3.3. Давление и температура воздуха в камере сгорания

При попадании воздуха после компрессора в камеру сгорания его давление ( ) уменьшается вследствие дросселирования в жаровых трубах ( ). Следовательно, давление воздуха в камере сгорания (см. рис. 9)

, (3.15)

где бар.

Примечание. В зависимости от степени открытия ВНА (%) расход воздуха через компрессор будет изменяться, следовательно в общем случае . Учитывая, что положение ВНА может изменяться в пределах от 0⁰ до – 35⁰, согласно инструкции по эксплуатации [11]. Можно считать величину постоянной.

Относительное давление с учетом дросселирования воздуха в жаровых трубах

/ . (3.16)

Стандартное отношение относительных давлений

. (3.17)

Стандартная энтропия воздуха в камере сгорания

= . (3.18)

Действительная энтропия воздуха в камере сгорания

= / .

, кДж/(кг∙К) (3.19)

3.4. Расчет теоретической температуры горения.

Суммарная энтальпия продуктов сгорания (h_Т), соответствующая теоретической температуре горения (t_Т), равна теплу, подведенному в камеру сгорания (Q_KС) и складывается из тепла реакции горения топлива (Q^Р_Н), тепла, внесенного с воздухом (h_B) и физического тепла топливного газа (h_ПГ). Следовательно, теоретической температуре горения отвечает равенство:

h_Т(t_Т) = Q_KС = Q^Р_Н + h_B(t_{2 В}) + h_ПГ(t_ПГ). (3.20)

Учитывая, что

h_Т(t_Т) = c_{Р Г}(t_Т) ∙ t_Т , (3.21)

зависимость для теоретической температуры горения имеет вид

t_Т = t_{2 В} + t_Т = t_{2 В} + h_Т(t_Т) / c_{Р Г}(t_Т). (3.22)

Расчет этой температуры проводится с учетом зависимости теплоемкости продуктов сгорания от температуры. Учитывая, что процесс сгорания протекает при постоянном давлении, расчеты ведутся по изобарной теплоемкости (массовой или молярной). Учитывая тот факт, что расчеты теоретической и действительной температур горения можно проводить через молярные или массовые величины, алгоритм вычислений выглядит следующим образом.

1. Молекулярная масса газообразного продукта сгорания топлива (смеси газов), кг/кмоль:

_Г = ∑(_i ∙ r_i) = μ_H2O ∙ r_H2O + μ _RO2 ∙ r_RO2 + μ _N2 ∙ r_N2+ _В ∙ r_B =

= 18,016 ∙ r_H2O + 44,01 ∙ r_RO2 + 28,15 ∙ r_N2+ 28,97 ∙ r_В . (3.23)

2. Газовая постоянная газообразного продукта сгорания топливной смеси определится из соотношения, кДж/(кг∙К):

R_СМ = μR /μ_СМ → R_Г = 8,3145 /μ_Г . (3.24)

3. Вычисляется молярная энтальпия газообразного продукта сгорания топлива, соответствующая теоретической температуре горения, кДж/кмоль:

H_Т(t_Т) = Q^Р_Н ∙ V_Н + H_B(t_{2 В}) + H_ПГ(t_ПГ) = Q^Р_Н ∙ V_Н + h_{2В КС} ∙ _В + h_ПГ ∙ _ПГ, (3.25)

где: Q – кДж/м³; H – кДж/кмоль; V_Н = 22,414 м³/кмоль – объем 1 кмоля любого газа при НФУ; h – кДж/кг;  – кг/кмоль.

4. Задаемся рядом возможных теоретических температур горения (например, t_Т = 1000; 1050; 1100; 1150; 1200; 1250 ^OC).

5. Для каждого значения температуры по таблицам [2] вычисляются удельные молярные энтальпии (H) компонентов газообразного продукта сгорания топлива, кДж/кмоль:

H_H2O, H_RO2, H_N2, H_В = f(t_Т). (3.26)

6. По правилу смешения вычисляется энтальпия газообразного продукта сгорания топлива (H _Г), кДж/кмоль:

H _Г = r_H2O ∙ H_H2O + r_RO2 ∙ H_RO2 + r_N2 ∙ H_N2 + r_B ∙ H_В. (3.27)

7. По результатам вычислений путем интерполяции, учитывая, что в молярных величинах H_Г = H_Т , находим приращение температуры горения, ^OC (рис. 10)

t_Т = f(H_Г = H_Т). (3.28)

8. Вычисляем теоретическую температуру горения, ^OC

t_Т = t_{2 В} + t_Т . (3.29)

9. Общий КПД камеры сгорания можно выразить в виде произ­ведения:

η_КС = η^Т_КС ∙ η^А_КС. (3.30)

Здесь: η^Т_КС – тепловой КПД КС; η^А_КС – аэродинамический КПД КС.

