паровые и газовые турбины для электростанций

Рис. 12.9. Оптимальное отношение давлений ГТУ с регене-

рацией теплоты для τ = 4 (по данным рис. 12.8)

Коэффициент полезной работы ϕ при введении регенерации заметно возрастает вследствие умень-

шения ε [см. (12.14)].

η

12.4. ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУР Ta , Tc И КПД

АГРЕГАТОВ НА ХАРАКТЕРИСТИКИ ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ

При оценке влияния температур Tа и Tc , КПД турбины и компрессора, а также ряда других факторов (потерь давления в трактах, механических потерь, которые рассматриваются далее) на характеристики ГТУ необходимо иметь в виду существенную особенность ГТУ, отличающую ее от других тепловых двигателей: полезная мощность ГТУ составляет некоторую долю от мощности, развиваемой самой газовой турбиной. Эта доля определяется коэффициентом полезной работы ϕ, который для газотурбинной установки равен около 0,4—0,5, т.е. значительно меньше, чем, например, для паротурбинной установки, где коэффициент полезной работы близок к единице. Чем меньше коэффициент полезной работы, тем более чувствительна установка (ее КПД и мощность) к изменению аэродинамических, механических и других потерь в ее агрегатах. Если, например, в паротурбинной установке какие-нибудь потери составляют 1 % работы расширения турбины, то полезная мощность ПТУ за счет этих потерь также снижается приблизительно на 1 %. В газотурбинной установке потеря, равная 1 %

мощности турбины, составляет 1/ ϕ процентов полезной мощности, так что при ϕ, равном, скажем, 0,4, снижение мощности ГТУ составляет 2,5 %.

По этой же причине относительное изменение температур Tc или Tа вызывает сравнительно

большее относительное изменение КПД, удельной работы и коэффициента полезной работы ГТУ.

Рассмотрим теперь количественное влияние указанных факторов на η, ϕ и H. Ввиду достаточно сложной структуры формул удобно воспользоваться методом малых отклонений, т.е. определять изменение η, ϕ и H при малом изменении Tс или

любого другого параметра.

Влияние температур Tа и Tc . Для оценки

влияния Tа и Tc нa КПД воспользуемся формулой

(12.23) и определим частную производную ∂ η/ ∂τ. Учитывая (12.14) и принимая для простоты δ ≈ ε и

m≈ m , получаем

гв

Переходя далее к конечным малым приращениям, получаем удобную формулу, позволяющую определить относительное изменение КПД при изменении τ :

Пример 12.1. С учетом принятых в табл. 12.2 данных

при σ = 0 имеем: ε = 11; η = 0,282. Найдя ϕ по (12.14)

η

(ϕ = 0,290) и подставив значения всех величин в (12.24),

получим η /η = 1,12 τ /τ .

В данном примере изменение τ на 1 % вызывает соот-

ветствующее по знаку изменение КПД на 1,12 %.

ние температуры воздуха на 10 К вызывает относитель-

ное увеличение КПД на 3,9 %. Чтобы достичь такого же

результата за счет изменения начальной температуры га-

зов, потребуется увеличить Tс на 37 К.

Приведенный пример наглядно показывает целесообразность установки ГТУ в северных районах с низкой среднегодовой температурой воздуха.

Подобным способом исследуется влияние Tс и

Tа на ϕ и H. Из зависимостей (12.4), (12.9) и (12.14) получаем

Для условий примера 12.1

Δϕ / ϕ = 2,45Δτ /τ;

H/ H =3,45 Tс /Tс – 2,45 Tа /Tа .

Как видно, коэффициент полезной работы и удельная работа изменяются более значительно, чем КПД. Это объясняется тем, что при повышении, например, температуры Tс растет не только

работа турбины H , но и количество подведенной

т

теплоты q = cp (Tc – Tb ). При понижении Tа

1

падает H и растет H = H – H , но одновременно

требуется подвод дополнительного количества теплоты в камере сгорания, так как с понижением Та

уменьшается температура воздуха за компрессором Tb и растет q1 .

