Термодинамика и теплопередача в технологических процессах нефтяной и газовой промылшенности
.pdf
Термодинамика в технологических процессах… |
101 |
Для газотурбинных установок в отличие от поршневых ДВС вместо степени сжатия вводят параметр, характеризующий степень повышения давления рабочего тела в компрессоре π = р2/р1. Выразим отношение температур в выражении (1.311) через соотношение давлений сжатия для компрессора π , используя уравнения адиабаты для идеального газа, в виде следующей системы уравнений:
|
p |
k −1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p |
k−1 |
|
|
p |
k−1 |
|
|
|||||||||
T |
k |
|
|
1 |
|
; |
T T |
|
T |
|
T |
k |
|
|
T |
k |
|
. |
(1.312) |
||||||||||||
1 |
= |
1 |
|
= |
|
|
|
4 |
= |
4 |
|
3 |
|
2 |
= |
4 |
|
|
3 |
|
2 |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
|
k −1 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
T2 |
p2 |
|
π |
|
|
|
T1 |
|
T3 |
|
T2 |
|
T1 |
p3 |
|
T2 |
p1 |
|
|
|
|
||||||||||
|
k |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
Поскольку р3 = р2, а р4 = р1, то T4/T1 =T3/T2. С учетом этого равенства и системы уравнений (1.312), выражение для определения термического КПД цикла
Брайтона примет вид
ηt = 1− |
1 |
. |
(1.313) |
||
k −1 |
|||||
|
π |
k |
|
|
|
Из соотношения (1.313) следует, что КПД цикла Брайтона повышается с увеличением степени повышения давления рабочего тела в компрессоре π .
Эффективность цикла газотурбинной установки можно повысить, усложняя схему ГТУ, в частности введением регенерации теплоты отходящих газов (рисунок 1.41).
а |
б |
Рис. 1. 41. Схема ГТУ с регенерацией теплоты отработавших продуктов сгорания (а) и цикл этой установки в координатах T-s (б)
102 |
Часть 1 |
В ГТУ с регенерацией теплоты отходящих газов продукты сгорания после газовой турбины (4) перед их выбросом в атмосферу поступают в регенератор (2), где подогревают сжатый воздух, сжатый в компрессоре (1) перед его поступлением в камеру сгорания (3).
Таким образом, при постоянной температуре газов перед турбиной Т3 сжатый воздух после компрессора на участке (2 – а) изобары (2 – 3) подогревается отходящими из турбины газами и только на участке (а – 3) он нагревается за счет сжигания топлива [12].
Площади 2-a-d-c и b-4-f-e характеризуют соответственно количество теплоты, подводимой к воздуху и отводимого от продуктов сгорания в процессе регенерации теплоты, что приводит к снижению количества подводимой теплоты, а работа цикла, определяемая площадью 1-2-3-4, остается без изменения. Это и приводит к увеличению КПД цикла ГТУ с регенерацией теплоты по сравнению с КПД ГТУ без регенерации теплоты отходящих газов.
Температура воздуха на выходе из регенератора T5 всегда меньше темпера-
тур Tа = T4 .
