2293

11. Давление воздуха на входе в компрессор

12. Давление газа за турбиной

р4 р1 КС 0,139 1,98 0,96 0,264 МПа.

13. Степень понижения давления в детандере определяется из уравне-

ния (3.14)

14. Предполагаемая, без учета десублимации диоксида углерода, температура газа за детандером

T7 T6 1 Д 1 Д 167 1 0,88 1 2,52 0,286 133 К.

15. Расход топлива на 1 кг воздуха, проходящего через камеру сгорания (по формуле Я.Т. Ильичева),

Величина QHP КС nT3T3 nT0T0 определяется по таблицам или аппрок-

симирующей формуле для КС = 0,98.

QHP КС nT3T3 nT0T0 = 41850·(1,02112 – 0,04775 t – 0,01375 t2) = Ф, где t = T3 /1000.

Ф = 41850·[1,02112 – 0,04775 · 1,1– 0,01375 · (1,1)2] = 39840; bT (1,158 · 1100 – 1,05 · 576) / 39840 = 0,01679 кг/кг.

16. Расход топлива

ВТ = GB bТ = 2 · 0,01679 = 0,03358 кг/c.

17.Коэффициент избытка воздуха

11

Г L0bT 14,8 0,01678 4,025.

18.Количество водяных паров, образовавшихся при сгорании топлива,

19. Количество водяных паров, поступивших в ТХЭА с воздухом,

20. Количество водяных паров в газе

GHГ2O GHT2O +GHВ2O = 0,0415 + 0,016 = 0,0575 кг/с.

21. По средней температуре в соответствующем процессе по таблицам теплоемкостей для воздуха и продуктов сгорания уточняем средние тепло-

50

емкости cP3 4 , cP6 7 , cP0 1' , c1P 2 . При значительном расхождении их с ранее принятыми производится коррекция и вычисления повторяются, начиная с п. 2.

22. Мощность турбины

NT GBcP3 4 T3 T4 2 1,09 (1100 833) 0,98 576 кВт.

23. Мощность детандера

NД GBcP6 7 T6 T7 ' 2 1,012 (167 133) 0,98 0,99 66,8 кВт.

24.Температура газов на выходе из теплоутилизационной части

T5 T0 T 288 (10...20) 305 К.

25.Массовая концентрация диоксида углерода в продуктах сгорания топлива

26. Холодопроизводительность

Q0 GBcP7 8 T8 T7 ' 2 1,012 (163 133) 0,98 0,99 59 кВт, где T8 T6 (3...5) 167 4 163 К.

27. Тепловая нагрузка на регенератор

QP GBcP5 6 T5 T6 ' 2 1,015 (305 167) 0,98 0,99 271,8 кВт.

28. Тепловая нагрузка на теплообменник

QTO GBc1P 1' T1' T1 0,98 2 1,004 (320 305) 0,98 0,99 30 кВт.

29. Количество теплоты, переданное газом воде в котле-утилизаторе без учета конденсации водяных паров,

dHHAC2O определяется по h-d-диаграмме для смеси воздуха и водяного пара по температуре в точке 5 (см. рис. 3.1).

31. Суммарная теплопроизводительность

Q QКУ QTO QКОНД 1060 30 95 1185 кВт.

32. Производительность по горячей воде

51

33. Массовая концентрация азота в продуктах сгорания топлива

35. Молекулярная масса продуктов сгорания топлива

ПС ССО2 СО2 СN2 N2 CO2 O2

0,05 44 0,776 28 0,174 32 29,5.

36.Массовая концентрация диоксида углерода, отнесенная к смеси двухатомных газов,

C CCO2 0,05 0,0526.

38. Температура продуктов сгорания топлива на входе в турбодетандер

где R = 8,314 кДж/(кг·К) – универсальная газовая постоянная.

2,52 0,0526 28,73

Температура Т6 соответствует ранее принятому значению (при значительном расхождении провести коррекцию и повторить вычисления, начиная с п. 6).

52

39. Равновесная температура T7P определяется по уравнению (3.33). Уравнение решается методом последовательных приближений. Примем

T7P = 152,5 К и подставим в правую часть уравнения:

3.3. Расчет параметров ТХЭА на переменных режимах работы

Расчет параметров ТХЭА (см. рис. 2.2) на переменных режимах работы осуществляется методом последовательных приближений. На характеристике нагнетателя (рис. 3.2) рабочие точки располагаются на линии постоянных приведенных оборотов nПР = n / nНОМ , соответствуют 81 % от номинального значения (nНОМ = 26200 об/мин; n = 21200 об/мин) и определяются частотой вращения электродвигателя и передаточным числом мультип-

ликатора. Адиабатный КПД и степень повышения давления Н нагнетателя являются функциями приведенных оборотов nПР и приведенного расхода воздуха GН ПР .