Влияние КПД турбины и компрессора на H, ϕ

иη. Из формул (12.4), (12.14) и (12.23) при неизменных τ, ε найдем относительные приращения H /H, Δϕ / ϕ и Δη / η при изменении КПД турбины

икомпрессора:

Формула (12.27) подтверждает вывод о существенном влиянии потерь в турбине и компрессоре на полезную работу (мощность) ГТУ. Изменение КПД турбины или компрессора на 1 % вызывает соответственное изменение Н на 1/ ϕ или 1/ ϕ – 1 процентов. КПД компрессора оказывает меньшее влияние на H, чем КПД турбины, так как сама мощность компрессора меньше, чем мощность турбины, и ее изменение на 1 % ведет к меньшему изменению

полезной мощности ГТУ, чем при изменении на 1 % мощности турбины. По тем же причинам коэффициент полезной работы существенно зависит от потерь в турбине и компрессоре, что видно из (12.28).

Относительное приращение КПД, как видно из (12.29), зависит не только от ϕ, но и от степени регенерации σ. Влияние регенерации на Δη / η станет

ясным, если учесть, что изменение η ведет к изме-

т

нению располагаемого перепада температур Td – Tb .

Так, при уменьшении η температура за турбиной

т

растет, вызывая увеличение располагаемой разности Td – Tb . Это ведет к увеличению доли теплоты,

передаваемой воздуху в регенераторе, и, следовательно, к снижению количества теплоты, подводи-

мого в камере сгорания. Значит, уменьшение η

т

ведет не только к снижению полезной работы (что вызывает снижение КПД и учитывается коэффициентом ϕ), но одновременно служит причиной некоторого уменьшения количества теплоты, подводимого в камере сгорания, причем это уменьшение тем больше, чем больше степень регенерации. Если регенерация отсутствует, то, как легко видеть, изме-

нение η не влияет на расход теплоты в камерe сго-

т

рания. Формула (12.29) отражает влияние обоих отмеченных факторов: в первом слагаемом множитель 1/ ϕ учитывает изменение η за счет изменения полезной работы, а множитель 1 – ση характеризует влияние степени регенерации σ. Множитель же при Δη / η в (12.29) является произведением

кк

двух множителей: (1 – ϕ)/ϕ, определяющего влияние КПД компрессора на КПД ГТУ в связи с изменением полезной работы, а также 1 – (1 – σ) η, отражающего влияние регенерации. Природу этого влияния можно установить, рассуждая следующим образом.

С уменьшением η (при неизменных Tа и ε)

к

растет температура за компрессором Tb , а следовательно, и температура за регенератором Te . Однако увеличение Te оказывается тем меньше, чем

больше степень регенерации. Последнее утверждение легко понять, если рассмотреть предельный случай σ = 1, когда температура воздуха за регене-

ратором равна Td , т.е. вообще не зависит от η .

к

Значит, для установок без регенерации или с малой степенью регенерации уменьшение КПД компрессора сильнее влияет на подвод теплоты в камере сгорания, чем в установках с высокой степенью регенерации. Полученные выводы полностью согласуются с формулой (12.29), из которой следует, что изменение КПД установки при изме-

нении η на 1 % тем больше, чем меньше степень

к

регенерации.

12.5.ВЛИЯНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ГАЗОВОГО

ИВОЗДУШНОГО ТРАКТОВ

Как уже отмечалось, влияние потерь в воздушном и газовом трактах приводит к тому, что отношение давлений в турбине становится меньше, чем отношение давлений в компрессоре. Мерой уменьшения отношения давлений служит параметр

λ = δ/ε.

Для определения λ газовый и воздушный тракты разбивают на несколько участков, для каждого из которых находят относительную потерю давления:

где pi — потеря давления на i-м участке; pi —

давление в начале i-го участка.