Введем понятие степени регенерации, как отношение действительного по-
догрева воздуха ( q5,2 ) к максимально возможному ( q4,2 )
ϕ = |
q5,2 |
= |
cpm (T5 |
− T2 ) |
≈ |
T5 |
− T2 |
. |
|||
|
q |
4,2 |
|
c |
pm |
(T − T ) |
|
T − T |
|||
|
|
|
|
4 |
2 |
4 |
2 |
|
|||
Отсюда определяем температуру воздуха на выходе из регенератора
T5 = T2 + ϕ (T4 − T2 ) . Термический КПД для регенеративного цикла
р |
|
|
l |
ц |
|
cpm (T3 − T4 ) − cpm (T2 − T1) |
|
(T − T ) − (T − T ) |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
3 |
4 |
2 |
1 |
|
|||
ηt |
= |
|
|
= |
|
|
|
≈ |
|
. |
||||
q |
р |
c |
pm |
(T − T ) |
T − [T + ϕ (T − T )] |
|||||||||
|
|
|
подв |
|
|
3 5 |
3 |
2 |
4 |
2 |
|
|||
(1.314)
(1.315)
(1.316)
Сучетом граничных температур процесса сжатия в компрессоре ( τ ) и цикла
вцелом (θ )
|
|
p |
|
|
k −1 |
|
|
|
|
||
|
T |
|
k |
|
θ = |
T |
|
|
|||
τ = |
2 |
= |
|
2 |
|
; |
3 |
, |
(1.317) |
||
|
|
|
|
||||||||
|
T1 |
|
p1 |
|
|
|
|
T1 |
|
|
|
получаем выражение КПД термодинамического цикла газотурбинной установки с регенерацией
|
|
θ − |
θ |
− (τ −1) |
|
||
|
|
|
|
||||
ηtр = |
|
|
τ |
|
|
. |
(1.318) |
|
|
|
θ |
|
|||
|
(θ − τ) − ϕ |
− τ |
|
||||
|
|
|
|
τ |
|
|
|
Термодинамика в технологических процессах… |
103 |
При отсутствии регенерации теплоты (ϕ= 0) получаем КПД цикла Брайтона
ηt |
= 1− |
T 1 |
≡ 1− |
1 |
. |
(1.319) |
||
|
k −1 |
|||||||
|
T 2 |
|
π |
|
|
|
|
|
|
|
k |
|
|||||
Влияние различных параметров на значения термического КПД ГТУ
Анализ формулы (1.318) показывает, что в отличии от КПД термодинамического цикла Брайтона, на КПД регенеративного цикла, кроме степени повышения давления в компрессоре π (подобно τ ), влияют температуры воздуха перед компрессором T1 , газов перед турбиной T3 и степень регенерации ϕ [4].
При фиксированных значениях ϕ и T3 на значения КПД ГТУ влияют степень увеличения давления и температура воздуха T1 (рисунок 1.42).
При фиксированных значениях ϕ и T1 на значения КПД ГТУ влияют степень увеличения давления и температура газов перед турбиной T3 (рисунок 1.43).
Графики рисунков 1.42 и 1.43 свидетельствуют о наличии максимума КПД при умеренных степенях повышения давления в компрессоре, росте КПД при уменьшении температура воздуха на входе в компрессор и увеличении температуры газов на входе в турбину, что объясняется следствием II начала термостатики.
Уменьшение КПД с ростом π можно объяснить увеличением доли работы, потребляемой компрессором, и соответственно, уменьшением доли полезной работы, передаваемой потребителю.
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
% |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t1=15 |
|
|
η, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t1=0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t1=-15 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
45 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
40 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
35 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
12 |
14 |
16 |
18 |
20 |
22 |
24 |
26 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
π |
|
Рис. 1.42. Зависимость КПД цикла ГТУ от степени повышения давления |
|
|||||||||||
|
при различных температурах воздуха (оС) на входе в компрессор |
|
||||||||||
104 |
|
|
|
|
Часть 1 |
|
|
|
|
|
|
|
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
η,% |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
45 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t3=900 |
|
|
|
|
|
|
40 |
|
|
|
|
|
t3=1100 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t3=1300 |
|
|
|
|
|
|
35 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
12 |
14 |
16 |
18 |
20 |
22 |
24 |
26 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
π |
|
Рис. 1.43. Зависимость КПД цикла ГТУ от степени повышения давления |
|
|||||||||||
|
при различных температурах газов (оС) на входе в турбину |
|
|
|||||||||
|
Интересная зависимость КПД цикла от получается π и ϕ при фиксирован- |
||||||||||||
ных значениях температур воздуха T1 и газов T3 |
(рисунок 1.44). |
|
|
|
|||||||||
η,% |
65 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
45 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
40 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
35 |
|
|
|
|
|
φ=0,7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
φ=0,85 |
|
|
|
|
|
|
|
30 |
|
|
|
|
|
φ=0,6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
φ=0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
20 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
15 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
12 |
14 |
16 |
18 |
20 |
22 |
24 |
26 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
π |
|
Рис. 1.44. Зависимость КПД цикла ГТУ от степени повышения давления |
|
|||||||||||
|
|
|
при различных значениях степени регенерации теплоты |
|
|
||||||||
Термодинамика в технологических процессах… |
105 |
При степени повышения давления в компрессоре π <12 , чем больше степень регенерации, тем больше КПД. Среди рассмотренных диапазонов изменения ϕ,
наибольшее значение КПД соответствует степени повышения давления π = 4 ÷ 5. Эти значения соответствуют промышленным ГТУ.
