельное количество теплоты q_1, затем рабочее тело расширяется по адиабате 3-4 до начального давления (т.4) и возвращается в первоначальное состояние по изобаре 4-1, при этом отводится удельное количество теплоты q₂.

 

Рис. 17. идеальный цикл ГТУ с подводом теплоты при υ = const в

рυ- и Ts-диаграммах

 

Характеристиками цикла являются степень повышения давления в компрессоре β=р₂/р₁ и степень добавочного повышения давления λ = р₃/р₂.

Удельное количество подводимой теплоты определяется по формуле

 

q₁=c_υ(T₃-T₂),

 

а удельное количество отводимой теплоты – по формуле:

 

q₂=c_p(T₄-T₁).

 

Подставив значение q₁ и q₂ в выражение термического КПД цикла, получим

η_t=1 – [k(T₄-T₁)/(T₃-T₂)]

 

Выразим температуры T_2, T₃, T₄ через начальную температуру рабочего тела T₁:

η_t=1 – [k(λ^1/k-1)]/[β^(k-1)/k(λ-1)].

 

Термический КПД ГТУ с подводом теплоты при υ=const зависит от k, β и λ и увеличивается с возрастанием этих величин.

 

КОНТРОЛЬНЫЕ ЗАДАНИЯ

 

Задача 1. Для идеального цикла ГТУ с подводом теплоты при р=const определить параметры характерных точек, работу расширения, сжатия и полезную, количество подведенной и отведенной теплоты, термический КПД цикла. Начальные параметры рабочего тела: р₁=0,1МПа; T₁=300К; степень увеличения давления в компрессоре при адиабатном процессе сжатия β=р₂/р₁=10; показатель адиабаты k=1,4. Температура в точке 3 не должна превышать 1000К; рабочее тело – воздух; теплоемкость воздуха постоянная.

Задача 2. В цикле газовой турбины с подводом теплоты при υ=const начальные параметры рабочего тела р₁=0,1 МПа и T₁=300К. Степень увеличения давления при адиабатном сжатии β=р₂/р₁=10; k=1,4. Температура в точке 3 не должна превышать 1000К. Рабочее тело – воздух; теплоемкости постоянные. Определить параметры основных точек, удельную работу расширения, сжатия и полезную, удельное количество подведенной и отведенной теплоты, термический КПД цикла.

Задача 3. Определить термический КПД идеального цикла ГТУ, работающего с подводом теплоты при р=const, а также термический КПД действительного цикла, т.е. с учетом необратимости процессов расширения и сжатия в турбине и компрессоре, если внутренние относительные КПД турбины и компрессора η_турб=0,88 и η_комп=0,85. Для этой установки известно, что t₁=20^оС, степень повышения давления в компрессоре β=6; температура газов перед соплами турбины t₃=900^оС. Рабочее тело обладает свойствами воздуха, теплоемкость его постоянна, показатель адиабаты принять равным k=1,4.

 

ВОДЯНОЙ ПАР

Основные понятия и определения

Водяной пар нашел широкое использование в различных отраслях народного хозяйства. Он применяется в качестве рабочего тела в паросиловых установках, выполняет роль теплоносителя в различного рода теплообменных аппаратах, используется в технологических целях и т.д. Обычно под водяным паром принимают газообразное состояние воды. Однако в общем случае это понятие имеет более широкий смысл. Согласно общепринятой в науке и технике терминологии различают влажный насыщенный, сухой насыщенный и перегретый пар. Влажный насыщенный пар представляет из себя парожидкостную систему, состоящую из жидкой и газовой фаз, находящихся в термодинамическом равновесии (). Под сухим насыщенным паром понимают систему¸ состоящую лишь из газовой фазы и имеющую температуру насыщения (кипения). Перегретый водяной пар – это газообразное состояние воды при температуре выше температуры насыщения. Наиболее полное понятие о свойствах парожидкостных систем и закономерностях процесса парообразования может быть получено с помощью термодинамических диаграмм. Одной из таких диаграмм является диаграмма Р-υ, представленная на рис. 18.