Вобщем случае параметр λ можно представить

ввиде произведения:

λ = λ λ λ … λ n , (12.31)

1 2 3

в котором λ i — отношение давления за участком к давлению перед ним:

12

i = 1

Для ГТУ с регенерацией λ ≈ 0,9.

Влияние потерь в воздушном и газовом трактах удобно вначале проследить на значении коэффициента полезной работы ϕ. Для этой цели воспользуемся формулой (12.3). Принимая δ = λ ε = (1 – ξ)ε и учитывая, что ξ << 1, находим

δm ≈ (1 – mξ )ε m.

Подставляя это выражение в (12.13) и принимая

m= m = m, после упрощений получаем

гв

ϕ при ξ = 0 (т.е. при отсутствии потерь в воздушном и газовом трактах). Формула (12.35) показывает, что относительное уменьшение коэффициента полезной работы пропорционально ξ (т.е. сумме относительных потерь давления). Степень снижения коэффициента ϕ существенно зависит от отношения τ = Tc /Та . С ростом отношения τ чувстви-

тельность ГТУ к влиянию потерь в тракте

интенсивно снижается, так как при этом растут εm и

ϕ , а коэффициент при ξ в правой части (12.35)

0

быстро падает.

Для определения относительного изменения КПД следует, пользуясь формулой (12.29), сравнить

его значение c η — значением КПД при ξ = 0 (δ =

0

= ε). При этом можно получить формулу, пригодную для конечных малых приращений КПД:

η1 – ση

00

в которой Δη = η – η , = mξ / [(εm – 1)ϕ ].

относительной потери давления ξ и начальной температуры tc для установок без регенерации и с

регенерацией (σ = 0,75). Результаты получены для

оптимальных условий, т.е. расчет произведен по ε

η

для каждого значения температуры.

Снижение КПД прямо пропорционально относительной потере давления ξ.

Влияние потерь в трактах тем меньше, чем выше температура газа перед турбиной (чем выше τ).

Особо следует остановиться на влиянии потерь в регенераторе. Ранее было показано, что введение регенерации дает существенный выигрыш в КПД ГТУ. Однако при определении выигрыша в КПД не учитывалось весьма значительное аэродинамическое сопротивление регенератора.

Как видно из рис. 12.10, влияние потерь в схемах с регенерацией примерно такое же, как и в схемах без регенерации, если сравнение производить при одинаковых относительных потерях давления ξ. Но сами потери ξ при значительной степени регенерации в 2—3 раза больше, чем при отсутствии регенерации; следовательно, и снижение КПД, вызванное потерями в воздушном и газовом трактах, оказыва-

Рис. 12.10. Влияние потерь давления на КПД ГТУ при t = a

= l5 °С; η = 0,87; η = 0,84; m = 0,275:

тк

σ = 0,75

Та бл и ц а 12.3. Экономичность ГТУ в зависимости

от температуры газа и степени регенерации

ется в 2—3 раза больше в схемах с регенерацией, а действительный выигрыш в КПД при введении регенерации значительно меньше, чем теоретический, полученный без учета дополнительных потерь давления в регенераторе.

В табл. 12.3 сопоставлены значения КПД для схем с регенерацией (σ = 0,75) и без регенерации

при следующих условиях: tа = 15 °С; η = 0,87;

т

η = 0,84; m = 0,275

к

Для схемы без регенерации принято ξ = 0,04; для схемы с регенерацией — ξ = 0,1.

В последней строке табл. 12.3 представлены значения относительной экономии теплоты:

q / q = (q – q)/ q = Δη / η,

0 0 0

где q = 1/η; q = 1/ η ; q, η — удельный расход

00

теплоты и КПД схемы с регенерацией (при ξ = 0,1); q , η — удельный расход теплоты и КПД схемы

00

без регенерации (при ξ = 0,04).