Графические зависимости свидетельствуют о потери смысла регенерации при степени увеличения давления в компрессоре π >11÷12 .
Эффективно-термодинамический цикл ГТУ
Действительный цикл газотурбинной установки отличается от теоретического, прежде всего наличием внутренних необратимых потерь, гидравлическими сопротивлениями по трактам ГТУ. Для описания рабочего процесса в ГТУ принято использовать эталонный цикл [4].
Эталонным циклом газотурбинного двигателя называется круговой процесс, удовлетворяющий требованиям термодинамической теории тепловых двигателей и требующий наименьшего количества эмпирических данных для расчетного определения основных показателей процессов реальных двигателей – коэффициента полезного действия и удельной работы ГТУ.
В качестве эталонного цикла ГТУ принят эффективно-термодинамический цикл, который состоит из двух внешнеадиабатических процессов: сжатия в компрессоре и расширения в турбине и двух дроссельных процессов (без совершения работы) – подвода теплоты в камере сгорания и отвода теплоты в атмосферу (рисунок 1.45).
Рис. 1. 45. Циклы ГТУ:
a-c-z-s-a – обратимый (Брайтона); 1-2-3-4-1 – эффективно-термодинамический
Использование внешнеадиабатных и дроссельных процессов делает эффек- тивно-термодинамический цикл близким к реальным циклам и в то же время наличие точных термодинамических соотношений для процессов изменения состояний позволяет производить аналитически полное исследование рабочего процесса.
Эффективно-термодинамический цикл ГТУ, изображенный на рисунке 1.45 сопровождается потерями, возникающими в осевом компрессоре, газовой турбине, камере сгорания и в других элементах установки, которые в идеальном цикле не учитываются.
106 |
Часть 1 |
Гидравлические потери, возникающие в компрессоре, вызывают повышение температуры воздуха T2 в процессе сжатия по сравнению с тем значением темпера-
туры, которое он имел бы при обратимом процессе адиабатического сжатия Tc (рисунок 1.45). Внешнеадиабатный процесс 1-2 с показателем процесса k1* проходит
правее адиабаты, что свидетельствует о том, что работа, затрачиваемая на сжатие, при неизменной степени повышения давления увеличивается.
Отношение теоретической работы wa,c , которая могла бы быть затрачена при адиабатическом сжатии, к действительной работе, затраченной при внешнеадиабатном сжатии w1,2 с одинаковой степенью повышения давления рабочего тела
в процессе сжатия, определяет понятие относительного внутреннего (адиабатического) КПД осевого компрессора (1.299), который характеризует совершенство процесса сжатия:
|
|
|
|
h − h |
|
T − T |
|
π |
k −1 |
−1 |
|
|
|||||||
η |
= |
wa,c |
= |
≈ |
= |
k |
|
|
|
|
|
||||||||
|
c |
a |
c |
a |
|
к |
|
|
|
|
|
, |
(1.320) |
||||||
|
|
|
|
|
|
k |
1 |
|
|
||||||||||
i,к |
|
|
|
− h1 |
|
|
− T1 |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
w1,2 |
|
h2 |
|
T2 |
|
|
|
1 − |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
πкk1 |
|
|
|
−1 |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
где Та, Т1 – начальные температуры в процессах сжатия (обычно T1 = Tа ); Тc, Т2 – конечные температуры в процессах обратимого адиабатного ( k ) и внешне-
адиабатного ( k1 ) сжатия; πк = p2 – соотношение давлений в процессе сжатия p1
в компрессоре.
Одной их характеристик эффективно-термодинамического цикла ГТУ является соотношение температур в процессе внешнеадиабатного сжатия
|
|
|
|
|
|
|
k1* −1 |
|
k*−1 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
||
|
|
|
|
* |
|
|
||||||
|
Т |
|
р |
|
|
* |
|
|
||||
|
2 |
k1 |
|
k1 |
|
|||||||
τк = |
|
= |
|
2 |
|
|
|
= πк . |
(1.321) |
|||
Т1 |
р1 |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
При известных давлениях |
и |
температурах в реальном процессе |
сжатия |
|||||||||
из уравнения политропы с постоянным показателем можно оценить значение показателя внешнеадиабатного процесса
k* = |
logπк |
. |
(1.322) |
|
logπк − logτк |
||||
1 |
|
|
Давление в точке 1 меньше давления в точке а на величину гидравлических потерь входного тракта ГТУ р1.
