3. Расчет основных характеристик компрессора, камеры сгорания и турбины на номинальном режиме

Расчет компрессора. Основная задача его расчета заключается в определении изоэнтропийной и действительной работы сжатия и температуры воздуха, поступающего в камеру сгорания на номинальном режиме.

Для вариантов безрегенеративных ГТУ и установок с утилизацией теряемого тепла эта температура равна температуре воздуха за компрессором Т₄, которая находится в следующей последовательности.

Изоэнтропийная работа сжатия компрессора Н_кс= c_рвТ₃( -1), где c_рв – средняя теплоемкость воздуха, ориентировочно определяемая по графикам прил.1, рис.2 по средней температуре процесса сжатия в компрессоре Т_кср=(Т₃+Т₄)/2. В первом приближении она берется по прототипу ГТУ.

Действительная работа компрессора Н_к= Н_ко/_к, тогда Т₄=Т₃ + Н_к/c_рв. При расхождении принятого первоначально и полученного значений Т₄ более 10К расчет повторяется. Обычно вторым приближением достигается необходимая точность.

Для регенеративных ГТУ температура воздуха, поступающего в камеру сгорания, Т₅=Т₄+(Т₂-Т₄), где Т₂ определяется из расчета турбины.

Расчет камеры сгорания. Для определения характеристик топлива и продуктов сгорания, поступающих из камеры сгорания (КС) в газовую турбину, должны быть известны состав топлива и воздуха в массовых или объемных долях. Характеристики топлива и продуктов сгорания рассчитываются по известным методам [2,9]. При курсовом проектировании в качестве топлива принимается стандартный углеводород с химическим составом С = 85% и Н = 15%, для которого низшая теплота сгорания = 44300кДж/кг и теоретическое количество воздуха L₀, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива при коэффициенте избытка воздуха  = I, L₀=15.

Поскольку при курсовом проектировании рассматриваются схемы ГТУ с одной камерой сгорания, то относительное количество воздуха q_в, содержащихся в продуктах сгорания за камерой сгорания, определяется из уравнения теплового баланса, имеющего для этого случая вид [5]:

(6)

где - (или для регенеративных ГТУ) энтальпия воздуха перед камерой сгорания;

- энтальпия продуктов сгорания при Т₁ и =1;

- энтальпия воздуха при Т₁.

Значение величин ( ); ; определяются по прил. 1, рис.3.

Коэффициент избытка воздуха в продуктах сгорания ГТУ

Расчет газовой турбины. Изоэнтропийный перепад энтальпий (теоретическая работа) в турбине рассчитывается по уравнению

где с_рг – средняя теплоемкость процесса расширения, определяемая по средней температуре процесса расширения Т_ср =(Т₁-Т₂)/2 для продуктов сгорания по рассчитанному коэффициенту избытка воздуха  (прил. 1, рис.3);

Т₂ – теоретическая температура конца изоэнтропийного расширения в турбине, лежащая в пределах значений 400-500°С для современных ГТУ;

– принимается также по средней температуре процесса расширения газа.

Задавшись в первом приближении значением , определяют Т_ср; c_рг; m_г и H_то, а затем в случае необходимости вторым приближением уточняют значения этих величин.

После определения H_то находят действительную работу расширения в турбине H_т= _тH_то и действительную температуру газа за турбиной Т₂=Т₁-(h_тH_т)/c_рг. В ГТУ с регенерацией эта температура необходима для расчета температуры воздуха Т₅, поступающего в камеру сгорания. Поскольку в начальной стадии расчета при вычислении Т₅ необходимо знать неизвестные пока Т₂ и , то приходится сначала задаться одной из этих величин, а потом найти остальные, используя при этом метод последовательного приближения и известное равенство Т₅=Т₄+(Т₂-Т₄), где =0,66 – 0,85 – степень регенерации. После этого уточняются значения q_в, а затем с_рг и H_то.

Расход газа определяется по формуле G_г=N_е/H_еохл для охлаждаемой ГТУ и G_г=N_е/H_е – для охлаждаемой ГТУ. Здесь N_е – эффективная (номинальная) мощность ГТУ, кВт; H_еохл – эффективная удельная работа ГТУ с учетом потерь от охлаждения (подготовка и прокачка охлаждающего воздуха, гидравлические и термодинамические потери в проточной части турбины).

(7)

где

- расход воздуха через компрессор, кг/с;

- расход газа через турбину, кг/с;

- расход воздуха на охлаждение;

- относительный расход воздуха на охлаждение соответственно венцов лопаток и подшипников.

- расход топлива; = 0,015 – 0,03 при t₁= 900 – 1200°С;

В ориентировочных расчетах следует принимать расход воздуха на охлаждение одного венца направляющих или рабочих лопаток в пределах 2%. Если, например, охлаждаются направляющие и рабочие лопатки только первой ступени (наиболее распространенный вариант), то ≤0,04. Расход охлаждающего воздуха на подшипники, запирание уплотнений и пр. ориентировочно принимают = 0,02 – – 0,03 (по мере роста Т₁ увеличивается). В целом величина выбирается с ориентировкой на прототип. При курсовом проектировании можно ориентировочно принимать: ≤ 0,05 при t₁ ≤ 800°C; ≤ 0,07 при t₁ ≤ 950°C; ≤ 0,09 при t₁ ≥ 1000°C при подборе соответствующих жаропрочных материалов.

Работа на подготовку и прокачку охладителя определяется по формуле:

, где _В – коэффициент возврата работы для охлаждающего воздуха. В приближенных расчетах следует принимать m_В = 0,4.

Внутренний КПД турбины (ступени) с учетом потерь от воздушного охлаждения в проточной части находится из выражения:

, где - коэффициент гидравлических потерь.

Если коэффициенты скорости направляющих и рабочих лопаток и в расчете приняты без учета дополнительных потерь при обтекании охлаждаемых лопаток (утолщение выходных кромок, искажение погранслоя и пр.), то следует принимать в пределах = 0,985 – 0,995.

- коэффициент термодинамических потерь в проточной части – даже при сравнительно глубоком охлаждении мало отличается от единицы = 0,995 – 0,998.

_мт = h_мк = 0,97 - 0,99 – механические КПД соответственно турбины и компрессора.

Для неохлаждаемой ГТУ эффективная работа определяется так же по формуле (7), но без последнего члена в правой части ( = 0).

Расход топлива для большинства ГТУ составляет в среднем приблизительно 1,5 – 2,0 % от расхода газа. Поэтому в первом приближении можно принимать = 0,015 – 0,02, а затем уточнить его.

Расход топлива находиться из выражений:

- с регенератором

- без регенератора

где - теплосодержание воздуха на выходе из регенератора;

- теплосодержание воздуха на выходе из компрессора;

- теплосодержание газа перед турбиной;

h_кс > 0,98 – 0,99 – КПД камеры сгорания (учитывает потери от недожога);

- низшая рабочая теплотворная способность топлива. Для солярового масла и дизельного топлива = 42500 кДж/кг; для мазута = 40000 кДж/кг; для стандартного углеводорода (газа или жидкого) = 44300 кДж/кг; для условного топлива = 29330 кДж/кг.

В заключение расчета тепловой схемы ГТУ следует повторным расчетом еще раз проверить и уточнить значение всех параметров и величин на номинальном (расчетном) режиме.