Сопоставляя эти цифры с данными табл. 12.2, видим заметное снижение выигрыша от регенерации. При tс = 800 °С действительная экономия теп-

лоты составляет 16,5 вместо 21,9 % по данным табл. 12.2. Приведенные цифры показывают, что действительный выигрыш в экономичности вследствие применения регенерации (для σ = 0,7…. 0,8) меньше теоретического примерно в 1,3 раза.

12.6. ВЛИЯНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ

ИУТЕЧЕК В УПЛОТНЕНИЯХ НА КПД ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ

Механические потери (в подшипниках, на привод масляного насоса и др.) оказывают примерно такое же влияние на КПД, как внутренние потери в турбине и компрессоре.

При переходе к количественной оценке влияния механических потерь на КПД ГТУ запишем баланс мощностей ГТУ в виде

Ne = Nт – Nк – Nм ,

где Ne — эффективная (полезная) мощность ГТУ;

N — мощность турбины; N — потребляемая ком-

прессором мощность; N — суммарные механи-

м

ческие потери в ГТУ, которые можно выразить в долях от мощности турбины: N = (1 – η )N

(η — условный механический КПД турбины).

м

Эффективный КПД ГТУ

(ηe – η)/ η = – (1 – η )/ϕ. (12.37)

м

Формула (12.37) показывает, что снижение КПД, вызванное механическими потерями, зависит

не только от механического КПД η , но и от коэф-

м

фициента полезной работы ϕ. Если, например η =

м

= 0,99, то при ϕ = 0,3 КПД ГТУ снижается на 3,3 %. Действительно, согласно (12.37) (ηe – η)/ η = – (1 –

– 0,99)/0,3 = – 0,033.

Очевидно, что между механическим КПД ГТУ и механическим КПД турбины существует простая зависимость:

мм

Подставляя цифровые данные, получаем η ′ =

м

= l – ( l – 0,99 ) / 0,3 = 0,967. Для ГТУ большой мощ-

ности η ′ = 0,98 … 0,99.

м

Утечки в уплотнениях компрессора и турбины

также оказывают заметное влияние на экономич-

ность ГТУ. Обозначим через G утечку в уплотне-

к

нии компрессора на напорной стороне и через G

т

утечку в уплотнении турбины, а их доли от общего расхода G соответственно будут α = G /G и α =

= G /G. Для оценки влияния α и α существует

следующая зависимость:

где η — КПД, вычисленный без учета утечек; η —

0

КПД с учетом влияния утечек.

Формула (12.39) показывает, что степень влияния утечек, как и механических потерь, зависит от коэффициента полезной работы. Если, например,

коэффициент утечки α = 0,005, то при ϕ = 1/3

т

утечка вызывает снижение КПД ГТУ на 1,5 %. Значительное влияние утечек на эффективность ГТУ вынуждает уделять серьезное внимание уплотнениям турбин и компрессоров.

12.7. ГТУ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ И ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ ВОЗДУХА

Газотурбинные установки, имеющие простую схему, получили наибольшее распространение именно благодаря простоте конструкции и достаточной надежности в эксплуатации.

Ценой усложнения схемы можно значительно улучшить основные характеристики ГТУ: увеличить КПД и коэффициент полезной работы; снизить удельный расход газа; поднять единичную мощность установки. Поэтому наряду с простыми ГТУ и рассмотренными установками с регенерацией теплоты строятся и разрабатываются установки с более сложными схемами, в которых применяются промежуточное охлаждение воздуха и промежуточный подогрев газа. При этом в ГТУ появляются дополнительные элементы: охладители воздуха и камеры сгорания для промежуточного подогрева. Установка может содержать несколько компрессоров и турбин, нередко располагающихся на разных валах.