В камере сгорания ГТУ, гидравлические потери, а также возрастание скорости движущегося потока газов из-за увеличения температуры при подводе теплоты, вызывают понижение давления рабочего тела, которые оцениваются величиной порядка 1% от давления на выходе осевого компрессора и учитывается
коэффициентом ξq .
Термодинамика в технологических процессах… |
107 |
Температуры рабочего тела перед турбиной обычно поддерживается равной паспортному значению, поэтому принимается T3 = Tz .
С давлением меньшим на величину гидравлических сопротивлений между компрессором и турбиной, продукты сгорания с давлением p3 и температурой Т3 поступают в газовую турбину, где реальный процесс расширения продуктов сгорания
соответствует внешнеадиабатному 3-4 с показателем k2 (рисунок 1.45). Вследствие необратимых потерь при внешнеадиабатном расширении темпе-
ратура продуктов сгорания в турбине T4 в конце процесса возрастает относительно температуры конца адиабатического расширения Ts .
Отношение действительной работы w3,4 , полученной в турбине при расширении газов, к теоретической работе, которая могла бы быть получена в адиабатическом процессе расширения wz,s называется относительным внутренним (адиабатическим) КПД газовой турбины
|
|
w |
|
|
h − h |
|
η |
= |
3,4 |
= |
3 |
4 |
|
i,т |
|
w |
,s |
|
h − h |
|
|
|
z |
|
z |
s |
|
|
|
|
|
|
k2 −1 |
|
|
|
|
||||
|
T − T |
|
π |
|
k |
|
|
−1 |
|
|
|||
≈ |
= |
|
|
2 |
|
|
|
|
|||||
3 |
4 |
|
т |
|
|
, |
(1.323) |
||||||
Tz |
− Ts |
|
|
k −1 |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
πтk |
−1 |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||
где πт = p3 / p4 – соотношение давлений в процессе расширения в турбине.
Следует отметить, что давление в точке 4 больше давления в точке s на величину гидравлических потерь выходного тракта ГТУ р2.
Соотношение температур в процессе внешнеадиабатного сжатия
|
|
|
|
|
|
k2* −1 |
|
k2*−1 |
|
|
|
Т |
3 |
р k2* |
k2* |
|
|||||
τт = |
|
= |
3 |
|
= πт . |
(1.324) |
||||
Т4 |
р4 |
|||||||||
|
|
|
|
|
||||||
При известных давлениях и температурах в реальном процессе расширения из уравнения политропы с постоянным показателем можно оценить значение показателя внешнеадиабатного процесса
k |
* = |
logπт |
. |
(1.325) |
|
logπт − logτт |
|||||
|
2 |
|
|
Как правило, значение показателя внешнеадиабатного процесса расширения k2 меньше показателя адиабаты k .
Второй важнейшей характеристикой эффективно-термодинамического цикла является соотношение граничных температур цикла θ (1.317).