Тепловой КПД камеры сгорания, учитывающий все тепловые потери [4], определяется по формуле:

η^Т_КС = 1 – (Q_НС + Q_ОХЛ) / (Q^Р_Н) ), (3.31)

где: Q_НС – потери теплоты от неполного сгорания топлива (химический и физический недожог), кДж/м³ , (кДж/кг). У современных КС эти потери не должны превышать 15 % общего расхода теплоты при работе во всем диапазоне рабочих нагрузок и 13 % при работе на расчетной нагрузке;

Q_ОХЛ – потери за счет отдачи теплоты в окружающее пространство нагретой поверхностью КС и примыкающих к ней трубопроводов. Эти потери обычно бывают не более 0,5 % расхода теплоты, кДж/м³ , (кДж/кг).

В существующих камерах сгорания тепловой КПД при работе на расчетном режиме:

η^Т_КС = 0,97 … 0,98. (3.32)

Полные потери давления в камере сгорания складывается из следующих составляющих:

а) гидравлические (аэродинамические) потери, которые возникают без подвода теплоты в камере в результате потерь на трение при прохождении газового потока и наличия местных сопротивлений от воздухонаправляющих рёбер, завихрителей и т.д. Эти потери определяются при холодной продувке камеры:

б) дополнительные потери давления, вызванные нагревом газа при сгорании топлива в камере. Плотность газа в этом случае уменьшается, а скорость газового потока увеличивается (за счет увеличения объёмного расхода газа).

Потери давления в камере сгорания снижают КПД ГТУ. Это можно учесть с помощью аэродинамического КПД камеры сгорания η^А_КС, который обычно составляет:

η^А_КС = 0,98 … 0,99. (3.33)

Общий КПД современных камер сгорания согласно [5, 6]:

η_КС = η^Т_КС ∙ η^А_КС = 0,95 … 0,98. (3.34)

Расчет действительной температуры горения базируется на алгоритме расчета теоретической температуры горения. Последовательность вычислений аналогична вычислению теоретической температуры горения. Расширенный алгоритм вычислений приводится в молярных величинах.

1. Вычисляется молярная энтальпия газообразного продукта сгорания топлива, которой соответствует действительная температура горения (действительная температура газов перед первой ступенью ГТ: t₃ = t_Д):

H_Д(t_Д) = H₃(t₃) = Q_KС ∙ η_ТП = [Q^Р_Н ∙ V_Н + H_B(t_{2 В}) + H_ПГ(t_ПГ)] ∙ η_ТП, (3.35)

где: Q – кДж/м³; H – кДж/кмоль; V_Н = 22,414 м³/кмоль – объем 1 кмоля любого газа при НФУ; η_ТП = 0,97 … 0,98 – КПД теплового процесса горения, учитывающий тепловые потери КС в окружающую среду, так как корпус ГТД не имеет тепловой изоляции и применяется тепловое укрытие с применением вентиляторов отсоса воздуха из него, вследствие чего имеют место увеличенные потери в окружающую среду (рис. 11).

2. Задаемся рядом возможных теоретических температур горения (например, t₃ = 1000; 1050; 1100; 1150; 1200; 1250 ^OC).

3. Для каждого значения температуры по таблицам [2] вычисляются удельные молярные энтальпии (H) компонентов газообразного продукта сгорания топлива, кДж/(кмоль):

H_H2O, H_RO2, H_N2, H_3В = f(t₃). (3.36)

4. По правилу смешения вычисляется энтальпия газообразного продукта сгорания топлива (H _Г), кДж/(кмоль∙К):

H₃ = r_H2O ∙ H_H2O + r_RO2 ∙ H_RO2 + r_N2 ∙ H_N2 + r_B ∙ H_3В. (3.37)

5. По результатам вычислений путем интерполяции, учитывая, что H₃ = H_Д , находим приращение температуры горения, ^OC

t_Д = f(H₃ = H_Д). (3.38)

6. Вычисляется действительная температура горения, ^OC

t₃ = t_{2 В} + t_Д . (3.39)

Рис. 9. Процесс в h,s-диаграмме изменения давления воздуха в камере сгорания

Рис. 10. H, ∆t-диаграмма продукта сгорания топлива для определения теоретической и действительной температур горения

Рис. 11. Схема теплового укрытия ГТЭ-110: К – компрессор; КС – камера сгорания; ГТ – газовая турбина; Диф. – диффузор соединения ГТ с котлом-утилизатором