Рассмотрим для примера одновальную ГТУ с регенерацией, с промежуточным подводом теплоты и промежуточным охлаждением воздуха (рис. 12.11). Процесс в T, s-диаграмме показан на рис. 12.12. Все температуры и давления в различных точках схемы (см. рис. 12.11) отмечены индексами в соответствии с обозначениями точек цикла

на рис. 12.12, например pa , Ta — давление и

1 1

температура воздуха при входе в компрессор низкого давления (КНД). Воздух сжимается в компрессоре низкого давления КНД, а затем поступает в

Рис. 12.11. Схема одновальной ГТУ с регенерацией, с проме-

жуточным подводом теплоты и промежуточным охлажде-

нием воздуха

ed2

s

Рис. 12.12. Процесс в одновальной ГТУ с регенерацией теп-

лоты, промежуточным подводом теплоты и промежуточным

охлаждением воздуха

охладитель O, где температура воздуха понижается

высокого давления КВД. Охлаждение воздуха обычно осуществляется водой, подаваемой насосом в охладитель поверхностного типа. Из КВД воздух поступает в регенератор P и далее в камеру сгорания высокого давления КСВД, где температура газа

повышается до Tc . Затем газ расширяется в тур-

1

бине высокого давления ТВД и направляется в камеру сгорания низкого давления КСНД, куда подается также топливо. Дополнительное сжигание топлива в КСНД не вызывает затруднений ввиду большого избытка воздуха в газах, выходя-

щих из ТВД. Далее газ с температурой Tс посту-

2

пает в турбину низкого давления ТНД, а затем — в регенератор (или выбрасывается в атмосферу, если регенератор отсутствует). Процесс в T, s-диа- грамме в особых пояснениях не нуждается. Отме-

тим лишь, что линия b a изображает процесс в

1 2

охладителе, а линия d c — в КСНД.

1 2

На рис. 12.13 показана схема двухвальной установки с двухкратным охлаждением воздуха и одним промежуточным подводом теплоты. На свободном валу ротор ТВД приводит во вращение роторы компрессоров среднего и низкого давлений КСД и КНД. На силовом валу ротор турбины ТНД вращает роторы КВД и генератора электрического тока.

Если установка имеет s компрессоров с промежуточными охладителями и n турбин с камерой сгорания перед каждой, то КПД ГТУ и коэффициент полезной работы определяются выражениями:

sn

11

КСВД

pa1 Ta1

Рис. 12.13. Схема двухвальной ГТУ с регенерацией теплоты,

с одним промежуточным подводом теплоты и двухкратным

промежуточным охлаждением воздуха

n

где ∑Hт — сумма работ всех турбин, входящих

1

s

в ГТУ; ∑Hк — сумма работ всех компрессоров;

1

n

∑q1 — сумма расходов теплоты во всех камерах

1

сгорания.

В частном случае для ГТУ с одним промежуточным подводом теплоты и одним промежуточным охлаждением воздуха (например, для ГТУ, схема которой приведена на рис. 12.11), т.е. для n = s = 2, из общего выражения (12.40) получаем

Рис. 12.14. Влияние охлаждения на полезную работу ГТУ

c = 1,05 кДж/(кгæК) p

12

вКНД и КВД; η и η — КПД КНД и КВД.

к1 к2

Анализ сложных схем ГТУ и расчеты позволяют сделать следующие выводы:

1) введение промежуточного охлаждения

вызывает уменьшение работы компрессора высокого давления и, как следствие, увеличение полезной работы H и коэффициента полезной работы. Иллюстрацией служит рис. 12.14, на котором представлена зависимость H(ε) для ГТУ без охлаждения (кривая 1) и с одним промежуточным охладителем при ε = ε (кривая 2). Особенно существенно уве-

12

личение полезной работы при больших отношениях давлений. Например, при ε = 11 у простой ГТУ H = = 130 кДж/кт, а у ГТУ с одним промежуточным охладителем H = 200 кДж/кг, т.е. на 54 % больше. В то же время введение охлаждения вызывает снижение энтальпии воздуха за компрессором. Поэтому в ГТУ с промежуточным охлаждением воздуха под-

веденное количество теплоты q больше, чем в про-

1

стой ГТУ.