Третьей и последней характеристикой эталонного цикла является характеристика обратимости цикла
108 |
|
|
|
|
|
Часть 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
χ = logτ т . |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(1.326) |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
logτк |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
С учетом этих трех характеристик цикла получаются следующие расчетные |
||||||||||||||||||||||
соотношения: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
удельная работа сжатия в компрессоре |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
│wi,к│= │ w |
│= h2 |
– h1 = cрm·(T2 – T1) = cрm.T1·( τ |
к |
– 1); |
|
(1.327) |
|||||||||||||||
|
|
|
1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
удельная работа расширения в турбине |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
wi,т = w |
= h3 – h4 = cрm·(T3 – T4) = cрmT1·θ·(1 – τ-1 ) = cрmT1·θ·(1 – τ-χ ); |
(1.328) |
||||||||||||||||||||
|
3,4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
т |
|
|
|
|
|
|
|
|
к |
|
|
удельная работа цикла |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
w |
= w |
|
- w |
= c |
|
T θ 1− τ-χ |
) |
− |
( |
τ |
|
−1 |
. |
|
|
(1.329) |
||||
|
|
i,ц |
i,т |
i,к |
|
pm |
1 |
|
( |
к |
|
|
к |
|
) |
|
|
|
||||
На основании формулы (1.329) при различных, но равных значениях относи- |
||||||||||||||||||||||
тельных внутренних КПД компрессора и турбины построены графические зависи- |
||||||||||||||||||||||
мости, приведенные на рисунке 1.46, где имеется максимум удельной внутренней |
||||||||||||||||||||||
работы цикла, который существенно зависит от совершенства работы компрессора |
||||||||||||||||||||||
и турбины. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
,кДж/кг |
250 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
225 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
i,ц |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
w |
200 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
175 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
150 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
125 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
100 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
75 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,75 |
|
|
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,8 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,85 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,9 |
|
|
|
25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,95 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
12 |
14 |
|
16 |
18 |
|
20 |
|
22 |
24πк |
26 |
|
|||
Рис. 1.46. Зависимость удельной работы ГТУ от соотношения давлений сжатия |
||||||||||||||||||||||
|
|
при значении граничных температур цикла θ = 3,65 |
|
|
|
|||||||||||||||||
Термодинамика в технологических процессах… |
109 |
Эффективность цикла оценивается относительным внутренним (индикаторным) КПД
|
|
w |
|
c |
pm |
T θ (1 − τ−χ ) − (τ |
к |
− 1) |
|
θ (1 − τ |
−χ |
) − (τ |
к |
− 1) |
|
||||
ηi |
= |
i,ц |
= |
|
1 |
|
|
к |
|
= |
к |
, (1.330) |
|||||||
q |
|
|
|
c |
pm |
(T − T ) |
|
|
θ − τ |
к |
|
|
|||||||
|
|
2,3 |
|
|
|
|
|
3 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
где q2,3 – удельное количество теплоты, подведенное в камере сгорания.
По формуле (1.330) при различных, но равных значениях относительных внутренних КПД компрессора и турбины построены зависимости индикаторного КПД от степени сжатия в компрессоре (рисунок 1.47).
Данные рисунка 1.47 свидетельствуют о том, что рост численных значений относительных КПД компрессора и газовой турбины не только увеличивает значение КПД установки, но и осуществляет сдвиг оптимального соотношения давления сжатия (по условию получения максимального КПД или эффективной работы) в сторону больших значений.
0,65 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
i |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
η |
|
|
0,75 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,8 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,55 |
|
|
0,85 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,9 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,50 |
|
|
0,95 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,45 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,40 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,35 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,30 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,20 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,15 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,05 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,00 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
12 |
14 |
16 |
18 |
20 |
22 |
24πк 26 |
Рис. 1.47. Зависимость индикаторного ГТУ от соотношения давлений сжатия |
||||||||||||
|
при соотношении граничных температур цикла θ = 3,65 |
|
||||||||||
110 |
Часть 1 |
Для современных ГТУ соотношение граничных температур в цикле θ > 4 , но при этом качественная сторона графиков на рисунках 1.46 и 1.47 практически останется такой же.
1.13. Циклы паросиловых установок
Паросиловая установка. Цикл Ренкина
Впаросиловых установках в качестве рабочего тела используются пары различных жидкостей (вода, органические жидкости, ртуть и т. п.), но чаще всего водяной пар.
Впаровом котле паросиловой установки (1) за счет подвода теплоты Q1, получаемой за счет сгорания топлива в топке, образуется пар при постоянном давлении р1 (рисунок 1.48).
Рис. 1.48. Схема паросиловой установки
В пароперегревателе (2) он дополнительно нагревается и переходит в состояние перегретого пара. Из пароперегревателя пар поступает в паровой двигатель (3) (например, в паровую турбину), где полностью или частично расширяется до давления р1 с получением полезной работы L1. Отработанный пар направляется
вхолодильник-конденсатор (4), где он полностью или частично конденсируется
при постоянном давлении р2. Конденсация пара происходит в результате теплообмена между отработавшим паром и охлаждающей жидкостью, протекающей через холодильник-конденсатор (4).
После холодильника сконденсированный пар поступает на вход насоса (5), в ко-
тором давление жидкости повышается с величины р2 до первоначального значения р1 после чего жидкость поступает в паровой котел (1). Цикл установки замыкается. Если в холодильнике (4) происходит частичная конденсация отработавшего пара, то
впаросиловой установке вместо насоса (5) используется компрессор, где давление