Рабочие точки на характеристике турбодетандера (рис. 3.3) находятся практически на одной линии GД ПР = f ( T ), а адиабатный КПД дополнительно является функцией приведенных оборотов:

53

1,9

0,60

1,7

0,81

1,5

0,71

1,3

GН ПР , кг/c

Дад*

0,9

0,8

0,7

1600 1740

GД ПР (см2√К/с)

12,6

11,4

10,2

Рис. 3.3. Газодинамические характеристики турбодетандера

54

В свою очередь, приведенные обороты детандера при постоянном значении физических оборотов являются функцией температуры газов перед детандером.

На характеристике компрессора (рис. 3.4) положение рабочих точек оп-

ределяется приведенными расходом и оборотами К =f (GК ПР , nПР). Рабочие точки должны находиться в области, ограниченной максимально допустимыми и минимально устойчивыми оборотами газотурбогенератора правее и ниже линии помпажа.

Положение рабочих точек на характеристике турбины (рис. 3.5) соответствует семейству кривых:

GТ ПР = f ( T , U); Тад f ( T , U),

где U – приведенная окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса турбины.

В общем случае определяющими факторами переменных режимов ТХЭА в соответствии с изменением нагрузки являются расход топлива и соответствующая температура газов в камере сгорания Т3 , то есть определяется режим работы газотурбогенератора. Однако в целях упрощения целесообразно начинать расчет, задаваясь первоначально положением рабочей точки на характеристике нагнетателя согласно схеме, представленной на рис. 3.6.

Потери давления вследствие гидравлического сопротивления теплообменных аппаратов и коммуникаций на переменных режимах определяются формулой

здесь рНОМ , ТНОМ , GНОМ – среднее давление, температура и расход потока на номинальном режиме для рассматриваемого участка газовоздушного тракта; рПЕР , ТПЕР и GПЕР – то же на переменном режиме.

Теплота газов ТХЭА, за исключением потерь в окружающую среду, утилизируется водой, поэтому изменением коэффициента теплопередачи теплоутилизационной части ТХЭА при расчете переменных режимов можно пренебречь, что значительно упрощает расчет, так как тепловой КПД теплообменных аппаратов в общем случае является функцией схемы течения теплоносителей, отношения их водяных эквивалентов и безразмерной удельной поверхности, а соответствующие аналитические выражения имеют сложный характер. В остальном методика расчета основана на известных термодинамических зависимостях и уравнениях, полученных из энергетического, теплового и материального балансов ТХЭА с использованием таблиц термодинамических свойств воздуха, продуктов сгорания, воды и водяного пара (см. разд. 3).

55

Рис. 3.6. Блок-схема расчета совместной работы турбомашин по газодинамическим характеристикам

57

Регенераторы в ТХЭА предназначены для выработки низкотемпературного холода, что способствует выпадению диоксида углерода из потока охлажденных ПСТ после их расширения в турбодетандере.

Тепловой расчет рекуперативных теплообменников

К рекуперативным теплообменникам относятся: кожухотрубные аппараты, змеевиковые, спиральные, а также теплообменники с ребристыми и гофрированными пластинчатыми поверхностями.

Основные положения методики расчета применимы для всех типов рекуперативных теплообменников. Расчет отдельных элементов некоторых типов аппаратов может иметь определенные особенности.

Конструктивный расчет теплообменников сводится к совместному решению уравнения теплового баланса

Q = G1 h1 = G2 h2

и уравнения теплопередачи

Q = k F,

где Q – количество передаваемой теплоты; G1, G2 – расход теплоносителя, отдающего и принимающего теплоту; h1 и h2 – изменение энтальпий теплоносителей в аппаратах; k – коэффициент теплопередачи; – среднелогарифмическая разность температур; F – расчетная поверхность теплообмена.

В том случае, когда агрегатное состояние теплоносителя в теплообменнике не изменяется,

h = сР t ,

где t – перепад температур на входе и выходе из теплообменника; сР – средняя теплоемкость теплоносителя.

Если агрегатное состояние теплоносителя изменяется в результате кипения, то

h = cЖ (tH – tЖ) + r + cРП (tП – tН),

где tН – температура насыщения жидкости; сЖ , сРП –теплоемкость жидкости и пара; tП , tЖ – температура пара и жидкости; r – теплота парообразования.

Расход теплоносителей определяют:

для теплообмена без изменения агрегатного состояния теплоносите-

для теплообмена при изменении агрегатного состояния

59