Расчеты, однако, показывают, что при обычных КПД турбины и компрессора (около 85—90 %) применение охлаждения вызывает увеличение КПД

Рис. 12.15. Влияние промежуточного охлаждения на КПД

12.8. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ПРОСТОЙ ГТУ

В предыдущем изложении при определении характеристик ГТУ: H , H , ϕ, η, N — не учитыва-

тк

лись особенности подвода теплоты в камере сгорания, влияния вида топлива и коэффициента избытка воздуха на энтальпию рабочих газов, поступающих в газовую турбину.

Рассмотрим расчет тепловой схемы простой ГТУ (см. рис. 12.3) с учетом этих особенностей. Составим уравнение теплового баланса камеры сгорания:

G hс = G hb + BK η + Bh , (12.42)

т к т к.c тп

где G — расход газов, покидающих камеру сгора-

т

ния; hс — энтальпия продуктов сгорания на выходе

из камеры сгорания; G — расход воздуха на входе

к

в камеру сгорания; hb — энтальпия воздуха за компрессором или при входе в камеру сгорания; B — расход топлива, подаваемого в камеру сгорания насосом (жидкое) или газовым компрессором (газо-

образное); K — теплота сгорания топлива, т.е.

т

количество теплоты, выделяющееся при полном

сгорании 1 кг топлива; h — энтальпия топлива.

тп

В левой части (12.42) находится полное количество теплоты, выходящее из камеры сгорания, в правой части — сумма количеств теплоты, вносимых в камеру сгорания воздухом и топливом, а также количества теплоты, выделяющегося в результате реакции горения топлива.

При расчетах тепловых процессов в сжигающих устройствах, в частности в камерах сгорания ГТУ,

принимается, что K — величина постоянная для

т

данного топлива, определяемая экспериментально при стандартной начальной температуре (обычно 25 °С) смеси топлива и окислителя (воздуха). Зна-

различаются для газообразных топлив различных месторождений, однако это различие слабо влияет на основные характеристики ГТУ, за исключением расхода топлива B. Последний для ГТУ данной

где H — массовая доля водорода в топливе, %;

Qи Q , кДж/кг.

нв

Вычитаемый член в (12.43) представляет теплоту испарения водяного пара, который образуется

при сгорании водорода в топливе. Применение Q

н

в тепловом балансе обосновывается тем, что продукты сгорания выбрасываются в атмосферу при таких температурах, при которых водяные пары полностью остаются в газовой фазе. Поэтому теп-

ловой эффект сжигания топлива меньше Q на зна-

в

чение теплоты испарения водяных паров, откуда и выводится условие (12.43).

При использовании теплового баланса в виде

водяного пара, входящую в h , определяют для иде-

c

ально-газового состояния, т.е. без учета теплоты испарения. При этом энтальпии веществ отсчитывают от их значений при стандартной температуре,

т.е. hс , hb , h — разности энтальпий при соответ-

тп

ствующих температурах и энтальпий при стандарт-

ной температуре (при t = 25 °С).

0

Расчет затраченной теплоты по Q и без учета

н

теплоты парообразования в энтальпии hс дает

завышенное значение КПД ГТУ, так как в действительности при сжигании 1 кг топлива в камере сгорания выделяется количество теплоты, близкое к

значению Q .

в

Пересчет КПД на Q производится по следую-

лотворной способности, учитывающий потерю теплоты парообразования водяных паров с уходящими газами.

Отметим, что определение КПД ГТУ по данным § 12.1—12.7 соответствует значению η, т.е. расчету

по Q . Это следует из того, что подведенное коли-

н

чество теплоты q в расчетах § 12.1—12.7 опреде-

1

ляется по теплоемкости и энтальпии газа в иде- ально-газовом состоянии, т.е. без учета теплоты образования водяных паров.

Между расходами G , G и B существуют сле-

тк

дующие очевидные соотношения:

где L — количество воздуха, минимально необхо-

0

димое для полного сжигания 1 кг топлива, кг/кг; α — коэффициент избытка воздуха, т.е. отношение действительного количества воздуха, подаваемого

только от состава топлива. Для различных месторо-

ждений газа значения L различаются мало.

0

Поскольку при проектировании ГТУ нужно учитывать, что она должна быть приспособлена для сжигания любого газообразного топлива, а в ряде случаев и для сжигания легких жидких топлив, то целесообразно рассматривать некоторое стандартное топливо, на использование которого и следует создавать ГТУ. За такое топливо принимают условное топливо, называемое стандартным углеводородом. Стандартный углеводород имеет следующий массовый состав: углерода C — 85 %; водорода H — 15 %.

Для стандартного углеводорода имеются сле-

L = 15 кг/кг.

0

Продукты сгорания топлива, выходящие из камеры сгорания, можно рассматривать как смесь так называемых «чистых» продуктов сгорания, получаемых в результате сжигания топлива без избытка воздуха, и добавочного воздуха. В резуль-

где h , h — энтальпии чистых продуктов сгора-

п.с в

ния и воздуха при температуре Tc .

В табл. 12.5 представлены значения энтальпий чистых продуктов сгорания (α = 1) стандартного

углеводорода и воздуха в зависимости от температуры. Пользуясь таблицей, можно найти энтальпию продуктов сгорания на выходе из камеры сгорания, но при этом необходимо определить коэффициент избытка воздуха α.

Для его определения воспользуемся уравнением теплового баланса (12.42). Подставив в (12.42) правые части (12.44) и (12.45) и сократив все члены на общий множитель B, решим уравнение относительно α и получим

При расчете тепловой схемы простой ГТУ [без учета охлаждения деталей газовой турбины (влияние охлаждения см. далее)] исходными величинами, заданными или принимаемыми по оценке, являются:

электрическая мощность N , кВт;

э

температура газов перед газовой турбиной Tc , К; температура воздуха на входе в компрессор Tа , К; отношение давлений компрессора ε = pb / pa ; коэффициент потерь давления λ = δ/ ε; коэффициент использования теплоты топлива в

камере сгорания η ;

к.c

механический КПД турбины η ;

м

в конце процесса сжатия в компрессоре, по ней,

будет отрицательной, если ta < 25 °С).

Находят среднюю теплоемкость воздуха при

а также значения температуры Tb в конце процесса сжатия в компрессоре по формуле (12.8) и hb по табл. 12.5.

2. Коэффициент α рассчитывают по формуле (12.46), предварительно определив по табл. 12.5 все необходимые энтальпии по известным параметрам Tc и Tb .

3.Энтальпию газа перед турбиной находят по (12.45).

4.Определяют параметры процесса расширения газа в турбине, для чего, предварительно задав-

шись значением m , например m ≈ 0,25, вычис-

гг

ляют температуру газа Td за турбиной по первой формуле (12.8), затем находят энтальпию газа hd за

турбиной, используя табл. 12.5 и формулу (12.45), где энтальпии h и h определяются для темпера-

туры Td . Среднюю теплоемкость газа в процессе расширения рассчитывают по формуле

hc – hd

гμ

г

где молекулярная масса продуктов сгорания

μ = μ r + μ (1 – r ), (12.51) здесь μ , μ — молекулярные массы воздуха и

вп.с

чистых продуктов сгорания (см. табл. 12.5); объемная доля воздуха в продуктах сгорания

деляют по уточненной температуре Td , используя табл. 12.5.

дополнительные расходы воздуха на утечки через

уплотнения компрессора и турбины; обычно α =

у

=0,005 … 0,02.

8.Расход воздуха, подаваемого компрессором,

т0

10.Мощность, развиваемая газовой турбиной,