Рис. 18. Изображение процесса образования водяного пара в Р-υ диаграмме

 

В этой диаграмме по опытным данным нанесены изотерма жидкости при t = 0ºC (1 – 1), а также так называемые нижняя (х = 0) и верхняя (Х = 1) пограничные кривые. Точки линии 1 – 1 соответствуют состоянию воды при 0 ºС и различных давлениях. Точки лини Х = 0 характеризуют состояние жидкости при температуре кипения (насыщения), соответствующей данному давлению. Наконец, точки верхней пограничной кривой (Х = 0) отражают состояние сухого насыщенного пара. Линии изотермы ноля жидкости, Х = 0 и Х = 1и делят поле диаграммы на следующие области. Область «а» характеризует твердофазное состояние воды (лед). Точки области «б» показывают состояние воды, температура которой ниже температуры насыщения. Область «в» является областью влажного насыщенного пара. Точки области «г» соответствуют состоянию перегретого пара. На практике получение водяного пара обычно осуществляют в процессе при постоянном давлении. В Р – υ диаграмме процесс парообразования при заданном давлении изображается прямой линией (Р = const). Участок 1 – 2 этой линии характеризует процесс нагревания жидкости от 0 ºС до температуры кипения. Отрезок 2 – 3 соответствует процессу непосредственного парообразования, т.е. переходу воды в сухой насыщенный пар. Участок 2 – 3 характеризует процесс перегрева пара. Экспериментальными исследованиями установлено, что процесс парообразования (участок 2 – 3) протекает при постоянной температуре, равной температуре насыщения. Таким образом, это процесс является не только изобарным, но и изотермическим.

Количество теплоты, необходимое для превращения 1 кг воды, взятой при температуре кипения, в сухой насыщенный пар, называют скрытой теплотой парообразования r. Значение скрытой теплоты парообразования, как и значение температуры насыщения, зависит от давления, при котором производится процесс получения пара.

Важной характеристикой влажного насыщенного пара является степень сухости – Х. Под степенью сухости понимают отношение массы паровой фазы во влажном насыщенном паре к массе всей системы, т.е.:

 

, (7.1)

 

где , - соответственно массы пара и жидкости, кг.

Очевидно, что значение степени сухости может изменяться от 0 до 1. При = 0, Х = 0, что соответствует жидкости при температуре насыщения. В случае = 0, Х = 1 имеем сухой насыщенный пар.

 

7.2. МЕТОДЫ РАСЧЕТА ПАРАМЕТРОВ ВОДЯНОГО ПАРА

В технической литературе термодинамические параметры характерных состояний парожидкостной системы (υ - удельный объем, U- внутренняя энергия, h - энтальпия, S - энтропия) принято обозначать следующим образом:

- параметры жидкости при 0 ºС;

- параметры жидкости при температуре насыщения;

- параметры сухого насыщенного пара;

- параметры влажного насыщенного пара;

- параметры перегретого пара.

 

Значения термодинамических параметров кипящей жидкости, сухого насыщенного пара и перегретого пара обычно находят с помощью таблиц. Сокращенные таблицы для насыщенного пара даны в приложении. Определение значений термодинамических параметров влажного насыщенного пара осуществляется с помощью таблиц и следующих расчетных формул:

; (7.2)

; (7.3)

; (7.4)

. (7.5)

 

При анализе и расчете термодинамических процессов водяного пара часто используют диаграмму h - S, представленную на рис. 19.

В этой диаграмме по опытным данным нанесена верхняя пограничная кривая Х = 1. Линия Х = 1 делит поле диаграммы на две области. Верхняя область характеризует состояние перегретого пара. Область, расположенная ниже линии Х = 1, характеризует состояние влажного насыщенного пара. В этой области нанесены линии постоянной степени сухости Х = 0,95; Х = 0,9 и т.д. В диаграмме по опытным данным нанесены изобары, изотермы и изохоры. Поскольку процесс парообразования является и изобарным и изотермическим, то в области влажного насыщения пара линии Р = const и Т = const совпадают. В области перегретого пара изотерма отклоняется от изобары.

Рис. 19. h – S диаграмма водяного пара

 

 

⇐ Предыдущая3456789101112Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: