close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

Министр сельского хозяйства Волгоградской области;pdf

код для вставкиСкачать
Министерство образования РФ
Тюменская государственная архитектурно-строительная академия
Нагнетатели и тепловые двигатели
(учебное пособие для студентов
специальности
промышленная теплоэнергетика 100700)
Часть 3. Тепловые двигатели.
Тюмень 2002г.
2
Учебно-методическое пособие, подготовленное д.т.н. Степановым О.А. и
к.т.н. Яблонским Ю.П. предназначено студентам специальности «Промышленная теплоэнергетика» для ознакомления, обучения и сдачи экзамена по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели».
Рецензент: д.т.н, профессор
Моисеев Б.В.
Учебно-методическое пособие обсуждено и утверждено на заседании
кафедры «Промышленной теплоэнергетики»
Протокол № _____ от ____________2002г.
Зав.кафедрой
Профессор, д.т.н.
Степанов О.А.
Учебно-методическое пособие утверждено УМС академии
Протокол №____ от __________ 2002 г.
Тираж 100 экз.
3
СОДЕРЖАНИЕ
Основы теории тепловых двигателей………………………………………………4
1. Поршневые двигатели внутреннего сгорания……………………………..5
1.1. Классификация двигателей……………………………………………..6
1.2. Основные понятия и определения………………………………………6
1.3. Параметры, характеризующие работу поршневого двигателя………12
1.4. Тепловой баланс двигателя…………………………………………….15
1.5. Топливо и реакция горения…………………………………………….16
1.6. Характеристики двигателей……………………………………………26
2. Специальные двигатели……………………………………………………..30
3. Газотурбинные установки ……………………………..…………………...33
3.1. Основы термодинамического расчета ГТУ…………………………38
3.2. Влияние относительных коэффициентов полезного действия осевых компрессоров и турбин (  ic и iz ), а также гидравлическое сопротивление газовоздушного тракта на е ГТУ………………………………………….48
3.3. Характеристика осевого компрессора……………………………….54
3.4. Камеры сгорания….……………………………..…………….....…….59
3.5. Основы теории турбомашин…………………………………………..65
3.6. Сопоставление одно и двухвальных ГТУ………………………….79
3.7. Применение ГТУ в энергетике и промышленности………………...81
Литература………………………………………………………………………….83
4
Нагнетатели и тепловые двигатели
Часть3 Тепловые двигатели
Основы теории тепловых двигателей
Из общего энергобаланса России в 2001 году на долю тепловых электростанций приходится 148,7 млн. кВт установленной мощности, что составляет
70%, атомных электростанций - 22,1 млн. кВт - 10% и гидроэлектростанций
44,3 млн. кВт -20%.
По способу превращения теплоты в полезную механическую работу различают
следующие типы тепловых двигателей: паровые машины, паровые и газовые
турбины, двигатели внутреннего сгорания и реактивные двигатели.
С 1931г. турбины стали выпускаться в С. Петербурге на заводе "Красный
путиловец", ныне Невский завод им. Ленина (НЗЛ).
С 1934г. освоен выпуск турбин мощности 25-100 МВт. НЗЛ выпустил
также 4 турбины небольшой мощности 4,6-10,16 МВт для КС МГ.
Первый ГТД с подводом теплоты V = idem был создан и испытан русским инж.
В.В. Кузьминским в 1908г. в Париже ( = 3%, N =1,6 л.с.).
С 1939г. швейцарская фирма Броун-Бовери выпускает ГТД с подводом
теплоты при Р = idem N=4МВт к.п.д. 18%.
Перед этим с 1908г. по 1933г. немецкий инженер Хольцварт сконструировал и
наконец построил ГТД с подводом теплоты V = idem, КПД которого 18%,
а N=2 МВт.
В 1937 г. венгр Ендрассик сконструировал и построил турбину N = 100 л.с.,
 Т =0,86, (а в ОК значительно ниже),  е =21,2%, n =16500 об/мин.
В 1940 г. словацким ученым Стодола была построена турбина с iz =0,88, а во
всей установке  е =0,18 и им не была предложена теория расчета О.К., - которая
и положена в современную теорию расчета О.К. Для создания надежных ГТУ
необходимо было решить задач: металлургическую - создание материалов, работающих в области высоких температур и аэродинамическую – создание газовоздушного тракта с минимальным гидравлическим сопротивлением, эти задачи были решены около 25-30 лет тому назад, но и сейчас эти работы продолжаются. Сейчас используются лопатки 1й ступени турбины, выдерживающие
температуры до 1250°С (и это 100÷200 тыс. часов работы) - в парогазовых установках (такая турбина N=60Мгв и к.п.д. 40% сейчас готовится к монтажу на
ТЭЦ-1 Тюмень).
Реактивное движение использовалось уже давно (вертушка Герона Александрийского - 2,5 тыс. лет тому назад), да и пороховые ракеты, изобретѐнные в Китае, взлетели в воздухе тоже уже тысячу лет тому назад.
А вот проект первого в мире реактивного летательного аппарата был впервые
предложен в 1871 г. инж. Н.И. Кибальчичем. Основоположником реактивного
движения был Н.Е. Жуковский, который опубликовал в 1908 г. книгу по исследованию реакции вытекающей жидкости. Чуть раньше К.Э. Циолковский
(1903) сформулировал впервые в мире законы движения ракет, и он же был автором комбинированного воздушно-реактивного двигателя.
5
Превращение теплоты в полезную механическую работу осуществляется в
основном в круговых процессах (циклах) тепловых двигателей (поршневых,
турбинных, реактивных) при замыкании этих процессов. В этом случае основными стадиями процессов являются: процесс сжатия с отводом теплоты в области низких температур цикла и процесс расширения с подводом теплоты в
области высших температур цикла. Работа теплового двигателя представляет
собой разность работ процессов расширения и сжатия рабочего тела. В основу
современных представлений о превращении теплоты в работу положены два
важнейших постулата термодинамики:
Принцип невозможности создания Perpetum Mobile 1 рода (принцип невозможности построения вечного двигателя 1 рода) - двигателя, который позволял бы получать полезную механическую работу без заимствования ее извне.
Невозможность создания Perpetum Mobile 2 рода - двигателя, вся теплота
в котором превращается в полезную механическую работу. Эти постулаты являются следствием первого и второго начала термодинамики.
Для теплового двигателя необходимо наличие двух источников теплоты - нагревателя (источника с высшей температурой цикла) и холодильника (источника с низшей температурой цикла). При передаче теплоты между ними в полезную механическую работу превращается лишь часть теплоты передаваемая от
тела более нагретого к телу менее нагретому, что получается из основного балансового соотношения тепловых двигателей
Q1  Q2  AL12
(1.1)
1.ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
В двигателях внутреннего сгорания (ДВС) рабочий процесс осуществляется
внутри машины. Различают три типа ДВС: поршневые, турбинные и реактивные.
История развития поршневых двигателей началась в 1860 г., когда
Э. Ленуаром был создан первый двигатель, работающий на газе. В 1877 г. этот
двигатель был значительно усовершенствован - и появился двигатель Отто. В
России первый двигатель был спроектирован и построен капитаном Российского флота И.О. Костовичем (восемь цилиндров мощностью 80 л.с.). В 1897 г. в
Германии построен двигатель, впоследствии получивший имя изобретателя инженера Р. Дизеля. В 1901 г. в России инженером Г.В. Тринклером сконструированы и построены бескомпрессорные двигатели. В настоящее время в мире выпускается большое количество различных типов и конструкций двигателей различной мощности для транспортных машин и стационарных, предназначенных для энерго- и теплоснабжения.
6
1.1.КЛАССИФИКАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
1.
2.
3.
4.
5.
Поршневые двигатели классифицируются по следующим основным признакам.
По виду применяемого горючего: а) работающие на твердом топливе (угольная пыль); б) работающие на жидком топливе – бензине, керосине, дизельном
топливе, спирте и т.д.; в) работающие на газообразном горючем (естественном,
сжатом, сжиженном, генераторном газе); г) многотопливные, работающие на
различных видах горючего (газе, бензине, дизельном топливе).
По способу осуществления рабочего цикла (газообмена) на: двух- и четырехтактные, когда цикл осуществляется за два или четыре хода поршня или за два
или один оборот коленчатого вала, с наддувом или без наддува.
По способу смесеобразования: а) с внешним смесеобразованием (карбюраторные и газовые); б) с внутренним смесеобразованием (дизели, двигатели с непосредственным впрыском легких топлив в цилиндр).
По числу и расположению цилиндров: а) одно-, двух- и многорядные; б) однорядные вертикальные и горизонтальные; в) двухрядные – V-образные, оппозитные, звездообразные.
По способу охлаждения: а) с жидкостным охлаждением; б) с воздушным
охлаждением. Могут быть и другие классификации: по назначению, степени
быстроходности, способу воспламенения горючей смеси, способу регулирования мощности.
Выбор двигателя определяется назначением машины, требованиями условий
эксплуатации, размерами моторного отсека, массы. Следует отметить, что в настоящее время имеется ряд оригинальных конструкций поршневых двигателей,
некоторые из которых выпускаются серийно. К оригинальным конструкциям
относятся роторно-поршневой двигатель Ванкеля, двигатели Меркера, Пылкова, Баландина.
1.2. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ
Принципиальная схема поршневого двигателя приведена на рис. 1.1.
При перемещении поршня различают два его крайних положения - верхнее и
нижнее, которые называют верхней (ВМТ) и нижней (НМТ) мертвыми точками. В этих точках скорость поршня равна нулю, так как в них происходит изменение направления перемещения поршня. Расстояние между этими точками
называют ходом поршня h . Ход поршня соответствует половине оборота коленчатого вала и равен двум радиусам кривошипа: h  2R . В каждом цилиндре
непрерывно осуществляются следующие процессы: впуск, сжатие, сгорание,
расширение и выпуск, в результате чего теплота преобразуется в механическую
работу. В совокупности эти процессы называются рабочим циклом. Один из
процессов рабочего цикла называется тактом. В соответствии с этим двигатель, рабочий цикл которого совершается за четыре такта (два оборота коленчатого вала), носит название четырехтактного, а двигатель, у которого рабочий
процесс совершается за два такта (один оборот коленчатого вала), - двухтактного.
7
Рис1.1. Схема четырехкратного двигателя:
1 - выпускной клапан; 2 -впускной клапан; 3 - форсунка или электросвеча;
4 - цилиндр; 5 - поршень; 6 - шатун; 7 - коленчатый вал; 8 – картер двигателя
Объем, занимаемый поршнем при перемещении от ВМТ к НМТ, называется
рабочим объемом и обозначается V h (м3 ):
Vh 
D 2
h
(1.2)
4
где D — диаметр поршня (цилиндра), м.
Объем внутренней полости цилиндра, когда поршень находится в ВМТ, называется объемом камеры сгорания, объем полости цилиндра при положении
поршня в НМТ - полным объемом.
V a  V h  Vc
(1.3)
Сумму рабочих объемов всех цилиндров называют литражом двигателя:
V л  Vh i
(1.4)
где i - число цилиндров.
Отношение полного объема к объему камеры сгорания носит название степени
сжатия  :

Va Vh  Vc Vh


1
Vc
Vc
Vc
(1.5)
8
Она показывает, во сколько раз уменьшается объем при перемещении поршня
от НМТ к ВМТ. У современных бензиновых двигателей (карбюраторных)  =
6÷10, у дизельных  =16÷22. Из термодинамики известно, что чем выше степень сжатия, тем больше коэффициент полезного действия двигателя. При равных условиях, чем выше степень сжатия, тем больше мощность двигателя и
выше его экономичность.
Различают два вида поршневых двигателей: 1) с внешним смесеобразованием,
когда подготовка смеси воздуха с топливом осуществляется в основном вне цилиндра - это, как правило, карбюраторные двигатели, работающие на бензине,
газовые и двигатели с впрыском топлива во впускной трубопровод; 2) с внутренним смесеобразованием. В этом случае цилиндр заполняется воздухом, а не
смесью, и в конце такта сжатия в него под большим давлением через специальное устройство - форсунку впрыскивается топливо, которое испаряется, образуя
в смеси с воздухом топливо-воздушную самовоспламеняющуюся смесь.
Принцип действия четырехтактного карбюраторного двигателя. Рабочий
цикл четырехтактного карбюраторного двигателя осуществляется в следующем
порядке (рис.1.2).
а
б
в
г
Рис 1.2 Схема работы четырехтактного карбюраторного двигателя:
1-коленчатый вал; 2- шатун; 3-поршневой палец; 4 -поршень; 5-цилиндр;
6 -впускной клапан; 7 -электросвеча; 8 -выпускной клапан
Первый такт - впуск (рис.1.2, а). Во время впуска открыт впускной клапан, а
поршень находится в положении, близком к ВМТ, и перемещается к НМТ. При
этом увеличивается объем надпоршневого пространства, в результате чего в
цилиндре образуется разряжение, под действием которого цилиндр заполняется
горючей смесью (смесь испарившегося топлива и воздуха), поступающей из
карбюратора через открытый впускной клапан в течение всего такта. Горючая
смесь смешивается с оставшимися от предыдущего цикла продуктами сгорания
(остаточные газы) и образует рабочую смесь.
Второй такт - сжатие (рис 1.2,б). Во время сжатия впускной и выпускной
клапаны закрыты, а поршень перемещается от НМТ к ВМТ, сжимая рабочую
9
смесь. Происходит повышение давления и температуры рабочей смеси, создаются хорошие условия для ее сгорания. В конце такта сжатия рабочая смесь
воспламеняется от электрической искры.
Третий такт - рабочий ход (рис.1.2,в). Во время рабочего хода оба клапана
закрыты. В начале такта при положении поршня, близком к ВМТ, сжатая рабочая смесь воспламеняется электрической искрой от свечи, что приводит к выделению теплоты, повышению давления и температуры. Под действием силы
давления газов происходит перемещение поршня от ВМТ к НМТ. Поршень передает давление газов через палец и шатун на шейку коленчатого вала, заставляя его вращаться и производить полезную механическую работу.
Четвертый такт - выпуск (рис:1.2,г). В это время открывается выпускной клапан, осуществляется перемещение поршня от НМТ к ВМТ и происходит выталкивание в окружающую среду отработавших газов.
Принцип работы четырехтактного дизеля показан на рис.1.3.
а
б
в
Рис. 1.3 - Схема работы четырехтактного дизельного двигателя:
1- коленчатый вал; 2 -шатун; 3 - поршневой палец; 4 - поршень; 5 цилиндр; 6 впускной клапан; 7 -форсунка; 8 - выпускной клапан
Первый такт - впуск (рис. 1.3,а). В отличие от карбюраторного двигателя в
цилиндр поступает не горючая смесь, а атмосферный воздух.
Второй такт (рис. 1.3, б) осуществляется аналогично, но происходит сжатие
чистого воздуха. В конце такта сжатия в цилиндр подается через форсунку топливо в распыленном виде. Подача порции топлива производится по топливо
проводу из топливного насоса, где осуществляется его сжатие. Поданное в цилиндр топливо перемешивается с воздухом и самовоспламеняется, так как температура воздуха в цилиндре в конце сжатия выше температуры самовоспламенения.
10
Третий такт - рабочий ход - расширение (рис.1.3, в)происходит аналогично
карбюраторному двигателю. Четвертый такт -выпуск осуществляется аналогично рис. 1.3.г. Дизельные двигатели в сравнении с карбюраторными более
экономичны (расход топлива на единицу полученной работы на 25 - 30 %
меньше), работают на более дешевом топливе, однако в связи с более высокими
давлениями сжатия имеют большую массу, значительно сложнее запускаются
при низких температурах.
Рис.1.3.г. Схема двухтактного двигателя:
1- коленчатый вал; 2 - картер; 3 - продувочный насос; 4 - впускное(продувочное) окно; г - цилиндр; б - крышка цилиндра; 7 - поршень; 8 форсунка или электросвеча; 9 - выпускное окно; 10 - шатун
11
Рис.1.4. Индикаторная диаграмма двухтактного двигателя.
Принцип работы двухтактного двигателя показан на рис. 1.4. В таком двигателе
отсутствуют такты впуска и выпуска как самостоятельные. Впуск и выпуск
осуществляются на небольших участках хода поршня, соответствующих основным тактам - расширению и сжатию. Первый такт соответствует ходу
поршня от ВМТ к НМТ после сгорания смеси - происходит процесс расширения (линия z-b' на рис.1.4.), т.е. рабочий ход. Не доходя до НМТ, открывается
выпускное окно (точка b'), продукты сгорания удаляются из цилиндра, при этом
резко падает давление. Затем, когда давление воздуха в ресивере станет равно
или немного больше давления в цилиндре, открываются впускные окна. Воздух
вытесняет продукты сгорания из цилиндра и заполняет рабочий объем, т.е.
происходит продувка (b'-a'-а"). Таким образом, в течение первого такта осуществляются сгорание, расширение, выпуск.
Второй такт - движение поршня от НМТ к ВМТ. Вначале хода продолжается
процесс удаления продуктов сгорания и наполнения свежим зарядом. Конец
продувки совпадает с моментом закрытия впускного окна (b") и выпускных
окон а". Затем осуществляется сжатие, в конце которого происходит подача топлива. Теоретически мощность двухтактного двигателя должна быть в два раза
выше четырехтактного, однако в действительности она увеличивается в 1,5 1,7 раза вследствие потери части рабочего объема, ухудшения очистки и наполнения, дополнительных затрат на продувку.
12
1.3. ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ПОРШНЕВОГО
ДВИГАТЕЛЯ
К основным характеристикам поршневого двигателя относятся:
1. Среднее индикаторное давление - условное давление, которое действовало бы
на поршень в течение одного рабочего хода и совершало работу, равную индикаторной работе газов в цилиндре за рабочий цикл.
L
рi  i
(1.6)
Vh
где Li - индикаторная работа газов за цикл, Дж; V h - рабочий объем цилиндра,
м3.
Индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя в pV -координатах приведена на рис.1.5.
Среднее индикаторное давление у четырехтактных карбюраторных двигателей составляет 0,8-1,2 МПа, у дизелей 0,7-1,1 МПа, у двухтактных дизелей 0,60,9 МПа, у газовых двигателей 0,6-0,8 МПа.
2. Индикаторная мощность N i - это работа, совершаемая газами в цилиндре
двигателя в единицу времени. Значение индикаторной работы газов в одном
цилиндре за один цикл:
Li  piVh
(1.7)
В общем случае число рабочих циклов в секунду равно т = 2n/  . Тогда
N i  2 /   рiVh n 10 3
(1.8)
где п - частота вращения коленчатого вала, с ;  - тактность двигателя - число
тактов за цикл (  = 4 для четырехтактных и  = 2 для двухтактных).
Рис.1.5. Индикаторная диаграмма четырехтактного двигателя
13
Для многоцилиндрового двигателя учитывается число цилиндров i . Тогда
N i  2 /   рiVh n  i 10 3
(1.9)
3. Эффективная мощность и среднее эффективное давление.
Эффективной мощностью N e называется мощность, снимаемая с коленчатого
вала двигателя и передаваемая для полезного использования. Она меньше индикаторной N i на величину мощности механических потерь и других (аэродинамических) N M .
Ne  Ni  N M
(1.10)
Мощность механических потерь - это мощность, затрачиваемая на преодоление
трения в парах трения (поршень, цилиндр и др.) и на приведение в действие
вспомогательных механизмов и приборов (вентилятора, распределительного
вала и др.).
Характеристикой механических потерь является механический к.п.д.
 М -соотношение эффективной и индикаторной мощности или работы:
М 
Ne Ni  N M
N

 1 M
Ni
Ni
Ni
(1.11)
Механический к. п. д. современных двигателей составляет 0,72-0,9.
Мощность механических потерь можно определить аналогично индикаторной:
N M  2 /   pM Vh n  i 10 3
(1.12)
где p M - среднее давление механических потерь, т.е. часть среднего индикаторного давления, расходуемая на преодоление трения, привод вспомогательных механизмов и приборов.
По опытным данным она составляет:
для дизелей
pM  1,13  0,1Cт ;
для карбюраторных
pM  0,35  0,12Cт ;
где C m - средняя скорость поршня, м/с.
Среднее эффективное давление представляет собой разность между индикаторным и механическим давлениями:
Ре  рi  pM
(1.13)
Тогда эффективная мощность имеет вид
N e  2 /   peVh n  i  10 3
(1.14)
а среднее эффективное давление
ре  10 3  N e   / 2  Vh n  i
(1.15)
Среднее эффективное давление при номинальной нагрузке составляет у карбюраторных четырехтактных двигателей 0,75-0,95 МПа, у четырехтактных дизелей 0,6-0,8 МПа, у двухтактных дизелей 0,5-0,75 МПа, у газовых двигателей
0,65-0,8 МПа.
14
Индикаторный к. п. д. и удельный индикаторный расход топлива.
Индикаторный к.п.д. (внутренний) является характеристикой совершенства
превращения теплоты в реальном двигателе по отношению к идеальному:
i 
Qi
Q
(1.16)
где Q i - теплота, эквивалентная полезной индикаторной работе;
Q - затраченная теплота.
Теплота, эквивалентная индикаторной работе за 1 с,
Qi  N i
(1.17)
Теплота, затраченная на работу в двигателе в течение 1 с,
Q  M Т QHp , МВт
где M - массовый расход топлива, кг/с;
QHP - низшая теплота сгорания топлива, Дж/кг.
Тогда
i  N i M QHP
i
(1.18)
(1.19)
Удельный индикаторный расход топлива
M
g i  i 3600, кг/(кВтч)
Ni
(1.20)
Значения  i и g i для современных двигателей приведены в табл. 1.1.
Эффективный к. п. д. и удельный эффективный расход. Эффективный к.п.д.
 e оценивает степень использования теплоты (топлива) и представляет собой
отношение эффективной мощности (работы) к количеству подведенной теплоты:
e 
Ne
Ne

Q1 M Т QHP
(1.21)
Таблица 1.1.
Значения индикаторного к.п.д, и удельных индикаторных
расходов двигателей различных типов
Тип
Индика- Эффективный
Удельный расход топлива,
двигателя
торный к.п.д.  е
г/(кВт ч)
к.п.д.
Индикаторный Эффективный
Карбюратор- 0,28-0,38
ный Дизельный Газовый 0,43-0,52
0,28-0,34
или
0,26-0,32
240-300
280-320
0,35-0,45
0,23-0,30
160-200
-
170-240
-
е  iM
(1.22)
15
Удельный эффективный расход определяется аналогично
индикаторному
расходу:
g e  M Т / N e 3600
(1.23)
Оценка степени совершенства двигателя производится по литровой мощности N л . Она представляет собой отношение эффективной мощности N e к литражу двигателя iVh
N л  N e / iVh
(1.24)
у двухтактных двигателей литровая мощность находится в интервале (537)103 кВт/м3, и соответственно у четырехтактных двигателей составляет
(8,8-15)10 3кВт/м3.
Также используются для оценки степени загрузки цилиндров поршневая мощность
N
С р
NП  i  т е
(1.25)
iFП

и удельная масса двигателя
MД
gN 
(1.26)
Ne
где M Д - масса двигателя, кг.
Налоговая мощность - условная величина,
транспортных средств.
N H  30 DSi
по которой взимается налог с
(1.27)
где D - диаметр цилиндра, м; S - ход поршня, м.
1.4. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС ДВИГАТЕЛЯ
Тепловой баланс представляет собой распределение выделяемой при сгорании
теплоты. Как правило, он определяется экспериментальным путем.
Q  M T QHP , Дж/с;
(1.28)
Q  Qe  Qoxл  Qг  Qн.с  Qост.
(1.28а)
где
Q - теплота топлива,
Qe -теплота, превращенная в полезную механическую работу;
Qохл -теплота, отведенная в систему охлаждения двигателя;
Q г -теплота, потерянная с продуктами сгорания;
Qн.с - теплота, теряемая вследствие неполноты сгорания;
Qост - неучтенные потери.
Теплота, превращенная в полезную механическую работу,
Qe  N e
(1.29)
16
Теплота, отведенная в систему охлаждения,
Qохл  М в с рв t 2  t1 
(1.30)
где M в - массовый расход воды через систему охлаждения, кг/с;
с рв - удельная теплоемкость воды, Дж/(кг-К);
для воды с р = 4,187 кДж/(кгК);
t1 , t 2 - температура соответственно на входе и выходе системы охлаждения.
Теплота, теряемая с продуктами сгорания,

Qг  М Т Vг с 'рг t г  Vв с 'рв t в

(1.31)
где M T - расход топлива, кг/с;
V г , Vв - соответственно расход газа и воздуха, м /кг;
с 'рг , c 'рв
-объемная теплоемкость газа и воздуха при постоянном
давлении, Дж/м·К);
t г , t в -температура газа и воздуха.
Теплота неполного сгорания Qн.с определяется опытным путем.
В табл. 1.2 приводятся значения отдельных составляющих теплового баланса
двигателей qi  Qi / Q .
Таблица 1.2 Тепловой баланс двигателя
Тип двигателя
Составляющие баланса
qe
qохл
qг
q н .с
qост
Карбюраторный
0,26-0,32
0,12-0,25
0,3-0,5
0-0,4
0,03-0,1
Дизельный
0,35-0,45
0,15-0,35
0,25-0,45
0-0,05
0,02-0,05
1.5. ТОПЛИВО И РЕАКЦИЯ ГОРЕНИЯ.
В зависимости от вида двигателя применяются следующие топлива: в карбюраторных - бензин, в дизелях - дизельное топливо, в газовых - горючие газы
в сжатом или сжиженном состоянии.
Жидкое топливо. Бензин и дизельное топливо, как правило, получают путем переработки нефти, хотя можно получить жидкое топливо из каменного угля и сланцев или синтезом из газов.
Элементарный состав нефти зависит от месторождения, но по содержанию
основных компонентов изменяется весьма незначительно: углерод 0,83-0,87,
водород 0,11-0,14 (массовый состав). Также в незначительных количествах
(0,01-0,04) содержатся кислород, азот, сера. Эти элементы находятся в нефти в
связанном состоянии, за исключением серы, которая может содержаться и в
17
свободном. Главные компоненты - углерод и водород - находятся в виде химических соединений - углеводородов следующих основных групп:
алканов, цикланов, ароматических и алкенов.
Алканы - это предельно насыщенные (алифатические) углеводороды с общей структурной формулой СnH2n2 ,где п -число атомов (метан, этан, пропан,
бутан, пентан). Кроме нормальных н-алканов, имеющих неразветвленные цепи
атомов углерода, в нефть входят изомерные углеводороды, образующие разветвленные цепи (изобутан, изопентан). В нефти также содержатся цикланы соединения углеводородов, образующие замкнутые кольца (циклопентан, циклогексан). Они устойчивы к окислению, что особенно заметно при высоких
температурах. В большинстве нефтепродуктов до 0,80-0,90 составляют алканы
и цикланы.
Ароматические углеводороды - циклические соединения, в состав которых
входит бензольное кольцо, что придает этим соединениям устойчивость и для
их окисления требуется повышенная температура. Они содержат алкены (0,030,4 доли), ненасыщенные (непредельные) углеводороды, имеющие цепную реакцию и двойные связи между атомами углерода. Они обладают значительно
большей реакционной способностью, но являются нежелательными компонентами топлива, так как склонны к окислению и образованию смеси при низких
температурах. Как правило, топливо характеризуется не количеством отдельных углеводородов (их определение весьма затруднительно), а групповым химическим и элементарным составом. Групповой химический состав характеризует содержание в топливе углеводородов различных гомологических рядов,
определяющих его физико-химические свойства. Элементарный состав показывает содержание в топливе отдельных элементов углерода, водорода, серы. В
связи с тем, что сера и азот содержатся в незначительных количествах, при расчетах ими пренебрегают. Средние показатели топлив приведены в табл.1.3.
Характеристика топлив
Топливо
Бензин
Дизельное
топливо
Таблица 1.3.
Элементарный мас- Молярная Теплота сго- Теплота сгорасовый состав
масса топлирания
ния смеси при
Р
3
С
Н
0
а= 1 кДж/кг·103
ва  Т ,
QН 10
кДж/кг
кг/(к моль)
0,855 0,144 0,001
110-0,35
44
38,0
0,86
0,13
0,1
180-200
42,5
36,6
К характеристикам топлива, его качества, относятся также плотность, вязкость, поверхностное натяжение, испаряемость, теплота сгорания, детонационная стойкость (бензин), цетановое число (дизельное топливо), склонность топлива к образованию отложений, стабильность, анти-коррозионность и др.
Плотность топлив и их вязкость приведены в табл.1.4.
Плотность автомобильных бензинов меняется с изменением температуры и
сорта незначительно, в то время как вязкость - на 50 %. Вязкость оказывает су-
18
щественное влияние на тонкость и однородность распыливания дизельного топлива и с понижением температуры с 293 до 253 К увеличивается в 7-8 раз. Для
хорошего распыливания вязкость должна летом находиться в пределах 3,0-8,0
сСт, зимой 2,2-6,0 сСт. Поверхностное натяжение также влияет на качество
распыливания топлива, и чем оно меньше, тем качественнее топливо.
Характеристики плотности и вязкости топлив
Топливо
Бензин автомобильный
Дизельное топливо Вода
Плотность
кг/м3
690-750
820-860
1000
 20 ,
Таблица 1.4.
Кинематическая вязкость
v20 ,
2
мкм /с (сСт)
0,6-0,9
2,2-8,0
1,0
Значение поверхностного натяжения  20 (кН/м) при 20°С для топлив
следующее:
Автомобильные бензины.............. .20-22
Дизельное топливо:
летнее ......................................30-31
зимнее...............................…...26-27
Вода……...........................………....72,5
Испаряемость топлива существенно влияет на протекание рабочего процесса,
пусковые качества двигателя. Она характеризуется теплотой испарения и фракционным составом. Следует иметь в виду, что высокая испаряемость нежелательна, так как возможно образование паровых пробок в топливной системе,
перебои в подаче, повышение давления смеси в карбюраторе.
Теплота испарения N (кДж/кг) следующая:
Бензин..............................280-310
Дизельное топливо…….270-290
Вода.................................2256
С увеличением температуры испаряемость улучшается, а теплота испарения
снижается. Наблюдается улучшение испаряемости при высоких скоростях движения смеси во впускном трубопроводе. Основным показателем испаряемости
является фракционный состав. Кривые фракционного состава различных топлив приведены на рис.1.6.
Из рис.1.6. видно, что для бензинов начало перегонки (кипения) происходит
при температуре 35-45°С, а заканчивается при 200°С. Начало перегонки дизельного топлива 3, 4, 5 происходит от 180-200 °С, а заканчивается при температуре 300-390 °С. Основные показатели топлив приведены в табл.1.4, бензинов в табл.1.5.
19
Рис.1.6. Кривые фракционного состава бензина и дизельного топлива.
Кривые для: 1,2- бензинов, 3, 4, 5 - дизельного топлива
Основные показатели автомобильных бензинов
Показатели
1
Детонационная стойкость, не менее:
Таблица 1.5.
2
Марка бензина
3
4
5
6
октановое число, определяемое по
66
72
76
85
89
моторному методу (ОЧ/м)
октановое число, определяемое по
не
не
-
93
98
0,41
0,82
0,82
35
-
35
-
35
-
исследовательскому методу (ОЧ/и)
Содержание ТЭС, г на 1 кг бензина,
не более:
нормир нормир
уется
0,60
уется
отсутст
вует
Фракционный состав бензина (перегоняется при температуре, 0С):
а) начало кипения, не ниже:
летний вид
зимний вид
35
не
норм.
35
не
норм.
20
1
2
3
4
5
6
б) 10%, не выше:
летний вид
зимний вид
в) 50 %, не выше:
летний вид
79
65
70
55
70
55
70
55
70
-
125
115
115
115
115
зимний вид
115
100
100
100
-
г) 90 %, не выше:
летний вид
зимний вид
195
160
180
160
180
160
180
160
180
-
205
185
195
185
195
185
195
185
195
-
500
500700
3
500
500700
3
500
500700
3
500
500700
3
500
-
5
10
600
5
10
900
5
7
900
5
7
900
0,12
Бесц-
0,10
зеле-
0,10
си-
0,10
жел-
ный
ний
тый
д) конец кипения:
летний вид
зимний вид
Давление насыщенных паров бензина, мм.рт.ст.:
летний вид, не более
зимний вид
Кислотность, мг
КОН на 100 мл бензина, не более
Содержание фактических смол, мг
на 100 мл
бензина, не более:
на месте производства
7
на месте потребления бензина
15
Индукционный период на месте 430
производства до этилирования
бензина не более, мин,
Содержание серы, не более %
0,15
Цвет бензина
Оран-
жевый ветный
3
Бензин АИ-93 может выпускаться без добавки ТЭС.
Автомобильные бензины маркируются буквой А и цифровым индексом, показывающим значение октанового числа, определенного моторным (ОЧ/м) или
исследовательским (ОЧ/и) методом.
Октановое число характеризует способность бензина противостоять детонации. Чем выше октановое число, тем меньше он детонирует. Октановое число
представляет собой объемное содержание изооктана в эталонной смеси изооктана и гептана (октановое число изооктана 100, гептана 0).
21
Для увеличения детонационной стойкости бензина в него добавляют этиловую жидкость (ЭЖ) и ароматические углеводороды. Этиловая жидкость состоит из тетраэтилсвинца (ТЭС) - антидетонатора и выносителя (диброметан,
хлорнафталин и др.). Выносители способствуют превращению свинца в летучие соли для предотвращения его отложений на стенках цилиндров, камерах
сгорания, свечах, клапанах. Количество ЭЖ составляет 0,5-1 см3 на 1 кг бензина. ЭЖ и этилированный бензин токсичны, бензин подкрашивается в оранжевый, красноватый или сине-зеленый цвет. В настоящее время от применения
ЭЖ отказываются.
В некоторых случаях в топливо добавляют фосфорные и борные присадки
для устранения калильного зажигания, которое может возникнуть в форсированных (по степени сжатия и частоте вращения) двигателях. Бензин должен обладать достаточной физической и химической стабильностью, так как при испарении легкокипящих фракций ухудшаются пусковые свойства и детонационная стойкость. Физическая стабильность характеризуется давлением насыщенных паров: чем выше давление, тем больше потери при хранении. Химическая
стабильность характеризуется индукционным периодом окисления. Чем больше этот период, тем более стоек бензин к смолообразованию.
Бензин проверяют также на кислотность, она не должна превышать 3 мг
КОН на 10 кг топлива. Содержание серы не должно превышать 0,0015.
Дизельное топливо.
Это тяжелые фракции прямой перегонки нефти. Для автомобильных двигателей применяют следующие его виды; ДЛ - дизельное (летнее) при температуре выше 273 К; ДЗ - дизельное зимнее (при температуре выше 243 К); ДА - дизельное арктическое (при температуре ниже 243 К); ДС - дизельное специальное для работы в закрытых помещениях. Основные показатели дизельных топлив приведены в табл.1.6. Дизельное топливо должно иметь короткий индукционный период (задержка воспламенения), что косвенно характеризуется цетановым числом, которое не должно быть меньше 40. Цетановое число (аналогично октановому) численно равно объемному содержанию цетана в смеси с аметилнафталином. У цетана оно составляет 100, а у а-метилнафталина 0. Чем
выше цетановое число, тем меньше период задержки самовоспламенения. Нарастание давления в последующем примет плавный характер, и работа двигателя будет протекать мягко. Если цетановое число меньше 40, работа двигателя
осуществляется жестко, с резкими перепадами давления и большими ударными
нагрузками. Хорошие пусковые свойства дизельных топлив наблюдаются при
цетановом числе 60-65 (см. табл.1.6). Повышение цетанового числа осуществляется введением присадок высокоплавких алкановых углеводородов.
22
Основные показатели дизельного топлива.
Таблица 1.6.
Марка дизельного топлива
Показатели
ДА
ДЗ
ДЛ
ДС
Цетановое число, не менее
45
45
45
50
Фракционный состав:
50 % перегоняется при температуре, °С
240
250
270
280
не выше
Вязкость кинематическая при темпера- 1,5-2,5 2,2-3,2 3,0-6,0 4,5-8,0
туре 20 °С, сСт
Кислотность, мг КОН на 100 мг
5
5
5
5
топлива, не более
Общее содержание серы, %, не более
0,4
0,6
1,0
1,0
Температура вспышки, определяемая в
закрытом тигле, °С, не ниже
30
35
40
90
Температура застывания, °С, не выше
-55
-35
-10
-15
Содержание фактических смол, мг на
100 мл
топлива, не более
30
40
60
60
Газообразное топливо. Газы, используемые в качестве топлива, подразделяются на естественные и искусственные. Естественные - природный газ, нефтепромысловые газы,
искусственные - доменный, генераторный, светильный
газ и т.д.
По теплоте сгорания выделяют три группы газов: высококалорийные
3
3
Qнр >20·10 ; среднекалорийные 10 - 20) 10 кДж/кг; низкокалорийные –
ниже 103 кДж/кг. Газы могут применяться как в сжатом, так и в сжиженном состояниях. В сжатом состоянии используются газы, имеющие низкую критическую температуру Т кр (для метана -87 °С) и остающиеся при любом давлении и
нормальной температуре в газообразном состоянии. В жидкость они превращаются при глубоком охлаждении. В настоящее время в газобаллонных автомобилях используются газы: природный, промысловый, коксовый, светильный.
После очистки от механических примесей и осушки их хранят в баллонах под
давлением до 20 МПа. Сжижению подвергаются пропан-бутановые газы, которые при давлении 1,6 МПа переходят в жидкое состояние. Характеристики
сжиженного газообразного топлива приведены в табл.1.7. Сжиженные газы обладают высоким запасом теплоты сгорания, низким давлением в баллонах,
удобны в обслуживании.
23
Таблица 1.7.
Основные физико-химические свойства компонентов, входящих в состав сжиженных газов,
при температуре 00С и давлении 0,1013 Мпа.
Характеристика Метан
1
Химическая
формула
Молекулярная
масса, кг/моль
Плотность газовой
фазы,
3
кг/м
Плотность
жидкой фазы,
кг/м3
Температура
кипения, 0С
Температура
критическая, 0С
Давление критическое, МПа
Удельная теплоемкость газа,
кДж/(кг0С):
-при 00С и постоянном давлении
Этан
Этилен
Пропан Пропилен н -Бутан
Изобутан
н -Бутилен
Изобутилен
10
изоС4Н8
Пентан
2
3
4
5
6
7
8
9
11
СН4
С2Н6
С2Н4
С3Н8
С3Н6
н-С4Н10
изо-С4Н10
н-С4Н8
16,04
3,07
28,05
44,1
42,08
58,12
58,12
56,1
56,4
72,15
0,720
1,356
1,261
2,019
1,915
2,703
2,665
2,55
2,5
3,457
-
546
566
528
609
600
582
646
646
645
-161
-88,5
-103,7
-42,1
-47,7
-0,5
-11,13
-6,9
3,12
36,07
-82,1
32,3
9,7
96,8
92,3
152
134,98
144,4
155
196,6
4,58
4,82
5,03
4,21
4,54
3,74
3,62
3,945
4,1
3,33
2,171
1,65
1,465
1,554
1,432
1,596
1,596
1,487
1,604
1,6
С5Н12
24
1
-при 0 С и постоянном объеме
Удельная теплоемкость
жидкой фазы,
кДж/(кг0С)
Низшая теплота сгорания газовой
фа3
зы,МДж/м
Скрытая теплота испарения,
кДж/кг
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
1,645
1,373
1,163
1,365
1,222
1,457
1,457
1,339
1,445
1,424
3,461
3,01
2,415
2,23
-
2,239
2,239
-
-
2,668
35,76
63,65
59,53
91,14
86,49
118,53
118,23
113,83
113,83
1461,18
512,4
487,2
483
428,4
441
390,6
382,9
441,6
399
361,2
-
0,745
0,8
0,51
0,52
0,386
0,386
0,4
0,4
0,312
9,53
16,66
14,28
23,8
22,42
30,94
30,94
28,56
28,56
30,08
2045
2100
2285
2110
2220
2120
2120
2200
2200
0
Объем паров с
1 кг сжиженных газов, м3
Теоретически
необходимое
количество
воздуха для горения
газа,
3 3
м /м
Жаропроизводительность,0С
2180
25
1
Температура
воспламенения,0С
Октановое число
Вязкость газа
кинематическая
106 м2/с
Вязкость жидкой фазы динамическая,
106Па·с
Пределы воспламенения горючих газов в
смеси с воздухом при нормальных условиях, %:
нижний
верхний
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
545800
530694
510-543
504588
455-550
430-569
490-510
440-500
400440
284-510
11
125
100
125
115
91
99
80
87
64
14,71
6,45
7,548
3,82
4,11
2,55
2,86
3,12
3,18
2,18
66,64
162,7
-
135,2
130,5
210,8
188,1
-
-
284,2
5
15
3
12,5
3
32
2
9,5
2
11
1,7
8,5
1,7
8,5
1,7
9
1,7
8,9
1,35
8
26
1.6. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Двигатели различных энергоустановок работают в различных скоростных и
нагрузочных режимах. Оптимальными считаются такие, при которых обеспечивается работа с номинальной мощностью, максимальным крутящим моментом и
минимальным расходом топлива. Потребляемая мощность, а следовательно, и
мощность двигателя на ТЭЦ зависит от времени года, времени суток, состояния двигателя, причем она непрерывно меняется. Для оценки мощностных и экономических показателей используются характеристики двигателя. Они представляют собой зависимость основных показателей (мощность, крутящий момент,
расход топлива и др.) от параметров работы: частоты вращения, нагрузки и др.
Основными являются скоростные, нагрузочные и регулировочные характеристики.
Скоростная характеристика. Скоростной характеристикой двигателя называется связь мощности, крутящего момента, удельного расхода с частотой вращения
коленчатого вала при постоянном положении дроссельной заслонки или рейки
насоса (рис. 1.7)
Различают внешнюю скоростную характеристику (при максимальном открытии
дроссельной заслонки или крайнем положении рейки насоса, когда достигается
наибольшая мощность данного двигателя, и частичную - при не полностью открытой дроссельной заслонке (кривые А на рис1.7). Для коленчатого вала характерны: 1) nmib - частота вращения вала, при которой возможна устойчивая работа
двигателя с полностью открытой дроссельной заслонкой nmib = 400 - 600 об/мин в
случае работы на холостом ходу); 2) nM - частота вращения, соответствующая наибольшему крутящему моменту M кр. max и наибольшему среднему эффективному
давлению ре ; 3) n N -частота вращения, соответствующая наибольшей мощности
двигателя; 4) V г - частота вращения, соответствующая холостому ходу при полностью открытой дроссельной заслонке (ограничитель или регулятор).
Внешняя скоростная характеристика дизеля с регулятором представлена на
рис.1.8. Максимальная мощность находится в зоне дымления и располагается вне
регуляторной ветви кривой. Эффективная мощность сначала, как видно из приведенных характеристик, возрастает с увеличением частоты вращения до максимальной, а затем уменьшается. Это связано с тем, что с ростом п падает среднее
индикаторное давление за счет ухудшения наполнения двигателя и увеличения
механических потерь. Скоростные характеристики получают на стендах.
Нагрузочная характеристика. Нагрузочная характеристика представляет собой зависимость удельного расхода топлива g e от мощности двигателя при неизменной частоте вращения. На рис.1.9 показана нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя. Данные для постоянной частоты вращения получают изменением положения дроссельной заслонки и изменением нагрузки на двигатель.
Изменение расходов носит почти линейный характер. Резкое увеличение расхода
происходит при нагрузках, близких к максимальным, из-за значительного обогащения горючей смеси.
,кВт; М кр ,кг·м; g e , г/(кВт·ч)
Ne
27
Рис. 1.7. Внешняя и частичные скоростные характеристики двигателя
Рис. 1.8. Нагрузочная характеристика дизеля
Возрастание расхода при большом открытии дроссельной заслонки обусловлено
включением экономайзера. На режимах с прикрытой заслонкой увеличение
удельного расхода объясняется ухудшением рабочего процесса (ухудшение на-
28
полнения, увеличение коэффициента остаточных газов, снижение механического к.п.д.).
Нагрузочная характеристика дизеля представлена на рис 1.8. Вначале при
увеличении у часового расхода (и нагрузки) удельный расход уменьшается (точки
1-2) из-за улучшения процесса сгорания и снижения механических потерь. При
дальнейшем увеличении подачи топлива рост мощности сохраняется, но удельный расход возрастает, так как уменьшается V и
ухудшается процесс сгорания. Точка 3 характеризует процесс сгорания на границе дымления. Если еще увеличить подачу, то мощность весьма незначительно
возрастет, но резко увеличится g e (3-4) и снизится а. Развиваемая мощность является максимальной (точка 4) при данной частоте вращения и а = 1. При дальнейшем увеличении подачи мощность уменьшается, так как резко ухудшаются условия сгорания и возрастает удельный расход (точки 4-5). При эксплуатации часовой расход не должен быть больше, чем в точке 3; в противном случае при
дальнейшем увеличении расхода двигатель начнет дымить и перегреваться.
Рис. 1.9 Нагрузочная характеристика карбюраторного двигателя
29
Рис. 1.10. Внешняя скоростная характеристика дизеля с регулятором
Регулировочные характеристики. К регулировочным характеристикам относятся зависимости мощности и удельного расхода от расхода топлива, состава смеси,
температуры масла, воды, угла опережения зажигания, впрыска топлива и т.д.
Они снимаются как при полной, так и при частичной нагрузке. Наиболее часто
снимается регулировочная характеристика при постоянной частоте вращения и
оптимальном угле опережения зажигания, показывающая зависимость мощности
и удельного расхода от расхода (рис. 1.10). На характеристике выделяются две
точки: соответствующая максимальной мощности и соответствующая минимальному удельному расходу топлива. Максимальная мощность развивается при несколько обогащенной смеси вследствие увеличения скорости сгорания. Минимальный расход получается при обеднении смеси (а = 1,05 - 1,15). Однако при
дальнейшем увеличении, а скорость сгорания уменьшается, работа двигателя становится неустойчивой и сопровождается падением мощности. Эксплуатационные
регулировки располагаются между максимальным расходом топлива и наибольшей мощностью.
В некоторых случаях для определения экономичности и мощности двигателя на
нескольких режимах работы снимается многопараметровая характеристика. Для
оценки антидетонационных качеств двигателя снимается детонационная характеристика, представляющая собой зависимость октановых чисел бензина, требующихся для работы двигателя на границе детонации от какого-либо режимного параметра (угла опережения зажигания, частоты вращения и др.).
30
2.Специальные двигатели.
К специальным двигателям относятся поршневые двигатели внутреннего
сгорания: роторно-поршневые, свободно-поршневые, двигатель Меркера, Баландина, Пылкова. В настоящее время наиболее отработанными и находящими промышленное применение является роторно-поршневые двигатели
(двигатели Ванкеля) и свободно-поршневые.
Роторно-поршневые двигатели (РПД). В таких двигателях возвратнопоступательное движение поршня, характерное для поршневого двигателя, заменено вращательным движением ротора. К основным элементам двигателя
(рис.2.1) относятся корпус специального профиля, эксцентриковый вал, с которого снимается мощность, и свободно установленный на этом валу треугольный ротор с выпуклыми сторонами. С одной стороны рабочей полости в корпусе имеются впускные и выпускные окна, а с другой установлена свеча зажигания или форсунка. Центр ротора вращается вокруг центра вала, а вращательное движение ротора создается обкатыванием закрепленной в роторе шестерни внутреннего зацепления вокруг неподвижной шестерни внешнего зацепления, установленной в
корпусе.
Ротор имеет торцевые уплотнения и в вершинах углов - радиальные уплотнения, в результате чего между ротором и корпусом образуются три изолированные
полости А, Б и В. При планетарном движении ротора полости перемещаются, и
их объем за один оборот ротора дважды увеличивается и дважды уменьшается.
Это позволяет в каждой из полостей за один оборот ротора последовательно осуществлять процессы впуска, сжатия, сгорания и расширения, выпуска, составляющие четырехтактный цикл.
Рассмотрим процессы, происходящие в рабочих полостях при различных положениях ротора.
Позиция I (рис. 2.1). В полости А начинается впуск, в то время как в полости Б сжатие, а в полости В - расширение.
Позиция II. В полости А продолжается впуск, в полости Б, объем которой стал
минимальным заканчивается сжатие, к свече подводится высокое напряжение и с
помощью электрической искры горючая смесь воспламеняется и сгорает, а в полости В осуществляется выпуск.
31
Рис. 2.1 Принципиальная и кинематическая схемы роторно-поршневого двигателя:
1 — выпускной канал; 2 — впускной канал; 3 - корпус; 4 - зубчатое колесо с внутренним зацеплением; 5 - свеча; 6 - неподвижное зубчатое колесо с наружным зацеплением; 7 — ротор
Позиция III. В полости А заканчивается впуск, в полости Б происходит расширение газа (рабочий ход), в полости В заканчивается выпуск.
Позиция IV. В полости А происходит сжатие, в полости Б продолжается рабочий ход, полость В сообщается с впускными и выпускными каналами (период перекрытия каналов) и происходит продувка этой полости.
К начальной позиции I эксцентриковый вал делает один оборот, а ротор поворачивается вокруг своей оси на одну треть оборота. При этом совершается один
цикл, но процессы цикла протекают в разных полостях. В каждой из полостей
цикл совершается за полный оборот ротора или за три оборота экцентрикового
вала.
Механический КПД роторно-поршневых двигателей несколько выше, чем
поршневых ДВС за счет уменьшения потерь на трение и составляет  м ех = 0,85 ÷
0,9 при номинальной мощности.
32
Свободно-поршневые генераторы газа (СПГГ). Такие установки являются
комбинацией ДВС и ГТУ, причем ДВС выполняют роль генератора газа для ГТУ
(и камеры сгорания) и одновременно приводит в действие воздушный компрессор
(поршни у двигателя внутреннего сгорания и компрессора общие, дифференциального типа) (рис. 2.2).
Рис.2.2 Схема свободно-поршневого генератора газа:
I — рабочая полость генератора газа; 2 — рабочая полость
компрессора; 3 — буферная (аккумуляторная) полость;
4 – поршень компрессора; 5 - газовая турбина;
6 — выпускные окна; 7 - ресивер газа перед турбиной;
8 - впускные окна; 9 - поршень двигателя.
Пневматические буферы, находящиеся с внешней стороны компрессорных
поршней, являются аккумуляторами для осуществления обратного хода поршней.
Мощность газовой турбины передается потребителю. Генератор газа для ГТУ
можно создать на базе как четырехтактного, так и двухтактного ДВС.
Свободно-поршневые дизель-компрессоры (СПДК). Такие установки являются комбинацией ЛВС и поршневого компрессора для выработки сжатого воздуха. Свободно-поршневые дизель-компрессоры в отличие от свободнопоршневых генераторов газа работают как обычные двухтактные дизели с прямоточной продувкой с противоположно движущимися поршнями, и вся его мощность затрачивается на сжатие воздуха в полостях компрессора. Ускорение поршней, а следовательно, и средняя скорость во время прямого хода значительно
больше, чем при обратном ходе. Вследствие этого сокращается длительность
прямого хода по сравнению с обратным. В СПДК узлов трения больше, чем в
двигателях внутреннего сгорания или поршневом компрессоре, отдельно взятых,
поэтому механический КПД невысок,  м ех = 0,5 ÷ 0,6.
33
3. Газотурбинные установки.
Газотурбинная установка представляет собой двигатель, в котором преобразование теплоты в полезную механическую работу осуществляется последовательно в два этапа. Вначале на первом этапе в направляющем аппарате осуществляется преобразование потенциальной работы в кинетическую энергию, а затем
на втором этапе кинетическая энергия преобразуется в механическую на рабочих лопатках и передается непрерывно вращающемуся валу (turbo- волчок, turbine - вихреобразный).
Основным принципом различия поршневых и турбинных двигателей является особенности осуществления круговых процессов. В поршневом двигателе
основные процессы цикла (сжатие, подвод теплоты, расширение) осуществляются
последовательно, сменяя друг друга в одном и том же замкнутом объеме.
В турбинных двигателях эти процессы осуществляются непрерывно в независимых элементах машины, последовательно расположенных в общем потоке
рабочего тела (компрессор - сжатие, камера сгорания - подвод теплоты, турбина расширение). Соответственно различаются и исходные понятия работы. Термодинамическая   PdV в поршневых и потенциальная W  VdP- турбинных.
В зависимости от способов подвода теплоты, организации рабочих
процессов сжатия и расширения газотурбинные установки могут быть выполнены по двум основным схемам: 1) закрытые (замкнутые),
2) разомкнутые (открытые) циклы.
Замкнутый цикл. Это цикл, в котором не происходит замены рабочего
тела. Все процессы сжатия, подвода теплоты, расширения осуществляются в
непрерывной последовательности с одним и тем же неконденсирующимся
рабочим телом (газом), который находится под относительно высоким давлением (0,4÷1,0МПа). Подвод и отвод теплоты в этом случае осуществляется
через теплопередающие поверхности – теплообменные аппараты поверхностного типа: воздушных, котлах-нагревателях, холодильниках. Сгорание топлива
в этом случае является внешним и в качестве топлива можно
использовать любой вид горючего (твердое, жидкое, газообразное).
Наибольшее распространение получили схемы ГТУ открытого типа, в которых рабочее тело подвергается замене после расширения его в турбине и
последующего регенеративного охлаждения.
Принципиальная схема ГТУ замкнутого цикла приведена на рис. 3.1
34
Рис. 3.1 Принципиальная схема ГТУ замкнутого цикла
1- холодильник; 2 - ОК; 3 - регенератор; 4 - котел-нагреватель; 5 - турбина;
6 - нагнетатель силовой агрегат; В - подвод топлива; L - подвод воздуха.
Принципиальная схема простейшей овальной установки приведена на рис. 3.2
В простейших ГТУ процессы осуществляются следующим образом:
Схема одновальной ГТУ
Рис. 3.2 Схема одновальной ГТУ.
1 - Осевой компрессор; 2 - Камера сгорания; 3 - Турбина; 4 – Нагнетатель; В – подвод топлива; L - подвод воздуха
Рабочий процесс ГТУ простейших схем осуществляется следующим образом: атмосферный воздух, пройдя систему фильтров поступает на вход ОК
(1), где происходит его процесс сжатие - (1-2) до Р2  5  15 атм и температуры ( t c  180  280 0С), после чего сжатый воздух поступает в К.С. 2, куда одновременно подается топливо и разделяется на 3 потока. Меньшая его часть
непосредственно участвует в сгорании подведенного извне топлива, часть
идет на охлаждение стенок камеры сгорания и жаровой трубы, а оставшаяся
35
часть на охлаждение продуктов сгорания для снижения температуры до
величины обусловленной термостойкостью лопаток и дисков турбины после
расширения в турбине ( t z  700  900 0С), продукты сгорания с
t s  400  500 0С удаляются в окружающую среду.
Мощность развиваемая турбиной идет на привод О.К. (большая ее часть
60÷70 %) и на привод полезной нагрузки (нагнетателя) – меньшая часть.
Основные стадии процесса осуществляются одновременно, но в разных
частях машины. Рабочие процессы в элементах газового двигателя приведены на рис. 3.3. В Р -V координатах площадь, ограниченная процессами (1-2, 23, 3-4, 4-1), представляет собой величину работы газового двигателя. В Т – S
'
координатах площадь S 5236
представляет собой количество подведенной теп'
лоты; площадь S 41156
- количество отведенной теплоты, а разность площадей
графически представляет собой количество теплоты преобразованное в полученную механическую работу.
а) осевой
компрессор
б) камера
сгорания
в) турбина
г) изображение цикла в Р – V
д) изображение цикла в Т – S
координатах
координатах
Рис. 3.3 Рабочие процессы в элементах газового двигателя.
а - осевой компрессор; б - камера сгорания; в - турбина; г - изображение цикла
в Р – V координатах; д - изображение цикла в Т – S координатах.
36
Для повышения эффективности ГТУ - увеличения к.п.д. и уменьшения
расхода топливного газа применяются сложные схемы. Одной из наиболее
широко используемых является схема ГТУ открытого цикла (двухвальная) с
регенерацией теплоты отходящих газов, приведенная на рис. 3.4.
Рис. 3.4 Схема ГТУ открытого цикла (двухвальная) с регенерацией теплоты отходящих газов
1 - осевой компрессор; 2 – регенератор; 3 – камера сгорания; 4 – турбина высокого давления; 5 – турбина низкого давления; 6 – силовой агрегат; t – температура; р – давление соответствующих индексов: а – на входе в осевой компрессор, с – на выходе из осевого компрессора, ν – на выходе из регенератора, z – на выходе из камеры сгорания, s – на выходе из турбины.
Атмосферный воздух поступает в компрессор 1, где происходит его сжа0
тие до
С  Pc / Pcm  10 ÷15 с повышением температуры до 180÷200 С, предварительно воздух нагревается в регенераторе от продуктов сгорания и затем поступает в камеру сгорания, куда под давлением подается топливо (газ, жидкость),
после чего продукты сгорания поступают на лопатки турбины высокого, а затем
низкого давления. ТВД соединена с валом ОК и приводит его во вращение. Между ТВД и ТНД связь только газовая (валы разные). ТНД (силовая турбина) приводит во вращение силовой агрегат (генератор, нагнетатель), а продукты сгорания
поступают в регенератор, а затем в окружающую среду. Эффективность работы
регенератора оценивается степенью регенерации,  
tv  te
 1 , которая представt s  te
ляет собой отношение фактического подогрева воздуха к максимально возможному (   0,75÷0,85). Применение регенератора увеличивает К.П.Д. на 3÷7% одновремменно с положительным эффектом использования регенератора он является дополнительным гидравлическим сопротивлением в газовоздушном тракте, что
приводит к снижению давления воздуха и продуктов сгорания на входе в турбину.
Это отрицательное последствие использования регенератора, т.к. это приводит к
снижению мощности развиваемой турбиной. Для уменьшения гидравлических
37
сопротивлений в газовоздушном тракте регенеративных ГТУ используются трубы большего диаметра (воздуховоды, газоходы), причем эффективность регенерации теплоты тем выше, чем ниже К.П.Д. ГТУ. Двухвальные ГТУ значительно
лучше приспособлены к переменным режимам работы, т.к. силовая турбина в
этом случае может работать с переменной частотой, в то время как ТВД поддерживает приблизительно постоянную частоту вращения вала ОК и позволяет ему
работать в устойчивой зоне без возникновения помпажных явлений. При работе
на номинальном режиме различия между одно и двухвальными ГТУ нет.
Схемы газотурбинных установок с многоступенчатым сжатием и расширением.
Для повышения эффективности ГТУ используются схемы с многоступенчатым
сжатием и расширением. Многоступенчатое сжатие (расширение) это процесс
сжатия (расширения) рабочего тела с промежуточным охлаждением (подводом
теплоты) между ступенями. Эти схемы значительно сложнее и используются в
стационарных условиях на ТЭЦ, ТЭС. Принципиальная схема подобной установки приведена на рис. 3.5.
Рис. 3.5. Принципиальная схема ГТУ с многоступенчатым сжатием и расширением.
1,1а – ступени осевого компрессора; 2,2а – камеры сгорания; 3,3а – ступени
турбины; 4,5 – холодильники; 6,6а – силовые агрегаты.
Эти схемы значительно сложнее, однако они позволяют увеличить степень
расширения рабочего тела и тем самым увеличивается е установки. Следует различать также понятия газотурбинный двигатель ГТД и газотурбинная
установка. Газовый двигатель - система основных элементов, в которых осуществляется изменение состояния рабочего тела (ОК-Кс-Т-Р-Р, холодильник).
ГТУ - это система элементов Г.Д. и его вспомогательных устройств (топливных насосов, маслонасосов, систем регулирования, пуска и т.д.). Одной
из перспективных схем, которые в настоящее время начинают широко применяться в теплоэнергетике является схема парогазового цикла, которая приведена на рис.3.6.
38
Рис. 3.6. Принципиальная схема парогазовой установки.
1 – паровой котел; 2 – паровая турбина; 3 – генераторы; 4 – конденсатор; 5 –
питательный насос; 6 – осевой компрессор ГТУ; 7 – камера сгорания ГТУ; 8 –
турбина ГТУ; 9 – подогреватель питательной воды.
3.1.Основы термодинамического расчета ГТУ
Процессы сжатия в осевом компрессоре (ОК) и расширения в турбине (Т)
осуществляются в потоке рабочего тела как энергетические. Основной характеристикой таких процессов является работа - потенциальная работа потока (работа на перемещение рабочего тела из области одного давления в область другого давления).
Рабочим телом, как в осевом компрессоре, так и в турбине принимается
идеальный газ ( v  RT ). Следовательно, функции состояния: энтальпия, внутренняя энергия, теплоемкости являются функциями только температуры. А ко t 
эффициент Джоуля-Томсона Dh     0 . Применение этих законов оправ p  h
дано невысоким давлением сжатия - расширения (0,6 1,6 МПа) в осевом компрессоре и турбине. В действительности рабочими телами в ГТУ являются многокомпонентные реальные газы ( влажный воздух в О.К., продукты сгорания
вместе с воздухом в Т.). Однако для них практически невозможно построить
таблицы и диаграммы, аналогичные и столь же точные как паровые таблицы и
диаграммы однокомпонентных рабочих тел паровых двигателей. В этом случае в
качестве рабочих тел эталонных ГТУ принимают идеальные газы того же состава.
В качестве эталонного процесса сжатия и расширения принимается адиабатический Q  0  . Следует отметить, что он наиболее близок к реальным
процессам и в расчетном отношении является наиболее простым.
39
Соотношения работ как по ОК так и по Т могут быть получены на основании I начала термодинамики для потока рабочего тела
q
тогда



 0 ; q  h  A
(3.1)
h   Aw
 
(а)
для осевого компрессора   0
1,2  0 имеем интегрируя (а)
для турбины

1.2
1, 2 
1
h1  h2 
А
(б)
2
AW1, 2
P
K
 H 1  H 2    VdP  
MP1v1 1   1, 2   AMRT1 E x  ln 1
P2
K 1
1
(3.2)
K 1 
K 1 






K
К
 P 
 K 1
  P2  K 
 
 Р1v1 1   2 

RT
1

1
P 


P1 
К 1
K



  1 

(3.3)

1, 2

K  1
 P  K
 
 еx
 P1 
K   1 P2

ln
K
P1
обозначаем
тогда
(а)
(б)
преобразуем (а)
 1, 2 
K
K
1 еx
x

RT
1

е

RT
 x (в)
1
1
x
K  1
K  1

1 еx
  x  получим
обозначаем
x
12 
К
K   1 P2



RT

x

ln

1
P1
К  1
K
 1, 2 
P2 v 2
P1v1
 v1 
 
 v2 
K  1
P
  2
 P1



RT1x  ln
K  1
K  1
K
P2
P1
(г)
(д)
и уравнение работы имеет вид
1, 2  AММR
1  x  ln
P2
P1
(3.4)
с другой стороны
где
1, 2  Н1  Н 2  МСртТ1  Т 2  ,
(а)
К  С pm Сvm
(б)
(3.5)
40
в связи с тем, что процессы сжатия - расширения адиабатические (внешнеадиабатические) К показатель вшешнеадиабатического процесса, который определяется из уравнения:
К 
К
1   К  1
(в)
 W - коэффициент необратимых потерь работы в процессе сжатия и
расширения.
Для сжатия знак (-) , расширения (+). Этот показатель всегда меньше показателя
адиабаты при расширении и больше при сжатии
 W для современных ГТУ (0,1÷ 0,15).
Переход к реальным работам ( индикаторные процессы сжатия и расширения)
осуществляется введением в эти уравнения относительных адиабатических к.п.д.
О.К. и турбины  ic и iz .
Они определяются как соотношения работ (адиабатических теплоперепадов) реального и идеального процессов и выступают как характеристики совершенства
реальных процессов.
wc
w z
 iz 
(3.5)  ic   (3.5а) или:
wc
wz
шя 
 ic ,  ic
hiz
hz
(3.6)
 ic 
hc
hic
(3.6а)
- индикаторные к.п.д. О.К. и Т.
hiz . hic
Тогда:
- величины работ сжатия и расширения, отнесенные к 1кг сухого
воздуха поступившего на входе в О.К.
AW1, 2
P
P
1
1 AR
hic 

ART1 E x  ln 1 
Ta E xc  ln c
(3.7)
MA
ic
P2 ic  x
Pa
1
hic 
C pmx Tc  Ta 
(3.7а)
iс
 x - приведенная молекулярная масса влажного воздуха, определяемая в
зависимости от концентрации водяного пара по уравнениям смеси.
1
М
1
1


  s
(3.8)
 х М a
 H 2O
 а  28,97
- молекулярная масса сухого воздуха;
 Н О  18,016 - молекулярная масса водяного пара;
 S
- количество водяных паров, поступивших на вход в О.К.;

- относительная влажность воздуха (   0,3÷0,7);
2
э
41

Рп М п

Рв М в
(а) - количество водяного пара в кг сухого воздуха,
содержащегося при полном насыщении   1 кг/кг
AR  1,9858  2
Та
ккал
кдж
 8,314
кмоль
кмоль  к
- температура на входе в О.К. tа (tнар –  tвх);
С  Pc Ра
- соотношение давлений сжатия по О.К.;
Ра
- давление воздуха на входе в О.К.;
Ра  Рнар  Рвх
(3.9)
Р вх = 80÷150 мм.в.ст.;
Pвх
- потери давления на входе (в диффузоре).
Рс  С  Ра
(3.10)
Работа расширения в турбине
Индикаторная работа:
AWiz
P
P
hiz 
 iz ARTi E x  ln 2  iz ARTz E x z  ln z
Ma
P1
PS
hiz  iz
где:
0
Pz
0 
Tz TS 
 iz C pm
PS
Tz E x z  ln
(3.11а)
 0 - молекулярная масса продуктов сгорания
1
0

AR
(3.11)

1
x

M


1
  S
a
1
H O
2

M

(3.12)
- коэффициент избытка воздуха

Mp
Mt
 36
M - коэффициент молекулярного изменения продуктов сгорания по сравнению
с воздухом
 
r

 0
1   a
 - характеристика элементарного состава топлива
(3.13)
42
P
P
H
O

4,032 32

CP
SP

12,01 32,06
(3.14)
r0 - мольное содержание кислорода в воздухе
T z - температура продуктов сгорания на входе в турбину
C z  Рz Ps - соотношение давлений расширения на турбине
Pz  Pc  Pkc  P2
(3.15)
Pkc - гидравлическое сопротивление камеры сгорания 800÷1200 мм.в.ст.
P 2 -
гидравлическое сопротивление воздушной стороны регенератора
800  1100 мм.в.ст.
PS - давление на выходе из турбины
P S  Pнар  Р1
Р1
(3.16)
- гидравлическое сопротивление
газовой стороны регенератора
Р  300  400 мм.в.ст.
Теплоемкость продуктов сгорания (вычисление удельного водяного эквивалента) может быть определена из соотношения
0 
0 
С pm
 М С рт
М а  С pma   s C pH 2O  С р 
(3.17)
СР L  CРТ L0 ;
Ср   СРТ L0
Теплоемкость влажного воздуха на входе в О.К.
Срmx  Cpma   s C pH 2O
(3.17а)
Ср ma - теплоемкость сухого воздуха
Ср ma  f t ma  ;
t ma 
tc  ta
2
Ср -предельное
приращение водяного эквивалента продуктов сгорания по
сравнению с влажным воздухом.
Ср 
C
lim

при 1
0
p
 C pmk

В расчетах принимается, что низшая теплота сгорания топлива Qнр не зависит от температуры реакции горения и Ср равно отношению теплоемкости топлива Срт к теоретическому расходу воздуха.
Ср  С РТ L0
(3.18)
43
Эффективные показатели (работы сжатия и расширения) определяются на
основании известных индикаторных величин работ введением в расчетные соотношения механических к.п.д. турбины и осевого компрессора.
hc
1
hec  htc

 mexc  mex  ie
hez  mex  hiz  mexz  iz  hz
 техс и  техz .
(3.19)
(3.20)
( техс  теxz =0,98÷0,99)
Удельная индикаторная работа ГТУ определяется как разность работ турбины и
О.К.
hi  hiz  hic
(3.21)
В поверочных расчетах ГТУ эти соотношения используются для определения
конечных температур рабочего тела при сжатии tc и при расширении ts
h
1
АR
t с  t a  ic  t a 

 Ta  E  с  ln C
(3.22)
C pmx
 ic  x С pmx
ts  t z 
hiz
AR
 t z  iz
T E  Z ln Cz
о
C рт
C рm Z
(3.22a)
о
В этом случае значение удельных водяных эквивалентов С pmx C рт
в первом
приближении выбираются при соответствующих известных температурах (tz’ ta),
а во втором приближении по соответствующим среднеарифметическим значениям температуры ( 0,5t z  t s  , 0,5t c  t a ). Эталонные процессы обратимого цикла ГТУ оказываются весьма далекими от действительности. Переход от эталонных процессов к реальным осуществляется введением в расчеты понятий относительных адиабатических к.п.д. турбины и О.К. iz ,  ic , к.п.д. камеры сгорания rc ; и иногда используется характеристика проточной части (характеристика
сети), представляющие собой соотношение адиабатического теплоперепада при
сжатии к адиабатическому теплоперепаду при расширении в условиях фактического соотношения давлений сжатия и расширения.
cz 
hc z 
; в обратимом процессе cz  1
hc 
CZ  C
Определение наивыгоднейших процессов ГТУ осуществляется путем проведения вариантных расчетов сжатия , подвода теплоты, расширения при некоторых исходных данных в функции соотношения давлений сжатия С  Рс Ра
Причем исходными данными являются : мощность Nе, расчетная температура и
давление наружного воздуха ( tнар , рнар )
, температура продуктов сгорания перед
турбиной t z ; значение относительных адиабатических к.п.д. и механических
к.п.д. турбины и осевого компрессора. ic ,iz ,техс,техz , и принимаются также
к.п.д. камеры сгорания kc , принимаются или рассчитываются в процессе расчета величины гидравлических сопротивлений по газовоздушному тракту ГТУ
P , P , P
вх
1
2
44

, Pkc , Pвых . На основании расчетов строятся графики зависимости
изменений индикаторного к.п.д. и индикаторной работы газотурбинной установки от соотношения давления сжатия при принятых значениях индикаторных к.п.д.
турбины и осевого компрессора при переменных значениях температуры наружного воздуха и неизменной температуре продуктов сгорания или при постоянной
температуре наружного воздуха и изменении температуры продуктов сгорания
перед турбиной.
На рис. 3.7. приведены зависимости удельных индикаторных работ hi и
к.п.д. ηi для газотурбинной установки без регенерации теплоты.
Рис. 3.7. Изменение индикаторной работы hi и к.п.д. ηi ГТУ в зависимости от
соотношений давлений сжатия С при значениях ηiz= ηic=0,85 для условий
а) температура наружного воздуха tа - 1 - -15ºС; 2 – 0 ºС; 3 - -15ºС; 4 - -30ºС
при неизменном значении tz. б) температура наружного воздуха tc=idem, при
переменном значении tz 1 - 850 ºС; 2 – 800 ºС; 3 – 750 ºС; 4 – 700 ºС.
Эти графики построены для газотурбинной установки без регенерации теплоты
(   0 ) в зависимости от соотношения давления сжатия. Как видно из графиков
наивыгоднейшие соотношения давлений сжатия
из условия максимального
индикаторного к.п.д. и максимальной работы установки не совпадают между собой и кроме того практически недостижимы по условию максимального индикаторного к.п.д. для существующих осевых компрессоров. Оказывается также, что
по мере роста температуры продуктов сгорания за счет применения термостойких материалов и улучшения проточной части осевого компрессора (его аэродинамики) оптимальные значения соотношения давления сжатия смещаются в сторону больших значений. Это обстоятельство вынуждает в условиях ГТУ без регенерации теплоты выбирать значение индикаторного и эффективного к.п.д. и
удельной работы установки по условию предельно достижимого соотношения
давления сжатия в осевых компрессорах (С=10÷16)
Определение наивыгоднейших режимов в ГТУ с регенерацией теплоты
при принятых граничных условиях (   Tz T ) и индикаторных коэффициентов
a
полезного действия осевого компрессора и турбины ( ic ,iz ) как правило начинают с вариатных расчетов для определения графической зависимости эффек-
45
тивного к.п.д. от соотношения давления сжатия и степени регенерации с учетом теплового напряжения регенератора ( q ), которая характеризует его геометрические размеры и позволяет определить гидравлические сопротивления ( P ).
В этом случае эффективный к.п.д. оказывается функцией трех переменных:
T  Tc
MC pm T  Tc 
Q

  f C, , q 
где q 
; 
(3.23)
Ts  Tc
H
H
1 - qφ =3500 Вт/м2
2 - qφ =3000 Вт/м2
3 - qφ =2500 Вт/м2
1 – φ = 0,6
2 – φ = 0,7
3 – φ = 0,8
Рис. 3.8. Зависимость удельной индикаторной работы hi и к.п.д. ηi регенеративных ГТУ от степени регенерации φ и теплового напряжения регенератора qφ.
Из графических зависимостей (рис.3.8.) по условию максимального к.п.д. устанавливается значение характеристик наивыгоднейшего варианта ГТУ в зависимости от одной переменной –от теплового напряжения. Как видно из графиков
регенеративные схемы ГТУ имеют более высокие значения индикаторного и эффективного к.п.д. и, кроме того, эти значения смещаются в сторону меньших значений соотношения давлений сжатия, причем смещение оптимальных соотношений давлений сжатия по условию максимального индикаторного к.п.д. в сторону
меньших значений идет быстрее, чем по условию максимальной индикаторной работы, а при степени регенерации равной 0,5 для простейших схем оптимальное соотношение давления сжатия одновременно соответствует условиям
максимума индикаторного к.п.д. и индикаторной работы.
Выбор расчетного значения С расч ОК при проектировании ГТУ целесообразно
осуществлять исходя из дополнительных условий - условий эксплуатации ГТУ.
На компрессорных станциях магистральных газопроводов, где имеет место
частичный режим нагрузки, оптимальные значения С в этом случае следует
брать несколько выше, чем по условию наивыгоднейшего значения.
С расч  Сопт (1,1÷1,15)
(3.24)
тогда некоторое снижение е на номинальной нагрузке ( Сопт< С расч ) компенсируется относительно высоким значением к.п.д. у ГТУ на частичных нагрузках
N/N0 =(0,85÷9), на которых машина работает большую часть времени.
Существует метод определения наивыгоднейшего режима работы ГТУ без проведения вариантных расчетов, исходя из соотношений термодинамики.
Уравнение для удельной индикаторной работы имеет вид:
46
1
0  
hi  v z miz  C pm
Tz 1 
 z

1  i 

(3.25)
или

 z 1
1
0   z  1
hi  v z m iz C pm
Tz 


vс m iz   ic cz   
 z
(а)
где:
v z , v c - соответственно число ступеней расширения;
m
v z , сжатия v c ;
- коэффициент использования рабочего тела - величина отношения
количества рабочего тела, приходящего через регенератор и турбину ( М z ) к количеству рабочего тела, поступившего на сжатие
( М c ).
G
m z
(б)
Ge
 c , z - соотношение граничных абсолютных температур - наибольшей и
наименьшей в процессах адиабатического сжатия и расширения
AR
AR
Cpc
 с   P2 P  ;
1

Cpz
 z   P1 P 
2

(в)
v - соотношение числа ступеней расширения ( v z ) и сжатия ( v c )
v  vz
(г)
vc
 сz - приведенная характеристика сети газотурбинного двигателя с многократным сжатием и многократным расширением, учитывающая
влияние гидравлических сопротивлений сети ( С z C ), а также различия средних теплоемкостей рабочего тела в процессах адиабатического сжатия ( Срс )
и адиабатического расширения ( Срz ).
Условием получения наибольшей работы является:
 1  zv 1 
dhi
  0
 v z m iz  C pz Tz  2 
(3.26)
d z


i 
 z
Получаем соотношение абсолютных температур в процессе адиабатического
расширения в турбине, что соответствует условию получения максимальной
удельной работы.
1
 опт  lim  m  ic   z  cz  1v
i max
v
vz
vc
(3.27)
(а)
Соотношение граничных давлений сжатия С устанавливается из общего выражения характеристики сети:
47
 с 1 
С гс0   zv  1

С рс  cz
С  e
vc C pa
(3.28)
(б)
R
удельная работа:

1
hi  v z  m iz  C pz  Tz 1 
  опт
v
 1


 опт
1

1  i   v z  m   iz  C pz  Tz  опт

m   ic   iz cz  

  опт
(3.29)
и используя уравнения:
i 
hi
;
q
1 di 1 di 1 dg

 
 
i  z
hi d z q d z
1
0  
hi  vi m iz C pm
Tz 1 
 z
mv
q  C pm Tz  Tm  z
ic
1


  1  xi 

(в)
(г)
(д)
 zv 1
m il  iz  lz 
1 dhi  z2


 Fi
заменяя:
(е)
hi d z

1
1    1  i 
 z 
dT
1 dq
1


 m
(ж)
g d z  z   m d z
Получаем уравнение повышения температуры при наличии регенератора:

 1
1
1  1      1  z0  1


Tz  Tc   iz Tz 1   
Tz  Tm  Tz  Ts 
Tz 

  iz z
vz

v





z 
z
ic cz
z



dT
1
1 1    v zv 1
1

 m  2 
 2
 шя Е я d z  z
v z   ic iz  cz   z
условия наибольшего значения к.п.д.



(и)
i max
dT
1 di
1

 Fi 
 m 0
i d z
Tz  Tm d z
(к)
это выражение (к) подставляем в уравнение (и) и решаем относительно 
1 
1
 1   Fi
2
z  z 
1

vz
  1
v zv 1
 z 1
 z 1
1

F i




 z 
 z2  ic iz  cz    iz   ic iz  cz 
(з)
48
3.2 Влияние относительных коэффициентов полезного
действия осевого компрессора и турбины  ic и iz  , а также
гидравлических сопротивлений газовоздушного тракта на е ГТУ.
Как видно из уравнения работ сжатия и расширения относительные адиабат-
iz ,  ic оказывают существенное влияние на значение эффективного
к.п.д. ГТУ . Причем большее влияние оказывает iz .
ные к.п.д.
На рис. 3.9. приведена зависимость индикаторного к.п.д. ГТУ ηi от индикаторных к.п.д. турбины ηiz и компенсатора ηic.
Рис. 3.9. Зависимость индикаторного к.п.д. ГТУ ηi от индикаторных к.п.д.
турбины ηiz и компрессора ηic при разных соотношениях граничных температур Θ=Тz/Ta и одном значении соотношений давлений сжатия С=4.
Влияние iz на полезную мощность ГТУ можно выявить из соотношения
 kk1 
 Tc

k 1
 C z  1


C pmx Ta   1


T
N ic
h
Cz k
1
1
1
a




c
i 

 




N iz  ic iz hz  ic iz
 ic iz 
Ts   ic iz  1  1
0  
C pm Tz 1  
k 1
 Tz 
C k
(3.30)
Т.е. оказывается, что с ростом С  Рc / Pa при определенных значениях граничных
температур   Tz / Ta величина  i растет, что неблагоприятно для ГТУ , т.к.
приводит к росту мощности компрессора, выраженную в долях мощности турбины, однако величина полезной работы ГТУ возрастает, т.к. она определяется
разностью работ турбины и компрессора и , следовательно, чем меньше величина
этой разности, тем резче влияет понижение iz и
ГТУ  i , что следует из уравнения:
 ic
на внутренний к.п.д.
49
1
hz iz 
i 
 ic
hc
(а)
q
iz

e

Относительное изменение
iz (б)
тогда:
iz  eiz hz 
 
'
i
iz  eiz hz 
 i'   i 

1
hc
hic
1
 iz hz  hc
hic
Если
1
 ic
i
hc
(в)
 hc
(г) подставим:
 iz hz 1  e  

 1  i
1  e  i
e
 i  

1 
 1  i 1  i
 ic
g
 iz hz 
Заменим q в(в) из (а) q 
1
 iz hz 
1
 ic


e
 i  1 

 1  i
1
 ic
hc
hc
i 

1

 ic iz
 iz hz 1  e  

hc 

hz 

h 
1
 iz hz 1 
 c 
  ic iz h z 
i 
(3.31)

 i

например, принять : е  0,01 , то при i  0.67
i' / i  1  0.03 ,
i' / i  1  0.015
а при i  0.33
Т.е. повышение внутреннего относительного к.п.д. турбины на 1% в первом
случае (при i  0.67 ) приводит к повышению к.п.д. ГТУ на 3% , а во втором
( i  0.33 ) только на 1,5%, следовательно, чем меньше величина  i , тем меньше
величина к.п.д. турбины влияет на к.п.д. ГТУ. Увеличение температуры продуктов сгорания перед турбиной Т Z (увеличение  ) благоприятно сказывается на величине  i в сторону ее уменьшения. Аналогичное влияние оказывает и
нако это влияние несколько меньше.
ic , од-
Гидравлические сопротивления по газовоздушному тракту.
Воздух
проходит через фильтры, вызывающие сопротивление, и поэтому давление воздуха на входе в ОК ниже атмосферного ( Рвх ), после сжатия в ОК воздух движется по трубопроводам, теплообменным аппаратам, где также частично теряет
напор, далее потери давления происходит за турбиной и в регенераторе, что
наглядно видно из Т-S диаграммы рис. 3.10.
50
Рис. 3.10. Сопоставление теоретического и реального циклов ГТУ при постоянном давлении.
Гидравлические сопротивления вызывают уменьшение располагаемой работы
ГТУ.
Поэтому при проектировании ГТУ стремятся достигнуть малых потерь давления, что для стационарных ГТУ осуществляется увеличением диаметров трубопроводов и диаметров труб регенератора, которые являются наиболее дешевой
частью установки. Исходя из ориентировочных экономических расчетов можно
установить величину напора, которая может быть затрачена на преодоление этих
сопротивлений.
Обычно в зоне высоких давлений устанавливают более высокие значения потерь давления, чем в области низких, что связано с тем, что в области высоких
давлений теряемая кинетическая энергия превращается в теплоту, которая при
последующем расширении в следующей ступени турбины может быть частично
преобразована вновь в кинетическую и полезно использована, в то время как потери кинетической энергии в области низкого давления (за турбиной) только увеличивают теплоту, уносимую газами. Возврат теплоты характеризуется коэффициентом возврата  , который представляет собой отношение суммы теплоперепадов всех ступеней Σh0 к теплоперепаду между первой и за последней
ступенью h0 рис. 3.11.
Рис. 3.11. Соотношение реального и идеального теплоперепада ступени.
51
Коэффициент возврата теплоты определяется из уравнения:
h
 
'
0
Где:
h
'
0
(3.32)
h0
- сумма теплоперепадов всех ступеней.
h0 - это теплоперепад, соответствующий состоянию газов между
первой ступенью и за последней ступенью.
Разность теплоперепадов и представляет количество возвращенной теплоты
h
'
0
 h0  q
Рис. 3.12. Сопоставление фактических и адиабатных теплоперепадов при
многоступенчатом расширении.
В многоступенчатых турбинах часть кинетической энергии, теряемой вследствие необратимых процессов – в первую очередь трения, используется частично
при расширении в последующих ступенях. Это происходит в связи с тем, что
теплота трения передается рабочему телу и приводит к повышению температуры газа за ступенью, а следовательно и к увеличению располагаемого теплоперепада. При проведении теплодинамических расчетов в этом случае считаем, что теплоемкость постоянна для всех ступеней турбины, перепады давления также одинаковы, однако теплоперепады будут различными вследствие
увеличения температуры из-за внутреннего теплообмена рис. 3.12.
Величину теплоперепада (адиабатного) между первой и последней ступенью можно определить исходя из I начала термодинамики.
0 
Tz  Tc 
h0  C pm
преобразуем:
T
0  
h0  C pm
Tz 1  s
 Tz



(б)
заменим
(а)
52
Ts  Pz 
 
Tz  Ps 
тогда
k
k 1
Pz
 C, а
Ps
, обозначим

0 
h0  C pm
T 1  C m
k
m
k 1

с другой стороны для z ступеней
Pz
Pz
P
 1   ZZ  C z
Pz1 Pz2
Ps
(в)
PZ
P Pz
P
 C 0  z  1  zz  C zz
Ps
Pz1 Pz2
Ps
но
(г)
С z  z C0
т.е.
(д)
для одной ступени в условиях реального расширения: А=1(CU)
С p dT  AvdP  iz  RT
тогда
dP
dP
dP
iz  C p  Cv T iz  k  1CvT iz
P
P
P
(е)
dT k  1 dP

  iz (ж) интегрируем
T
k
P
ln T  miz ln P
и после потенцирования получим для ступе-
ни:
m IZ
Tz  Pz 

(з)
Tz1  Pz1 
Определим разности температур для каждой ступени и по турбине в целом:

 Tz1 
  Tz 1  C z m
T1  Tz  Tz1  Tz 1 

 Tz 


T  T  T  T 1  Tz2   T 1  C  m
 2
z1
z2
z1
z1
z
 Tz 

1 


......................................................................

 T 
Tn  Tz  Ts  Tz 1  zn   Tz 1  C z m
n
n 
n
Ts 










(и)
T  Ti  1  C z m T z Tz1  Tz2    Tzz
тогда
h

cт
h0

0 
C pm
T
C pm Tz 1  C
0 
m
0


1  C z m
1  C 0 m
 Tz1 Tz2
Tzz
1 




 T
Tz
Tz
z

1  C zm

1  C zmiz  C z2 miz    C z zmiz
m
1  C0







(к)
53
где
1  Сzьiz  Cz2miz    Cz zmoiz
сумма бесконечного ряда убы-
вающей геометрической прогрессии:


если
1  С0 miz
z
C0miz
1  z C0 m
1  C0m
(к) подставляем (к) в (и)

1  C0 miz
(3.33)
1  z C0miz
z 
1  C0 mIZ 1


1  C0m iz
(3.34)
Следует учитывать, что  в значительной степени зависит от числа ступеней
турбины, особенно при их небольшом числе z  2  4 , что характерно для
ГТУ.
В этом случае расчет коэффициента возврата теплоты проводится по уравнению Флюгеля.
z 1
   1  1
(3.35)
z
Это уравнение может быть получено из рассмотрения диаграммы расширения в турбине в Т-S координатах, считая, что линия расширения в турбине (1-2)
– прямая рис. 3.13.
z 
Рис. 3.13 Многоступенчатое расширение в турбине.
где Δq это Sdbfcq3, если z = 2, если z = ∞, то qmax = S123.
Считая, что теплоперепады в ступенях одинаковы, получим:
S dbfcq 3  S123  Z
q 
1 13 45
 
 q  
2 z z
z
(а)
или q 
z 1
 q (б) (3.36)
z
54
Наличие сопротивлений в газовоздушном тракте ГТУ снижает экономичность установки и оказывает влияние на положение вершин кривых  i . При
небольших потерях напора и  это влияние невелико, так как возрастание потерь давления и снижение мощности ГТУ оказывают противоположное влияние на Сопт. Уменьшение  е ГТУ при увеличении сопротивлений весьма существенно, что приводит к снижению располагаемой работы ГТУ. При использовании регенерации гидравлические сопротивления возрастают с ростом  и в
этом случае экономию топливного газа надо определять с учетом этих сопротивлений. Причем возможен случай, когда экономия топливного газа за счет
регенерации может быть сведена на нет за счет дополнительных сопротивлений.
3.3 Характеристика осевого компрессора.
Характеристикой осевого компрессора называется связь между соотношением
давлений сжатия (С), расходом воздуха через ОК (М) и частотой вращения (n),
а также индикаторным к.п.д.
 ic
рис. 3.14.
 i 4 >  i 3 >  i 2 > i1
n 4 > n 3 > n 2 > n1
Рис. 3.14. Характеристика осевого компрессора.
Характеристика, построенная при определенных начальных условиях
РМ=0,1Мпа; tn= +15oC ;  М  1,18 кг/м3; R = 294 Дж/кг К.
На эту характеристику накладывается характеристика турбины для получения рабочих точек совместной работы ОК и Т.
Зона В – нерабочая зона, зона А – рабочая зона. Линия раздела между ними –
линия помпажа.
Характеристика ОК определяется опытным путем, после его испытания.
Она позволяет судить о соответствии действительных и расчетных параметров машины. Они служат основным средством определения степени совершенства ОК (определения его к.п.д.). Используются для определения возможного
диапазона работы ОК и удаленности рабочей точки от границы помпажа.
55
Причем оказывается, что диапазон работы в значительной степени зависит
от крутизны характеристик С = f(М), которая в свою очередь является также
важным показателем совершенства ОК. Характеристика ОК используется для
расчетов параметров ГТУ на переменных режимах работы. Основными особенностями характеристики являются: 1. При увеличении частоты вращения
их крутизна увеличивается, что является фактором сжимаемости воздуха Z при
больших скоростях движения ( больших числах Маха). В случаях несжимаемых жидкостей крутизна линий частоты вращения остается неизменной. 2.
При больших частотах вращения на характеристике появляется вертикальный
участок, характеризующий наступление критического режима истечения на
лопатках (как правило на последних ступенях). 3.Каждой частоте вращения соответствует своя строго определенная (минимальная) производительность. Характеристика на этом обрывается. При дальнейшем уменьшении производительности (расхода Мс) увеличиваются углы атаки у профилей лопаток и обтекание их происходит с отрывом потока. Условная линия (пунктир) проведенная
через эти точки и определяет границу помпажа на характеристике ОК. Согласование рабочих точек ОК и Т производится наложением характеристики турбины (рис. 3.15.) на характеристику ОК, причем вводится поправка на перепад
давления между ОК и турбиной ( Р  Рс  Р1 ) и на разность расходов (Мz-Mc),
вызванные утечками, отводом воздуха на охлаждение. После наложения характеристики турбины на характеристику осевого компрессора получают
совместные рабочие точки рис. 3.16.
Рис.3.16. Совмещенная характеристика
турбины и осевого компрессора
Рис 3.15. Характеристика
турбины при различных Т 1
Согласование расходов рабочего тела производится по уравнению материального баланса.
М с  М z  В  М охл  М ут
(3.37)
Мz – расход рабочего тела на турбине
В - расход топливного газа.


56
Мохл - расход рабочего тела на охлаждение
Мут - утечка рабочего тела
Как правило расход рабочего тела на охлаждение и утечки определяется
по эмпирическим уравнениям, в зависимости от соотношения давлений сжатия
М охл  М ут  А  Рс (для ГТ - 700 – 5 А=0,68)
Начальная температура газа ТZ влияет на положение характеристик турбины относительно линий помпажа. Отклонение начальной температуры газа вызывает изменение расхода противоположного знака. В условиях эксплуатации
при любом режиме сохраняется баланс мощности;
Ne=Nez-Nec (а)
Используя это уравнение и диаграмму совмещенных характеристик, получаем рабочие точки (1,2,3,4). Это позволяет расчетным путем определить экономичность ГТУ на частичных режимах. Существует два способа управления
ГТУ открытого цикла: 1. Изменением температуры продуктов сгорания перед
турбиной за счет уменьшения расхода топливного газа, при слабо меняющейся частоте вращения. 2. Совместное изменение расхода продуктов сгорания и
его параметров при сильно меняющейся частоте вращения. Второй способ является предпочтительным, так как дает более высокие значения к.п.д. ГТУ.
Теоретический расход ОК в настоящее время не разработан в связи с трудностью оценки течения воздуха в лопаточном аппарате с большим числом ступеней (10-22).
Помпаж осевых компрессоров. Помпажем осевых компрессоров принято
называть периодические колебания (автоколебания) малой частоты всей массы
рабочего тела (воздуха) в системе компрессор - сеть (колебание давления Р).
По своей форме колебания могут быть близкими к гармоническим. Помпажные явления как правило сопровождаются наличием обратных токов всасывания, хотя могут быть самые разнообразные явления. Начало помпажа, как правило сопровождается резким хлопком и выбросом воздуха во всасывающую
линию. Частота пульсаций достаточно жестко связана с емкостью сети и длиной трубопроводов. Амплитуда колебаний также зависит от емкости сети и
ее демпфирующих и инерционных свойств. Причем зависимость от сети настолько велика, что один и тот же ОК при одинаковых режимах по расходу и
частоте вращения может работать как с помпажем, так и без него. Изменение
емкости сети вызывает отклонение линии помпажа (так линия рабочих режимов ОК и Т с регенерацией теплоты проходит ближе к линии помпажа, чем
без регенеративных схемах). Помпаж возникает при срыве потока под влиянием больших положительных углов атаки. При неизменной частоте вращения и
увеличения давления на выходе (увеличение С) коэффициент расхода снижается больше всего в последней ступени, при этом возрастают углы атаки и в
некоторый момент произойдет срыв потока. В связи с тем, что срыв в этом
случае возникает вследствие недопустимого повышения давления, то недостающий после срыва напор должен восполняться остальными ступенями, причем основная часть напора придется на предпоследнюю ступень, но она работает на грани помпажа и не может принять на себя весь напор последней ступени. Поэтому срыв потока неизбежно распространяется в глубь проточной час-
57
ти поток рабочего тела устремится в камеру всасывания (в противоположном направлении).
После того как во всасывающей камере восстановится давление, ОК опять
будет создавать требуемый напор и опять произойдет срыв потока, следовательно, будут происходить быстрые колебания давления. Для прекращения
помпажа необходимо изменить режим работы ОК. При работе с повышенной
частотой вращения последние ступени компрессора находятся в особо неблагоприятных условиях, даже если первые ступени работают нормально. В этом
случае зона устойчивых режимов сокращается и при сравнительно небольшом повышении давления может произойти срыв потока - помпаж. При работе на помпажной частоте вращения лопатки последних ступеней обтекаются
при отрицательных углах атаки. При повышении давления в этом случае вследствие уменьшения расхода осевая скорость уменьшается, а углы атаки возрастают, и первая ступень может оказаться в критической зоне. Помпаж возникает
в первых ступенях, правда, в этом случае, не наблюдаются резкие колебания,
так как величина напора меньше.
При сильно развитом помпаже происходят колебания не только давления
и расхода, но и частоты вращения. Это нерасчетный, неустойчивый режим работы, так как в этом случае может произойти механическое разрушение проточной части.
При рассмотрении характеристики осевого компрессора (его части) устойчивый режим работы нарушается в области максимума расхода с небольшими
отклонениями.
Рис. 3.17. Зоны устойчивой работы компрессора и помпажная зона.
Если имеем рабочую точку ОК (т.Д1; рис.3.17) вдали от помпажа, то в
этом случае при увеличении расхода (т.Д1/ ) необходимо повышение давления
(ΔР=Рс/-Рс), а нарастание давления приводит к уменьшению расхода, так как
объемы (удельные) газа уменьшаются, а это в свою очередь опять приводит к
снижению расхода до его первоначального значения М1(Рс). Причем стабилизация режима будет происходить до тех пор, пока выполняется условие
dc/dм<0. Если рабочая точка находится на максимуме Рс(т.К), то увеличение
расхода приводит к тому, что компрессор в каждой последующей ступени будет стремиться развивать большее давление, а это опять приводит к увеличе-
58
нию расхода – в результате произойдет срыв потока в последних ступенях и
начнется помпаж (dc/dм>0).
В многоступенчатых компрессорах помпаж не возникает даже тогда, когда одна или несколько ступеней работают в неустойчивой области, если только характеристика ОК в целом удовлетворяет условию стабильной работы dc/dм<0.
с – скорость воздуха в осевом компрессоре, м – расход.
ДЛЯ БОРЬБЫ С ПОМПАЖЕМ применяют следующие мероприятия:
1. Конструктивные: малые окружные скорости, увеличение густоты решетки
направляющего аппарата, изготовление лопаток с большими радиусами сокругления и большей относительной толщиной.
2. эксплуатационные: регулирование работы ОК (изменение расхода) поворотом лопаток направляющего аппарата (коберра 182), вдувание воздуха в поток
рабочего тела через щели в профиле лопаток, перепуск воздуха.
Наименее экономичным, по широко применяемым на КС способом является
перепуск - сброс воздуха, для чего предусмотрен противопомпажый клапан
рис. 3.18.
Рис.3.18. Установка противопомпажного
Рис. 3.19. Область работы
клапана.
противопомпажного клапана.
Р - регулятор;
Дк - противопомпажный клапан
На рис.3.19 показана область работы противопомпажного клапана, для сохранения устойчивой работы ОК при приближении его к линии помпажа часть
воздуха ΔМ сбрасывается из компрессора в атмосферу, и тем самым обеспечивается производительность ОК достаточно для сохранения устойчивого режима работы. В ОК с высокими значениями С противопомпажный сброс может
осуществляться и из промежуточных ступеней при превышении допустимого
давления. На КС МГ подобные явления возникают как правило в осенние - весенние периоды эксплуатации во время оттепелей, снегопадов, туманов, когда
происходит обмерзание входной части ОК (повышенная влажность). Правда
помпаж возникает в том случае, когда происходит отрыв льда, инея, снега и
попадание их в проточную часть, что приводит к разрыву потока и изменению
давления.
Для предотвращения помпажа в этом случае целесообразно подогревать
воздух на входе в ОК или обогревать лопатки компрессора. Это можно осуществить или предварительным подогревом воздуха продуктами сгорания или
отбором части воздуха из последних ступеней компрессора. Однако это приво-
59
дит, в конечном итоге, к снижению мощности и экономичности ГТУ и его
считают временным.
Разработка эффективных методов борьбы с помпажем является важной и
актуальной задачей и требует своего решения особенно для северных районов
страны.
3.4 Камеры сгорания
Камеры сгорания используются для преобразования скрытой химической
энергии топлива, выделяющуюся в результате сгорания горючего в теплоту.
Процесс горения осуществляется в КС как факельный непрерывно под давлением. В качестве горючего используется преимущественно газ или жидкость
(природный газ, газойль, дизельное топливо, керосин, соляровое масло). В
принципе можно использовать любой вид горючего: твердое, жидкое, газообразное. Хотя сжигание твердого топлива в КС окончательно не решено.
Конструкция. Как правило используются цилиндрические камеры сгорания кольцевые (т.е. расположенные по контуру 6÷12 шт.) с установкой в каждой
камере сгорания 1,2 форсунок для регулирования расхода, а следовательно, и
мощности рис. 3.20.
Рис. 3.20. Конструкция камеры сгорания.
1-Горелочное устройство, включающее в себя вспомогательную, дежурную и
основную горелку. 2 - Малый, средний и большой завихритель. 3 - Корпус камеры сгорания. 4 - Жаровая труба. 5- Продувочные окна и смесительные окна.
Воздух, поступающий в КС условно можно разделить на три составные части:
1в - первичный воздух - воздух непосредственно поступающий в жаровую трубу и участвующий в процессе горения.
60
2в - вторичный воздух - воздух поступающий между жаровой трубой и стенкой
камеры сгорания для охлаждения стенок жаровой трубы.
Зв - третичный воздух - воздух поступающий через смесительные окна в КС и
используемый для охлаждения продуктов сгорания до величины обусловленной термостойкостью дисков и лопаток турбины ( t z =700 ÷ 1250). Воздух перед
подачей его в КС проходит систему завихрителей, где происходит его дополнительная турбулизация, необходимая для лучшей подготовки горючей смеси
(смеси топлива и воздуха) для обеспечения его полного сгорания.
Характеристика элементарного состава топлива.
Любой вид топлива (твердое, жидкое, газообразное) в принципе имеет один и
тот же элементарный состав.
С+Н+S+O+N+W+А=1 (100%)
(3.38)
Г С Р
Различают рабочую, сухую, горючую массу топлива (C ,С ,С )
С – весовая (процентная) доля углерода;
Н - весовая (процентная) доля водорода;
S – весовая (процентная) доля серы;
О - весовая (процентная) доля кислорода;
N – весовая (процентная) доля азота;
W – весовая (процентная) доля воды;
А - весовая (процентная) доля золы (твердого остатка).
В природном газе А  0 и горючая и сухая масса топлива тождественны.
CР+НР+SP+OP+NP+AP+WP=1
(3.39)
Второй важнейшей характеристикой любого топлива является его теплота
сгорания - количество теплоты, выделяющегося при полном сгорании 1 кг топлива (для газообразного может 1м). Если известен химический состав, то теплоту сгорания определяют ориентировочно по уравнению Д.И. Менделеева.
QHP  81Cm  300 H m  26(S m  Om )  6(9H  Wm )
(3.40)
Cm,Нm,Sm,Om,Wm - массовые концентрации компонентов в топливе.
Для газообразного топлива низшая теплота сгорания определяется по уравнению смеси, в зависимости от мольных концентраций компонентов.
P
n
Q HP   r  Q ;
i 1
P
Hi
Q 
P
H
QH
m
n
;
 m   i  ri 
i 1
n
1
mi

i 1
(3.41)
i
Теплота сгорания компонентов приводится в справочной литературе.
Определение количества воздуха для сжигания топлива.
На первом этапе определяется теоретически необходимое количество кислорода, необходимого для каждого из элементов топлива по стехиометрическим
(химическим уравнениям:)
61
1. С + 02 = С02
12,02 + 1 кмоль = 1 кмоль
1 кг С + (1 кмоль 0)/12,02 = 1 кмоль СО2
2. 2Н2 + 02 = 2Н20
1 кг Н + (1 кмоль 0)/4,032 = 2 кмоль Н20
3. S + 02 = S02
1 кг S + (1 кмоль 0)/32,06 = 1 кмоль S02
Затем, зная содержание каждого из компонентов можно определить минимальное количество кислорода, необходимого для окисления основных компонентов топлива с учетом количества кислорода, содержащегося в самом топливе.
1  CP
HP
SP
OP 


Оmin 



(3.42)
100  12,02 4,032 32,06 32 
или
P
 P

1
1  E  C  0,375S 
Omin 
100
12,02


HP
OP

12,01H P  0,126O P
4,032 32
E

CP
SP
4,032C P  0,375 S P

12,02 32,06
(3.43)
Е - характеристика элементарного состава топлива определяется как отношение
количества кислорода, необходимого для окисления водорода топлива к количеству кислорода, необходимого для окисления углерода и серы топлива.
Затем определяется количество воздуха, необходимого для окисления топлива с
учетом мольной концентрации кислорода в воздухе.
 0   а  L0   a
m0  0,2095
Omin
r0
кг возд
кг топл
(3.44)
 а  28,95
r0  0,2315
тогда:
L0 

32
Оmin  0,11511  E  C p  0,375 S p
0,232

(3.45)
кроме того, широкое применение находит при расчетах горения характеристика Вельтера-Бертье-Коновалова-Менделеева, представляющая собой
отношение теоретически необходимого количества воздуха.
p 
0
(3.46)
Qнр
Уравнение теплового баланса КС. Уравнение теплового баланса камеры
сгорания получается в предположении, что теплота сгорания топлива не зависит от температуры реакции тогда:
0 
t z  t1 
кс  ВQнр  М АС ртх t z  t1   M 0 C pm
(3.47)
62
В - расход топлива (кг/час),
М А - расход сухого воздуха (кг/час),
М 0 -расход продуктов сгорания (кг/час),  кс - к.п.д. КС
Коэффициент полезного действия камеры сгорания представляет собой
 кс  1 
q xии  q мех  qохл
q
(3.48)
где qхим - потери теплоты от химической неполноты сгорания;
- потери теплоты от механического недожога топлива;
q м ех
q охл - потери топлива через стенки КС. q - удельное количество теплоты, выделившееся в КС на 1 кг воздуха, поступившего на вход в осевой компрессор.
q
BQнр
Mа
( кс  0,96  0,99 )
(а)
температура t 1 определяется для схем с регенерационной теплотой из уравнения: t1  tv  tc   t s  tc  без регенерации
Расход топлива M a  BL0
t1  t c
(б)
где  -коэффициент избытка воздуха,  
Мq
- представляет собой отноM
шение действительного количества воздуха, поступившего в камеру сгорания к теоретически необходимому; в современных ГТУ   3  6 . Заменим
в уравнении (3.47) М а из уравнения (3.48б)
кс ВQнр  ВL0C pmх t z  t1 
(в)
используем характеристику топлива  p и заменим L0   p Qнр
кс Qнр  р Qнр С рmх t z  t1 
тогда:
0 
считая, что C pmx  C pm
из уравнения теплоемкости
0 
C pm
 C pma  x s C pmH 2O 

(г)

C p
0 
C pm
   C pmx  xs C pmH 2O  C p
получим

(д) заменим в (г) получим
 кс   p t z  t1  C pmx  xs C pmH O   C p 
2
(3.49)
полученное уравнение используется для определения коэффициента избытка воздуха при принятии значения  кс тогда имеем


 кс
1

 C p 
 тр t z  t1 
 C pma  x s C pmH 2O
(3.50)
63
коэффициент избытка воздуха характеризует удельные расходы топлива и
теплоты по КС
В
В
1
в


(3.50а)
М а L0 B L0
тогда величина удельного тепловыделения по КС
q
BQнр
Ма

Q нр
L0
(3.51)
Факел в камере сгорания, развивающийся в условиях вынужденного движения с центральным подводом топлива состоит из трех основных зон:
внутренняя зона I, зона смесеобразования и горения II, и зона III - зона
наружного воздуха рис. 3.21.
Рис. 3.21. Фронт пламени горения.
В зоне II 0     Во внутренней зоне воздух отсутствует   0
В зоне 2 осуществляется смесеобразование и горение. Она делится условно
на две: внутренняя - а, и внешняя - б.
Внутренняя зона заполнена смесью из горючего газа и продуктов сгорания, а
наружная смесью продуктов сгорания и воздуха. Граница между зонами фронт пламени горения. В этом промежутке имеются все области от  =0 до
 =  .В толще фронта горения  = 1 топливо, перемещаясь от корня к хвостовой зоне, разбавляется продуктами сгорания, а воздух насыщается продуктами
сгорания. Это приводит к тому, что в зоне сгорания теплота сгорания топлива
уменьшается, т.е. уменьшается количество теплоты, приходящееся на единицу
поверхности фронта сгорания, условия сгорания ухудшаются вплоть до возможного загасания пламени и выноса части несгоревшего топлива. Следует
иметь в виду, что этот процесс характерен для неограниченного пространства.
В реальных КС характер горения, в связи с тем, что поток ограничен, в значительной мере определяется аэродинамическими свойствами КС. Причем в зоне горения поддерживается высокая температура, что приводит к сгоранию
смеси с весьма высокими скоростями, в этом случае скорость сгорания определяется в первую очередь скоростью смесеобразования, т.к. скорость химических реакций будет во много раз больше, чем скорость смесеобразования. Та-
64
кой процесс называется диффузионным горением. Он легко управляется за счет
изменений условий смесеобразования, который, в свою очередь, можно изменять конструкционными мероприятиями - использованием лопаточных кольцевых решеток в качестве турбулизаторов и др. Одной из главных характеристик
камеры сгорания является величина теплового напряжения, которое представляет собой отношение количества теплоты, выделившегося в камере сгорания,
к ее объему при давлении сгорания.
 КС  В  Q HP
qV 
 (12  18)  10 6 Дж/м2МПа
(3.52)
P V
Теплонапряженность КС в ГТУ значительно выше теплонапряженнности КС
в котельных установках (2÷6)·106 за счет специальной конструкции камеры
сгорания, повышенных скоростей движения потоков, а это, в свою очередь,
приводит к увеличению потерь по сравнению с топочными устройствами.
Они подразделяются на два вида: тепловые и аэродинамические. На основании величины удельной теплонапряженности определяется объем камеры сгорания.
V
 КС  В  QHP
(3.53)
qV  P
Для создания устойчивого горения во всем диапазоне рабочих режимов важна организация процесса горения, которая характеризуется поверхностью
фронта пламени горения
и определяется из уравнения:
dQ
dQ
  КС  В  QHP
 U T  FФ  QHP   cм
(3.53а)
(3.53б)
d
d
U T - турбулентная скорость распространения пламени она, как правило, приcv


нимается в интервале 40  60 м с ;
лота сгорания смеси;
FФ - фронт пламени горения;
QHРcм - теп-
см - плотность смеси.
Низшая теплота сгорания смеси определяется из уравнения:
Qн.см.
Qнр

1    L0 
 cм 
Р
RT
(3.53в)
(3.53г)
фронт пламени горения по уравнению:
 кс  QнP  В
  В1    L0 
FФ 
 кс
(3.54)
р
U T   cм
U T  Qн.см.   см
Из этого уравнения можно затем определить геометрические характеристики камеры сгорания (принимая камеру сгорания цилиндрической)
Rж - радиус жаровой трубы; в - высота лопаток завихрителей;
L - длина камеры сгорания.
Устойчивое горение возможно при FТФ  FФ .
65
3.5.Основы теории турбомашин.
В осевых турбомашинах поток рабочего тела движется параллельно оси машины. Турбина состоит из ряда последовательных ступеней. Каждая ступень
включает в себя направляющий аппарат и рабочее колесо. Компрессорная ступень представляет собой обращенную ступень турбины, в которой происходят
преобразования энергии обратные протекающим в турбинной ступени, вследствие чего в лопаточном аппарате компрессорной ступени (нагнетатель) происходит процесс сжатия рабочего тела.
Лопатки рабочего колеса, находясь в потоке рабочего тела, движутся с окружной скоростью U . Относительная скорость потока W, определяется из
входного треугольника скоростей. На выходе из рабочего колеса поток обладает относительной скоростью W2. Построение выходного треугольника скоростей позволяет определить выходную скорость C2, с которой рабочее тело поступает в следующий направляющий аппарат и где происходит дальнейшее
преобразование энергии. Снижение абсолютной скорости осуществляется за
счет преобразования кинетической энергии потока в механическую. Все углы и
треугольники скоростей обычно отсчитывают от оси, совпадающей по направлению с вектором окружной скорости. Типы ступеней: а) турбинные ступени
подразделяются, как и нагнетательные, на два типа: активные и реактивные
ступени. В активной ступени турбины преобразование теплоперепада осуществляется в теплообменном аппарате. За оси координат принимается ось Z и U параллельная оси машины рис. 3.22.
Активная ступень.
Рис. 3.22. Активная ступень турбины.
I – направляющий аппарат; II – рабочее колесо.
Р0 – Р2 – изменение давления в ступени; С0 – С2 – изменение скорости.
В активных ступенях турбины относительная скорость рабочего тела на входе и выходе по величине не меняется W1  W2 . Сила в активной ступени возникает вследствие изменения направления движения рабочего тела.
66
Рис. 3.23. Реактивная ступень турбины
В этой ступени (рис. 3.23) преобразование рабочего тела (изменение давления) осуществляется как в рабочем колесе, так и в направляющем аппарате. И в
этом случае вращающий момент создается как вследствие изменения направления движения потока, так и силе реакции из-за изменения давления.
б) Характеристики решеток профиля.
В расчетах при проектировании ГТУ считают, что частицы рабочего тела
движутся по концентрическим поверхностям (с осью машины). Развертывая сечения турбины на плоскость - получают плоскую решетку профиля. Бесконечный ряд тождественных профилей, установленных на одинаковых расстояниях
друг от друга называют плоской решеткой, а расстояние между ними шагом t.
Характеристика решеток профиля включает в себя следующие понятия:
Рис. 3.24. Геометрические характеристики лопатки.
1. Входная кромка. 2. Выходная кромка. 3.Средняя линия профиля - геометрическое место центров окружностей, вписанных в профиль. в -хорда профиля, S
-толщина профиля, 0-угол изогнутости - угол между касательными входной и
выходной кромок средней линии, f -вогнутость профиля - наибольшая ордината средней линии (рис. 3.24.). Используются и относительные величины
S
,
в
67
f
.Если профиль лопатки по высоте не меняется и имеет один и тот же угол
в
установки, то лопатка называется лопаткой постоянного профиля. Если меняется - лопаткой переменного профиля. Если угол установки по высоте меняется,
то лопатка называется закрученной. Положение профиля лопатки относительно
потока определяется углом  - углом атаки (средняя линия профиля). Если направление потока и касательной совпадает - это "безударный вход". Угол а положительный, если поток направлен со стороны вогнутой поверхности, отрицательный, если поток направлен со стороны выпуклой поверхности.
в) Определение мощности ступени турбины.
Сила, возникающая на лопатке под влиянием потока, определяется из уравнения механики (рис. 3.25.). Импульс силы равен количеству движения:
P  dt  M C1  C 2 
(3.55)
Импульс силы в единицу времени равен самой силе:
P  M C1  C 2   P1  P2   t
(3.55а)
Проекция силы на окружную скорость:
P1u  M C1u  C2u 
(3.55б)
и осевую:
P1z  M C1z  C 2 z   P1  P2   t
(3.55в)
Крутящий момент определяется как произведение радиуса и силы:
M   r  P1u  M C1u  r1  C2u  r2 
(3.55г) - формула Эйлера.
Мощность, развиваемая ступенью, а, следовательно, и ГТУ:
N  M 
(3.55д)

U
r
(3.55е) и тогда
N  M C1u  C2u   U
(3.56)
Величина удельной работы (отнесенная к 1 кг рабочего тела на входе в ОК.)
h
N
 C1u  C 2u   U
M
(3.57)
Это уравнение справедливо для турбинной и компрессорной ступени и позволяет рассчитать мощность ГТУ.
г) Характеристика активной и реактивной ступени.
Основной характеристикой ступени газовой турбины является еѐ КПД. Он
представляет собой отношение фактического теплоперепада в ступени к теоретически возможному. В идеальной газовой турбине предполагают адиабатический теплоперепад без потерь кинетической энергии, в результате чего работа
расширения - располагаемая работа может быть преобразована в полезную механическую работу.
В реальной турбине часть располагаемой теплоты теряется. Работа идеального процесса в Т-S координатах представляет собой Sавоl -количество подводимой теплоты. При нагревании рабочего тела в КС при Р = idem реальный процесс осуществляется по линии 0-1, и часть работы (теплоты) теряется вследствие необратимых потерь S c1'1l (рис. 3.26.).
68
Рис. 3.25 Силы, действующие на лопатки.
Рис. 3.26 Работа реального и идеального процесса расширения
Рис. 3.27 Сопоставление идеального и реального процесса расширения
В h-S координатах коэффициент полезного действия ступени представляет
собой отношение действительной работы h(02) к располагаемой h0(02')
(рис. 3.27).
h
сm 
(3.58)
h0
69
Величина располагаемой работы определяется из уравнения истечения в
адиабатном процессе. Если начальная скорость Со = 0 и не учитывать разность
положения центра тяжести, то из уравнения истечения получаем:
С1    С0   2h0
(3.59)
а величина располагаемого перепада
C12
h0 
2 2
(3.60)
разность теплоперепадов
h0  h  h — представляет собой величину потерь в ступени. Они (потери)
представляют собой сумму потерь: потери энергии в направляющем аппарате, в
рабочем колесе и с выходной скоростью рис. 3.28.
1. В направляющем аппарате
h1   1  h1
(3.61)
h1 — теплоперепад, соответствующий абсолютной скорости С1 на входе в рабочее колесо.
 — коэффициент потерь энергии.
2. h2   2  h2 — теплоперепад в рабочем колесе.
C 22
3. h3   3  h3 
- потери энергии с выходной скоростью. Причем, оказыва2
ется, что h1 и h2 практически не зависят от скорости рабочего тела и оста-
ются почти постоянными в рабочем диапазоне (  1 ,  2 определяются экспериментально).
h  h1  h2  h3 и
h0  h1  h2  h3
h  h2  h3
 1 1
(3.62)
h0
h0
Для активной ступени турбины, учитывая, что C1    C 0 ;  - коэффициент
cm 
C1
.
C0
Выражение КПД ступени имеет вид:
скорости  
 cm
h 2 2 C1u  C 2u   U 2 2U
C1 cos1  C 2 cos 2  



h0
C12
C12

2 2U
2 2U


C1 cos1  W1 cos  2  U  
C
cos


W
cos


U

1
1
2
2
C12
C12

2 2U
C12

 2 2U

C cos 1  U
 C1 cos 1  U   1
C1 cos1  U 1   cos  2
cos  2  
2
cos  1
cos  1
C1



где: W1 cos  1  C1 cos 1  U
(3.63)



70
Рис. 3.28 Коэффициент полезного действия ступени
Учитывая, что для активной ступени W1  W2 ,
но в связи с потерями
U
C cos 1  U
 x,
W2    W1 и из треугольников скоростей W1  1
. Обозначая
cos  1
C
получим:
cos  2 
U 

  x
1  
(3.63 а)
C
cos



1 
cos  2
U
 x . Определим максимум
не зависят от
cos 1
C
 cm  2 2  cos 1 
Принимаем, что
,
функции

 cm
cos  2 
cos 1  2 x 
 2 2 1  
x
cos

1


т.е. x 
U 1
 cos
C 2
(т.е. при  = 0) x 
(3.63 б)
U 1
 и при этих условиях КПД акC 2
тивной ступени имеет максимальное значение и

cos  2  2
1
max

 сm
 cos 2  1  
(3.63 в)
2
cos  1 

т.е. наибольшее значение КПД ступени получается, когда  = 0, т.к. U = 0,5 с.
На практике  = 12-14°, т.к. меньшее значение получить трудно (малая толщина лопатки), то
U
C
= 0,45-0,48. рис. 3.29
Для реактивной ступени рассмотрим частный случай, когда треугольники скоростей симметричны и следовательно C1  W2 ; W1  C 2 , тогда:
 сm 
U C1u  C 2u   2
2 U
C1 cos 2  

2
C1
C12
2
71
2
2 2U
2 2
C1 cos 1   W1 cos  1   2 C1 cos 1  C1 cos 1  U  

C12
C1
(3.64)
2 2U
2C1 cos 1  U 

C12
и
сm  x2 cos1  x  2 2
 cm
U
 2 cos 1  2 x   2 2  0 и
 x  cos1
x
т.е. при
C
1 = 0
(3.65)
U
=1 рис. 3.29
C
Максимальное значение КПД реактивной ступени с симметричными треугольниками скоростей получается при соотношении окружной и абсолютной скоростей равным 1. Эти соотношения используются для определения зоны экономичной работы ступеней активной и реактивной. Основными факторами, как
видно из полученных соотношений является не величина скоростей, а их соотношение x 
U
, т.к. только при определенном значении КПД ступени достиС
гает максимального значения. Причем оказывается, что существенное значение
на КПД ступени оказывают коэффициенты скоростей  и  . Изменение КПД
ступени при изменении  при остальных неизменных величинах определяется соотношением:
дст
 
д

cos  2 

 2 2 хcos  x 1  
cos  1 

сm 
 ст
(3.65а)
(3.65б)

д ст
cos  2 

 4  cos  x 1  
д
cos

1 

(3.65в)

cos  2 
  
 cm  4  xcos  x 1  
cos

1 

(3.65г)
72
Рис. 3.29 Коэффициенты полезного действия активной и реактивной
ступени турбины: а) активная; б) реактивная.
а относительное изменение
 сm
 cm

cos  2 
  
4  xcos 1  x 1  
cos  1 
2 





cos  2 

x 2 2 cos 1  x 1  
cos  1 

(3.66)
Т.е. изменение коэффициента скорости вызывает изменение КПД ступени в два
раза больше. Т.е. если  меняется на 10 %, то  ст на 20 %. Аналогичное влияние оказывает и коэффициент  , но его влияние в 4 раза меньше в связи с
меньшим значением относительной скорости. Для обеспечения экономически
выгодного режима работы турбины (в области работы
различно, за счет чего изменяется величина
х
U
C
тах
ст
)
в принципе без-
- абсолютной или окруж-
ной скорости. Следует заметить, что величина абсолютной скорости С1 получается как результат преобразования теплоперепада в направляющем аппарате, и
следовательно, характеризует работоспособность турбины (– мощность  N).
Окружная скорость U характеризует быстроходность турбины (частоту вращения). В связи с тем, что эти величины имеют строго определенную зависимость, оказывается, что увеличение абсолютной скорости С1 , (увеличение теплоперепада и мощности) приводит к необходимости увеличивать частоту вращения (n). В современных ГТУ С1 = 250-350 м/с и выше, и следовательно, окружные скорости 120-170 м/с, поэтому даже стационарные ГТУ работают как
правило с большой частотой вращения (n = 5000-7000 об/мин). Причем оказывается, что при уменьшении частоты вращения и неизменном теплоперепаде
резко меняется х 
U
, и, следовательно,
C
cm и  l
ГТУ. Именно этим объясня-
ется высокая зависимость КПД ГТУ от частоты вращения. Наличие жесткой
73
связи x 
U
приводит к существованию предельного теплоперепада на ступеC
ни, т.к. для сохранения x 
U
 idem
C
при повышении С1 нельзя бесконечно
увеличивать частоту вращения, т.к. лопатки турбины и так работают в жестких
условиях ( t z =750-1250). Причем оказывается, что для активной и реактивной
ступени турбины при одинаковых частотах вращения в связи с различными
значениями
U
= 0,5; работоспособность (мощность) активных ступеней в 1,5C
1,8 раза больше, чем у реактивных (теоретически в два раза), следовательно,
при создании мощных турбин предпочтение, казалось бы, должно быть отдано
активным ступеням, однако, газовые турбины, как правило, реактивные, причем степень реактивности возрастает по высоте лопатки, начиная от корня.
Причиной этого является трудность осуществления активной ступени при наличии длинных лопаток, когда между ними проходят большие потоки рабочего
тела, кроме того КПД реактивных ступеней выше активных. В условиях, когда
по турбине необходимо сработать большие значения теплоперепада, чем допустимые для одной ступени, газовые турбины выполняются многоступенчатыми. При этом общий теплоперепад делят примерно на равные части между
ступенями, которые выполняются как последовательные соединения этих ступеней в одном корпусе. Это дает возможность в одной многоступенчатой турбине реализовать большие значения теплоперепада при допустимых частотах
вращения выходного вала и высоком общем значении КПД турбины.
д) Выбор осевой скорости за рабочим колесом.
В современных ГТУ расход рабочего тела значительно больше, чем в паротурбинных установках той же мощности. Кроме того лопасти паровой турбины работают в областях с высокими давлениями, температурами, скоростями вращения, что приводит к возникновению значительных напряжений в лопатках. Высота лопатки определяется в зависимости от возникающих в ней напряжений,
от центробежных сил рис 3.30. Центробежная сила определяется по уравнению:
Р  т  rc   2
(3.67)
m  f l  
(3.68)
тогда:
P    f  l  r0   2
(3.69)
 — плотность материала; f — площадь поперечного сечения профиля;
r0 - радиус; l —длина лопатки;
Из соотношения:
 —угловая скорость.
P
   l  rc   2
(3.70)
f
умножим на 2  и 2   rc  l  S - площадь, ометаемая лопатками - пропорциональна допускаемому напряжению  и обратнопропорциональна корню квадратному угловой скорости

74
2      2  r  l    S    
2
2
(3.71)
и
2  
(3.72)
  2
Для увеличения площади, ометаемой лопатками применяют лопатки переменного профиля (лопатки равного сопротивления в комбинации с лопатками постоянного профиля). Для подобной лопатки:
f
S
 ln 1  1
(3.73)
S2
f2
S
2  
- площадь, ометаемая верхней частью лопатки до
  2
S — общая площадь.
где S 2 
r2 ;
Рис. 3.30. Геометрические характеристики лопатки.
Задаваясь соотношением f 1 f 2 , получают соотношение S S 2 . Применяют
следующие соотношения площадей табл. 1.
Зависимость соотношения S S 2 от f1 f 2 .
Таблица 1
f1
f2
S
S2
1
2
3
4
5
1
1.69
2.1
2.39
2.61
В связи со сложностью изготовления такого типа лопаток применяют более
простую их форму по закону прямой линии
x
f  f1   f1  f 2  
(3.74)
l
После определения длины лопатки, при известном расходе определяется средняя осевая скорость
С2 z 
M z
S
(3.75)
 z — удельный объем газа при заданных параметрах определяется по уравне-
нию Клаперона.
75
Пропускная способность ГТУ.
В условиях эксплуатации для определения мощности ГТУ на частичных
и вспомогательных нагрузках, установления зоны устойчивой работы ГТУ
иногда необходимо знать расход рабочего тела через газотурбинную установку. Однако, установка различного рода диафрагменных устройств на
двигателе не всегда возможна, т.к. это снижает полезную мощность агрегата.
Задача определения расхода рабочего тела по ГТУ была решена словацким ученым Стодола (1859-1942 гг.).
В этом случае ГТУ рассматривается как диафрагма с большим перепадом давления. Скорость рабочего тела принимается равной скорости звука.
(в любом сечении сопла наблюдается критический режим истечения). Весовой расход в этом случае определяется уравнением:
P1
М  xf
(3.76)
v1
где x - коэффициент расхода, f -min минимальная площадь поперечного
сечения, P 1 v 1 начальные параметры воздуха.
При сопоставлении любого режима и номинального:
М
x P1 v10


(3.76 а)
М 0 x0 P10 v1
Рv  RT заменим:
T
M
x P1


 10
(3.76 б)
M 0 x 0 P`10
T1
Из уравнения оказывается, что расход рабочего тела зависит только от
начальных параметров и изменяется пропорционально изменению давления
и обратнопропорцианально корню квадратному соотношения абсолютных
температур. Для критического режима истечения коэффициент расхода
весьма незначительно меняется с изменением температуры. Например, при
изменении температуры от 200-9000 С коэффициент расхода меняется лишь
на 2% и следовательно, этим изменениям можно пренебречь.
P T10
М
 1
(3.77)
М 0 P10 T1
Для скорости рабочего тела меньше критической можно использовать
уравнение истечения несжимаемой жидкости
M  f 2  P1  P2 

( 3.77а)
-коэффициент расхода, f -поперечное сечение,  -плотность средняя в
интервале давлений (Р1;Р2).
Считаем, что плотность определяется в соответствии с законом изменения
рабочего тела – это уравнение политропы, тогда
76
1
n
1
n
1
n
1
1P
   
v1  P1 
v
После этого преобразуем уравнение (3.77 а), считая что  =1
Р v  P1 v1 (3.77 б) и   ,
M2
 2 P (3.77 б) обозначим
f2
1
n
2
M
1
 2 P1 P
2
c
f
v1 P1   c

(3.77 в)
1
n
1
v2
1
n
1
 P1 
1
   P1  n
c
 P2 
примем
М2
2
где
Ф
1
F2
 1
1
1  M2
 2  2   2  
Ф
f
f
f
2
2
2 
 1
(3.77 г)
живое эквивалентное сечение сопла, ( условно заменяя сис-
тему сопел на одно эквивалентное). Тогда
заменив Р  dP
заменив в (3.77 в) на (3.77 г) и
1
M2
Рn
dф  
 dP
2
c
(3.77 д)
интегрируем полученное уравнение (3.77 д) от Р  до Р  и от 0 до Ф
получим
n 1
n 1
 M2
1 n  n
n

Ф
(3.77 е)
 P1  P2  
С n 1 
2

и для выражения расхода рабочего тела имеем:
2
n
M


ф n 1
n 1
 nn1
 P1
n
 P1  P2  
1
 P1
P1n  v1 
1
1
n
n 1
n
P1
 P1
преобразуем уравнение подставив P1 
P1
n 1
1
n
тогда имеем:
2
n


Ф n 1
1
1
n
P1
n 1
n
P1 v1
умножим и разделим на P1

1   P2
  P1




n 1
n


n
1   P2
 2 
P1 1  

Ф n  1 v1   P1





n 1
n

  P1
 P1

77
P 
2
n 1
M  P1
1   2 
Ф n  1 P1v1
 P1 
n 1
n

P1
T1
P 
2
n
1   2 
Ф n 1
 P1 
n 1
n
(3.78)
из этого уравнения соотношения расходов на эксплутационном и номинальном режиме можно представить в виде:
P
M
 10
M 0 P1
n n0  1 T10
n0 n  1 T
n 1
n
P
1   2
 P1



P
1   2
 P1
 n

0
(3.78 а)
n 1
считая, что n  n0
M 
P
M
 10
M 0 P1
T10
T1
n 1
n
P
1   1
 P2



P
1   1
 P2
 n

0
n 1
(3.79)
Для небольших соотношений давлений сжатия показатель политропы
оказывает незначительное влияние на расход рабочего тела и после упрощения полученного уравнения принимая, что n =1 , тогда
M 
P
M
 10
M 0 P1
T10
T
2
P
1   1
 P2



P
1   1
 P2


0
2
(3.80)
получим уравнение Стодола (3.80). Следует заметить, что это уравнение
получено при следующих допущениях: число ступеней предполагается
бесконечно большим, исключаются процессы расширения газа в зазорах
между направляющим аппаратом и рабочим колесом, треугольники скоростей предполагаются подобными, т. е. профили лопаток всех ступеней
одинаковы. Это уравнение применяется для турбин с небольшим числом
ступеней или с одной ступенью. В случае применения ступеней с изменяющемся сечением, отводами рабочего тела по тракту, значительным теплоперепадом по ступеням, это уравнение приводит к большим погрешностям. Однако оно находит широкое применение, так как является наиболее простым и учитывает основные факторы, влияющие на расход рабочего тела по турбине. Это уравнение используется при построение характеристики турбины и для каждого значения начальных температур и давлений получается своя характеристика. Изменение гидравлических сопротив-
78
лений при изменении режима может быть определено расчетным путем,
считая их пропорционольными квадрату скорости. Следует заметить, что
расход слабо зависит от частоты вращения, если при этом начальные и
конечные параметры газа постоянны. Приведенные уравнения позволяют
определить изменения расходов - их относительную величину, а не абсолютный расход и может быть использовано в том случае, если имеется
паспортная характеристика турбины, которая в свою очередь меняется в
процессе эксплуатации (после проведения ремонтов). Определенный интерес представляет уравнение Н.И.Белоконя, позволяющее определить расход
в зависимости от характеристики турбины и режима работы:
M сек   z
P
2q
1 s
R
Pz
Pz
Tz
(3.81)
 - коэффициент расхода
Pz , T z - параметры газа на входе в турбину
Ps - статическое давление за турбиной
 z - характеристика турбины, учитывающая влияние режима истечения
числа ступеней.  z  0.48  0.82 и режим истечения (n) определяется из
графика рис. 3.31.
m  1,2
m  1,3
Определение расхода по ОК может быть получено из уравнения материального баланса.
M c  M z  B  M охр  M ут
(3.82)
 z  f C z , Z , m 
Расход топливного газа может быть определен по уравнению, считая его
пропорциональным мощности.
В  Вх  N  tq
tq 
B
B0  Rx
N0
ANe
Qпрe
(3.83)
(3.82 а)
(3.82 б)
79
Рис. 3.31. Характеристика ступени турбины в зависимости от числа ступеней и процесса расширения.
Определение расхода рабочего тела по турбине и ОК позволяет построить
совмещенные характеристики ОК и Т и по ним судить об эффективности
работы ГТУ, выбирать систему регулирования мощности.
3.6 Сопоставление одно и двухвальных ГТУ.
Рис. 3.32. Характеристики одно и двухвальных ГТУ.
1 – при tн.в = +15 0С; 2 – при tн.в = +25 0С; 3 – при tн.в= +35 0С.
Вопрос о целесообразности использования ГТУ в общем случае сводится к построению и последующему анализу совместных характеристик ГТУ,
газопровода (нагнетателя) при различных температурах наружного воздуха.
Оказывается, что температура наружного воздуха по разному влияет на
характеристики одно и двухвальных ГТУ (рис. 3.32).
Мощность, развиваемая ГТУ пропорционально перепаду температур по
турбине и массовому расходу. Количество газа, перекачиваемого нагнета-
80
телем пропорционально частоте вращения. В одновальной ГТУ у которой
вал нагнетателя механически связан с валом ОК между полезной мощностью и частотой вращения нагнетателя имеется определенная связь. В установке с "разрезным валом", нагнетатель может иметь практически любую
частоту вращения, необходимую для нагнетателя, в тоже время ОК и
приводящая его турбине (ТВД) могут иметь другую частоту вращения,
обеспечивающую подачу необходимого количества воздуха, т. е. является
генератором газа для силовой турбины ГТУ. При сравнении характеристик
изменения мощности ГТУ в зависимости от частоты вращения нагнетателя
оказывается, что одновальная ГТУ при снижении частоты вращения быстрее теряет мощность, чем снижается мощность, потребляемая нагнетателем. Сравнение схем проведено при одинаковой температуре газов перед
турбиной, но различной температуре наружного воздуха. У одновальной
ГТУ существует верхняя и нижняя границы производительности нагнетателя. Эти границы существенно сужаются при увеличении температуры
наружного воздуха. В связи с тем, что закон изменения характеристик газопровода и одновальной ГТУ различен, характеристика одновальной установки без запаса мощности будет обеспечивать режимы работы нагнетателя только при максимально допустимых температурах газа перед ТВД.
При ухудшении к.п.д. нагнетателя или элементов турбомашины привод нагнетателя с помощью одновальной ГТУ без перепуска и дросселирования
газа или без существенного повышения температуры газа перед ТВД осуществлять будет уже трудно. Кроме того, этот вынужденный режим удаляет рабочую точку на характеристике одновальной ГТУ от энергетически
наивыгоднейшего. Наложение характеристики нагнетателя на рабочую характеристику ГТУ в условиях одновальной схемы сводится к двум требованиям - обеспечение необходимой мощности N N0 и необходимой частоты вращения u u0 . Следует также отметить, что при изменении частоты
вращения  30% возникают трудности при создании ОК в связи с необходимостью обеспечения большой зоны безпомпажной работы ГТУ. Для
двухвальной ГТУ нижней границы не существует (по производительности
нагнетателя), имеется только верхняя граница, зависящим от температуры
наружного воздуха. При снижении частоты вращения нагнетателя и снижении потребляемой мощности ГТУ с "разрезным валом" всегда будет
иметь запас располагаемой мощности, т. к. при этом в силовую турбину
может подаваться полное количество рабочего тела номинальных параметров ( Р, t ), что и определяет полезную мощную ГТУ. Следовательно, у
двухвальных ГТУ каждому режиму работы системы нагнетатель – ГТУ соответствует отрезок ряд значений u u0 по ОК в границах t a max , t a min или
границах t z max  t z min . Поэтому двухвальная ГТУ способна обеспечивать любой режим работы нагнетателя. Необходимое снижение мощности обеспечивается снижением частоты вращения и уменьшением t z перед турбиной.
Следует отметить, что при постоянной частоте вращения вала ОК и переменной силового вала температура t z остается практически постоянной в
достаточно широком диапазоне изменения частоты вращения. Это значит,
81
что полезная N ГТУ будет изменяться пропорционально изменению к.п.д.
силовой турбины, что в рабочих диапазонах составляет не более 4%. Следует также отметить, что двухвальные ГТУ имеют лучшие экономические
показатели не только на частичных нагрузках, но и на расчетной, когда
одновальная ГТУ имея запас мощности (10÷20%) - на номинальной нагрузке будет обеспечивать режимы работы нагнетателя ниже расчетной. В
связи с особенностями работы ГТУ на КС (переменный режим работы)
подавляющее большинство ГТУ выполнены по схеме с "разрезным видом".
3.7 Применение ГТУ в энергетике и промышленности.
ГТУ широко используются в различных областях: энергетике, транспорте, в
качестве стационарных и мобильных установок. Единичная мощность эксплуатируемых ГТУ доходит до 100 МВт с КПД 30%. Проектные проработки
имеются на 90 ÷ 200 МВт с КПД до 38%. Энергетические ГТУ по габаритам и
массе меньше, чем паровые, и при пуске нагреваются до рабочих температур
значительно быстрее. Камера сгорания практически мгновенно выводится на
рабочий режим, в отличие от парового котла, который требует до десяти часов
для прогрева, во избежании коробления из-за неравномерных тепловых нагрузок, и возникающих тепловых напряжений особенно при массивном барабане диаметром 1,5 м, длиной 15 м и толщиной стенки 100 мм.
ГТУ в основном используются для покрытия пиковых нагрузок и в качестве
аварийного устройства, для собственных нужд крупных энергосистем, при необходимости быстро включаются в работу. Для энергетических ГТУ характерны частые пуски (1000 в год) при относительно малом числе часов работы (100
- 1500 ч/год), диапазон мощностей от 3 до 200 МВт, КПД 20 - 33%. Сейчас разрабатываются и начинают использоваться ГТУ ЛМЗ (ГТЭ-125, ГТЭ-150,ГТЭ200). Машина N = 150 МВт рассчитана на 500 пусков в год при работе 1000 часов. Время пуска и набора полной нагрузки составляет 30 минут. В качестве горючего используется жидкое турбинное топливо или природный газ.
Она выполнена по простой одновальной схеме. Компрессор имеет 14 ступеней,
турбина 4, 14 встроенных камер сгорания, расположенных вокруг корпуса.
Температура продуктов сгорания t z =1100°, Рс Ра =13, КПД 31%.
Рабочие и направляющие лопатки изготовлены пористыми с внутренним охлаждением воздухом. Утилизация теплоты уходящих газов осуществляется установкой котлов-утилизаторов или теплофикационных подогревателей. Первая
ПГУ (200-130) работает на Невинномыский ГРЭС с 1973 г., КПД 37-40%.
Смешение топлива осуществляется в парагенераторе под давлением 0,6-0,7
МПа, что приводит к увеличению коэффициента теплопередачи и теплонапряженности топочного объема в 2-3 раза, одновременно снижаются резервы поверхностей нагрева, металлоемкость и стоимость по сравнению с обычными
парогенераторами. Сейчас уже применяются за рубежом блочные ПГУ - установки с одной-тремя газовой и одной паровой турбиной мощностью 120-550
82
МВт с КПД 48-52%. Единичные N ГТУ составляют 100-150 МВт при t z =
1100°С.
Фирма "Дженерал электрик" разработала ПГУ N = 300 МВт с КПД 52% (ГТУ150 МВт при t z =1260). Аналогичные проекты есть в Германии, Японии, Индии.
ГТУ широко используются в газовой промышленности в основном на компрессорных станциях. Диапазон рабочих нагрузок 30-110 % с частыми пусками и остановками. Единичная мощность от 10 МВт до 100 МВт. На атомных
электростанциях возможно применение ГТУ, работающих по замкнутому циклу (рабочее тело не покидает установку, рабочее тело - гелий - неконденсирующий газ). Широкое применение ГТУ находят в технологических процессах
– в доменных, металлургических производствах. Они работают на номинальном режиме и в основном используются для привода компрессоров (для производства сжатого воздуха, причем рабочим телом является газ, образующийся в
результате самого технологического процесса).
ГТУ широко используются в газовой промышленности для привода нагнетателей (6-40 МВт), также ГТУ используются для утилизации избыточного давления газа, например, при доменном процессе (доменный газ имеет Р = 0,25-0,3
МПа) он расширяется в специальной газовой турбине до Р = 0,11 МПа и транспортируется потребителю.
Мощность такой ГТУ зависит от расхода доменного газа, давления и температуры. Для домны V = 1400 м3 (V = 250000 м/ч), Р = 0,25 МПа, t = 5000 C, N =
12000 кВт.
Это бескомпрессорные утилизационные машины выработка электроэнергии
которых составляет от 40 до 200 кВт/ч на 1т выплавляемого чугуна.
ГТУ в основном применяются в авиации, на судах, авиационных ГТУ, после
выработки летного ресурса используются в стационарных установках (N - 1020 МВт). Они легко автоматизируются, быстро запускаются, не нуждаются в
охлаждающей воде, работают в любых климатических условиях. Используются
как электрогенераторы, с которыми соединяются через понижающий редуктор.
Для увеличения моторесурса снижают температуру продуктов сгорания.
Достаточно широко ГТУ используются в технике для охлаждения, сжижения
и разделения газов - это так называемые турбодетандеры - расширительные
машины. Впервые одноступенчатый турбодетандер был предложен П.Л. Капицей в 1937 г. для систем глубокого охлаждения газов.
Наиболее широко используются радиальные турбодетандеры, они срабатывают большие перепады давления в одной ступени, производительности от 0,03
до 15 г/с (и соотношение давлений от 4 до 30). Частота вращения (турбохолодильник системы кондиционирования современных самолетов) 2500 об/мин,
150000 об/мин.
83
ЛИТЕРАТУРА
1.Иванов И.А., Крамской В.Ф., Моисеев Б.В., Степанов О.А.
Теплоэнергетика при эксплуатации транспортных средств в
нефтегазодобывающих районах Западной Сибири: Справочное пособие/
Под ред. О.А.Степанова. - М.: Недра, 1997. - 269с.
2.Белоконь Н.И. Термодинамические процессы газотурбинных двигателей.
-М.: Недра, 1969.-128с.
3.Поршаков Б.П., Бикчентай Р.Н., Романов Б.А. Термодинамика и
теплопередача (в технологических процессах нефтяной и газовой
промышленности). - М.: Недра, 1987. - 350с.
4.Черкасский В.М., Калинин Н.В., Кузнецов Ю.В., Субботин В.И.
Нагнетатели и тепловые двигатели. - М.: Энергоатомиздат, 1997. - 384с.
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа