![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Жаров Г.Г. Судовые высокотемпературные газотурбинные установки
.pdfгде |
k — число охлаждаемых венцов турбины; |
|
|
( L — |
^ О Х л ) в |
— уменьшение полезной работы в |
последующих |
|
|
за і-м венцах вследствие охлаждения t'-ro венца. |
|
Последнее |
слагаемое в формуле (60) представляет |
собой суммар |
ное уменьшение полезной работы во всех последующих i-x венцах турбины за счет охлаждения 1-го венца. Процесс отбора тепла в венце можно представить на диаграмме Т—s (рис. 69). Линия 3—4 — про цесс расширения в неохлаждаемом венце, а линия 3—4" — процесс
|
4 5 т Л S T |
Рис. |
69. Процесс отбора тепла в венце охлаждаемой турбины |
на |
диаграмме. |
расширения в венце при наличии охлаждения. Линия 4—4т — про цесс расширения газа в последующих венцах турбины, а линия 4"—4"т—процесс расширения в тех же венцах при понижении тем пературы на выходе из охлаждаемого венца до ТІ.
Площадь 3-—4—4"—3 изображает на диаграмме потерю полезной
работы в данном |
венце от его охлаждения |
(Я"), площадь фигуры |
|||
4—4т—А"т—4"—4 |
— уменьшение |
полезной |
работы |
в |
последующих |
венцах турбины за счет охлаждения |
первого. Фигура |
4—4о—41—4"— |
|||
—4 изображает уменьшение потери с уходящими |
из венца газами |
(ДЯ у х . г ) . Все отведенное от венца тепло q в масштабе диаграммы изоб ражается площадью 3—4—4\—4\—3, а вся потеря полезной работы в турбине от охлаждения данного венца (Я) — фигурой 3—4—4т— 4"т—4"—3. Формула (60) не учитывает потерь в процессе утилизации тепла, отведенного в проточной части к теплоносителю.
§ 24. Потери энергии за счет утилизации отведенного от турбины тепла
В турбинах с открытыми системами охлажде ния все тепло, отбираемое теплоносителем, утилизируется в проточ ной части. В турбинах с закрытой системой охлаждения отобранное тепло может быть передано другому теплоносителю и дополнительно использовано. Для определения потери энергии в процессе передачи тепла от одного к другому теплоносителю воспользуемся рис. 69. В правой части рисунка показано изменение энтропии теплоносителя при подводе к нему тепла от газа. Поскольку количество охлаждаю щего теплоносителя, участвующего в процессе теплообмена, обычно меньше, чем количество газа, т. е. все отведенное от газа тепло воспри нимается значительно меньшим количеством охлаждающего теплоно сителя, то к одному килограмму теплоносителя подводится в (VСт раз больше количества тепла, чем отводится от одного килограмма газа. Поэтому при расчете изменения энтропии теплоносителя по таблицам или диаграмме Т—s (или і—s), построенным для 1 кг тепло носителя, необходимо учитывать, что количество тепла, подведенное к 1 кг теплоносителя,
Ят = Яг^- |
(61) |
и изменение энтропии теплоносителя (1 кг)
Asr = /(<7T).
После расчета изменения энтропии 1 кг теплоносителя может быть получено изменение энтропии теплоносителя, отнесенное к 1 кг газа:
AsT = AsT -£-. |
(62) |
Такой учет разного количества теплоносителя и газа необходим при расчете потери. Это объясняется тем, что в случае значительного нагрева теплоносителя, особенно в области фазового перехода, изме нение теплоемкости теплоносителя может внести значительную погрешность в расчет. При мало изменяющейся температуре теплоно сителя расчет упрощается. Из выражения (41) для этого случая
т. е. расчет можно производить по таблицам или диаграмме для тепло носителя без учета количества теплоносителя, участвующего в про цессе (по величине количества тепла, отнимаемого от одного кило грамма газа). На рис. 69 линия а—b изображает процесс нагрева теплоносителя в каналах при охлаждении /-го элемента проточной части турбины.
Энтропия теплоносителя увеличивается также за счет потери дав ления теплоносителя в каналах из-за прокачивания его через охлаж даемые элементы турбины. На диаграмме Т—s для теплоносителя этот процесс выражается прямой линией be, параллельной оси абс цисс. Конечное состояние теплоносителя после его нагрева в каналах и понижения давления определяется положением точки с. Увеличение энтропии 1 кг теплоносителя за счет потери давления можно подсчи тать по выражению
|
|
As |
= R In |
, |
|
|
|
|
|
Рч |
|
где рх—начальное |
давление |
теплоносителя; |
|
||
р 2 |
— конечное |
давление |
теплоносителя; |
|
|
R |
— удельная |
газовая постоянная. |
|
||
Поскольку в процессе участвует на |
1 кг газа GT/Gr |
теплоносителя, |
|||
то изменение энтропии теплоносителя, отнесенное к |
1 кг газа, равно: |
||||
|
|
AsT |
= £ t f l n - ^ . |
(63) |
|
Площадь фигуры а—Ь—Ьх—ах—а |
соответствует |
всему отведен |
|||
ному теплу q, площадь фигуры а0—Ь0—Ьг—ах—а0 |
— необратимой |
||||
потере энергии при нагреве среды. Площадь фигуры |
а—b—b0—а0—а |
изображает часть отведенного от газа тепла, которое можно исполь
зовать |
полезно. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
При отводе тепла от венца к окружающей среде, имеющей темпе |
||||||||||||||||
ратуру |
Т0, |
все |
отведенное |
тепло изображается |
площадью а0—C'Q— |
|||||||||||
с[—ах—а0, |
при этом все тепло q не может быть полезно использовано. |
|||||||||||||||
Увеличение энтропии окружающей среды в этом |
случае |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
As |
|
|
—3- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
""окр. ср |
|
То ' |
|
|
|
|
|
|
||
Таким образом, при отводе тепла к окружающей среде с темпера |
||||||||||||||||
турой |
Т0 |
термодинамическая |
потеря |
в цикле ВГТУ без |
регенерации |
|||||||||||
за счет отвода тепла в охлаждаемой части турбины выражается |
как |
|||||||||||||||
сумма |
потерь для всех |
п |
охлаждаемых |
элементов проточной |
ча |
|||||||||||
сти: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Я т |
= І \ [ q |
- |
(ц |
- |
Q] |
+ |
t |
(L - |
Іохл)в), |
|
(64) |
||
где |
|
|
|
q — тепло, |
отведенное |
от |
каждого |
данного |
1-го |
|||||||
|
|
|
|
венца лопаток или элементов проточной части, |
||||||||||||
|
|
|
|
расположенного |
между |
і'-м |
и t + |
1-м венцами; |
||||||||
|
|
|
t4 — ц — изменение |
энтальпии |
газа |
на выходе его |
из |
|||||||||
|
|
|
|
данного охлаждаемого элемента за счет отвода |
||||||||||||
|
|
|
|
тепла; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
~£i(L |
— |
Ьохл)в |
— уменьшение полезной |
работы газа в последую |
||||||||||||
щи |
|
|
щих элементах за данным охлаждаемым элемен |
|||||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
том |
турбины. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Потеря в цикле ГТУ в случае полезного использования отведен ного от проточной части турбины тепла, соответственно, равна:
|
|
Я т = |
S ([ТаЬ&г —(ц |
— Q + |
Sx (L |
— ихяЦ |
+ Я у т , |
(65) |
|
где |
Я У т |
— потеря в процессе |
утилизации |
тепла. |
|
|
|||
|
При этом количество тепла, которое можно использовать полезно |
||||||||
(на |
1 кг |
газа), |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
<?ут = (ІЬт — tar) — ^0 (%r — sar), |
|
(66) |
|||
где |
iur |
и |
sbT |
— энтальпия и энтропия теплоносителя в точке Ь; |
|
||||
|
iaT |
и |
s(1T |
— энтальпия и энтропия |
теплоносителя |
в точке |
а. |
||
|
Потери в процессе утилизации тепла Я У т |
должны быть вычислены |
особо. Их можно рассматривать как часть потерь в цикле ГТУ. При передаче тепла (или его части) какому-либо другому теплоносителю потеря
Л у т = |
Т0 (As** — As*T) + # In |
, |
|
|
|
Pi |
|
где As* — уменьшение |
энтропии |
теплоносителя; |
|
As" — увеличение |
энтропии |
теплоносителя, |
к которому отво |
дится тепло.
В случае замкнутой системы охлаждения (термосифонной) тепло носитель после отдачи тепла другому теплоносителю поступает снова в турбину и вновь принимает участие при теплообмене с газом в охла ждаемых элементах турбины. В такой системе остаточное тепло в теплоносителе не теряется, а температура его на входе в турбину выше температуры окружающей среды.
В случае открытой системы охлаждения это тепло отводится
кокружающей среде и является потерей.
§25. Потери энергии,
связанные с отбором и прокачиванием охлаждающего агента
Кроме термодинамической потери, связанной с передачей тепла от газа к охлаждающей среде и утилизацией этого тепла в цикле, существует также потеря энергии, связанная с затра той работы на отбор и прокачивание охлаждающего агента в охлаж даемых элементах турбины. Эта потеря зависит от типа системы охла ждения и может составлять значительную величину.
В воздушной системе охлаждения с выпуском охлаждающего воздуха в проточную часть с целью создания необходимых (для доста точной теплоотдачи) скоростей в элементах систем требуются разно сти давлений охлаждающего воздуха. Потери давления при этом мо гут быть: 1) в подводящих трубопроводах от компрессора к турбине; 2) в охлаждающих каналах ротора или статора и 3) на выходе из лопаток в проточную часть.
8 Г. Г. Ж а р о в |
113 |
Кроме того, наблюдаются потери давления на дросселирование в случае, если воздух, отбираемый от компрессора при определенном давлении, используется для параллельного охлаждения нескольких ступеней турбины. В данном случае разность давления охлаждаю щего воздуха на первом охлаждаемом еєнцє должна обеспечить необ ходимые скорости в каналах лопаток этого венца, омываемого газом с более высокой температурой. В последующих венцах давление газа на выходе охлаждающего воздуха из лопаток ниже, чем в первом; поэтому часть давления должна быть сдросселирована. К тому же температура газа на последующих венцах также ниже, чем в первом, что требует меньших скоростей и соответственно перепадов в каналах.
В случае индивидуального отбора воздуха от компрессора для охлаждения каждого венца указанная потеря отсутствует. В откры той системе охлаждения воздух, поступая в проточную часть, расши ряется в последующих ступенях турбины и производит некоторую
полезную работу. Однако при этом могут возникать |
дополнительные |
аэродинамические потери, связанные с выходом и |
смешением его |
с потоком газа. |
|
Минимально возможная потеря на сжатие охлаждающего воздуха равна потере давления в охлаждающих каналах при условии, если обеспечены индивидуальный отбор воздуха для охлаждения каждого венца лопаток, отсутствие аэродинамических потерь и отдельное расширение газа и воздуха в проточной части. Энергетическая потеря при падении давления воздуха равна работе, затраченной на его сжа тие. Эта потеря на 1 кг воздуха в цикле ГТУ равна:
|
|
|
|
г |
|
|
|
|
|
ППР= |
£ |
g b L |
K ^ |
, |
(67) |
Q |
|
|
|
і |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где GB = |
в |
— относительный |
расход |
охлаждающего |
воздуха; |
||
^ |
LK — работа компрессора |
на 1 кг воздуха; |
|
||||
є |
— отношение падения |
давления охлаждающего воз- |
|||||
|
о х л , в |
|
|
|
|
|
|
|
|
духа к отношению давлений в цикле; |
|
||||
|
2 — число охлаждаемых |
венцов в турбине. |
|
||||
Относительный расход |
охлаждающего |
воздуха (GB) |
зависит от |
совершенства данной системы охлаждения. Для открытой системы охлаждения подогрев охлаждающего воздуха может достигать
300—350 К.
С учетом теплоемкости воздуха, которая мало меняется в преде лах от нуля до 300 — 350 К, формулу (67) можно записать так:
^ - S n f c ^ V - |
<6 8 > |
і
где q — количество тепла, отбираемого от венца турбины; AT — подогрев воздуха в венце;
ср — теплоемкость подогреваемого воздуха.
В закрытых системах охлаждения воздух не поступает в проточ ную часть, в результате чего в таких системах отсутствуют аэродина мические и термодинамические потери, связанные с охлаждением газа при подмешивании воздуха. После нагрева в венце рабочих или сопловых лопаток воздух используется в последующих венцах. Поэтому в закрытой системе охлаждения воздух нагревается до тем пературы 500—600 К, что позволяет полностью использовать его охлаждающую способность.
Потерю на прокачивание охлаждающей среды в закрытой системе охлаждения при использовании для охлаждения воздуха вычисляют по формуле (67). Эта потеря для случая любой охлаждающей среды выражается формулой
77п р = GT0 J |
Asn p = GT0 £ |
R In j±. |
(69) |
і |
і |
1 |
|
Потеря давления охлаждающей среды в последовательно охлаждае мых венцах может оказаться меньше располагаемого перепада, тогда от последнего охлаждаемого венца агент отводится и дополнительно используется в отдельной турбине при давлении р х и температуре Тш, или в последних венцах турбины, или в теплообменниках. При этом получается значительная полезная работа. Эта работа зависит от способа утилизации тепла. При использовании энергии охлаждающей среды в турбине потерю на прокачивание для закрытой системы охлаждения находят по формуле
ППР = 0 То ^ R In |
— (£.р а с т — £с ж) |
(70) |
В частном случае, при использовании в закрытой системе охлаж дения несжимаемой жидкости (вода), потеря на прокачивание сво дится к затрате работы на прокачивание жидкости насосом:
/ 7 n p = £ G L H a c |
(71) |
і
или с учетом нагрева жидкости
п
1
Поскольку работа, затраченная на повышение давления несжимае мой жидкости, значительно меньше, чем при использовании в качестве охлаждающих агентов сжимаемых сред (воздуха или пара), то и по теря на прокачивание при использовании жидкости получается значи тельно меньше.
8* |
115 |
§ 26. Потери энергии от охлаждения турбины
при наличии регенератора
В цикле с регенерацией при закрытой системе охлаждения, кроме термодинамической потери в турбине от охлажде ния ее проточной части, возникает потеря, связанная с понижением температуры газа на входе в регенератор. В этом случае при той же степени регенерации понижается нагрев воздуха в регенераторе.
В неохлаждаемой турбине изменение энтальпии воздуха в реге нераторе
|
|
|
|
Д*'в = |
г (h — |
is), |
|
|
|||
где |
і.2 |
— энтальпия |
воздуха |
на входе |
в |
регенератор; |
|
||||
|
і4 |
•—• энтальпия |
газа на выходе |
из |
регенератора. |
|
|||||
|
При отборе тепла в проточной части турбины изменение энталь |
||||||||||
пии воздуха в |
регенераторе |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
Ail |
= '•({[— |
|
to), |
|
|
||
где |
ц — энтальпия |
газа на выходе из охлаждаемой турбины. |
|||||||||
|
Тогда понижение энтальпии воздуха на выходе из регенератора |
||||||||||
вследствие охлаждения можно выразить формулой |
|
||||||||||
|
|
|
Пч. охл = |
Аів — А/в |
= |
|
г(ц |
— ц). |
(73) |
||
|
Поскольку |
понижение |
энтальпии |
газа |
за турбиной |
вследствие |
|||||
охлаждения проточной части |
равно |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
і |
|
|
|
|
|
то |
потеря в регенераторе за |
счет понижения |
температуры |
на входе |
|||||||
в него |
в результате |
охлаждения проточной части турбины составит |
|||||||||
|
|
|
|
Л,, охл = г £і ( 9 - Л в ) . |
(74) |
||||||
|
Суммарную же потерю в цикле за счет охлаждения с регенерацией |
||||||||||
при закрытой системе охлаждения можно представить так: |
|||||||||||
|
|
|
Я ч . з . с = |
£ія - | - / - |
£і( < ? - Я " ) . |
(75) |
В цикле с регенерацией при открытой системе охлаждения, кроме потери за счет охлаждения проточной части турбины и потери, свя занной с понижением температуры газа на входе в регенератор, появ ляется дополнительная потеря, которая возникает в результате сни жения температуры газа от подмешивания охлаждающего воздуха в проточную часть турбины. Тогда потеря в цикле с регенерацией
Я ч . о . с = ЪП + r Ь(я — П") + г{ІА-іА), |
(76) |
|
і |
і |
|
где ц — энтальпия |
газа на выходе из охлаждаемой турбины с уче |
||||
том снижения |
энтальпии |
от подмешивания воздуха; |
|||
С = |
( 1 - |
G„. ох,,) '4 — Gu. охл [h — ср |
(Го - |
AT)} = |
|
|
= |
Ц 1 — |
U „ . охл | 1 |
> |
| |
(То — температура воздуха за компрессором).
Подставив полученное выражение Ц в формулу (76), получим
п.,.0.с = |
t |
n |
+ |
rt(q-n-) |
+ |
|
|
||
|
|
|
|
і |
|
і |
|
|
|
|
+ |
rGB. охл [Ц - |
ср (Тз -!- ЛТ)]. |
|
(77) |
||||
Все остальные потери в цикле ГТУ (потери в турбине, компрес |
|||||||||
соре, потери энергии |
за счет |
невозможности |
преобразования |
всего |
|||||
подведенного тепла |
в |
цикле, |
гидравлические |
потери и т. д.) |
молено |
||||
для общности также |
|
выразить |
через изменение энтропии |
системы |
|||||
обычными методами |
[11]. Тогда относительная суммарная |
энергети |
|||||||
ческая потеря в установке |
равна |
сумме всех |
энергетических |
потерь |
|||||
в отдельных ее узлах: |
|
|
|
|
|
|
|
где Q — вся энергия, подведенная в цикле. При этом к. п. д. ГТУ
Выражение всех потерь через коэффициент Q позволяет опреде лить относительную величину каждой из потерь в общем балансе тепла любого цикла ГТУ и выявить возможности повышения эффек тивности ГТУ за счет совершенствования отдельных узлов, процессов
и т. д. |
|
|
|
Если |
определять |
основные показатели |
высокотемпературных |
ГТУ с |
охлаждаемыми |
турбинами обычными |
методами, то можно |
ограничиться добавкой в их выражения дополнительно вычисленных потерь, связанных с охлаждением.
§27. Пределы использования различных систем охлаждения
Пределы целесообразного подъема начальной температуры газа перед охлаждаемой турбиной зависят от двух основ ных факторов: применяемых материалов для основных деталей узлов турбины и используемых систем охлаждения.
Если считать, что материал проточной части газовых турбин обес печит длительную работу машины при определенной температуре, то предел начальной температуры газа будет зависеть от типа системы охлаждения и охлаждающего агента. Теоретически с помощью систем охлаждения можно обеспечить заданную температуру проточной части при любой начальной температуре газа. Однако возможности систем охлаждения ограничены пропускной способностью охлаждае мых узлов и падением экономичности за счет охлаждения турбины.
Если считать, что определяющим фактором будет являться паде ние экономичности ГТУ за счет охлаждения узлов турбомашины, то, проведя расчет циклов ВГТУ с учетом всех потерь, связанных с охла ждением, можно установить пределы начальной температуры газа перед турбиной с различными системами охлаждения. Тем самым бу дут установлены области использования различных систем охлаж дения в турбинах ВГТУ.
С этой целью нами была составлена программа (близкая к уни версальной) на ЭЦВМ, по которой было рассчитано более 6000 раз личных циклов с охлаждаемыми турбинами. Расчет турбины прово дился повенечный, что дало возможность учесть все потери, связан ные с охлаждением. Циклы рассчитывались с учетом изменения теплоемкости в процессах сжатия и расширения.
|
Исходные данные для расчетов были следующие: |
|
|
|
1. Наиболее целесообразные схемы ГТУ: |
|
|
|
— с одним |
компрессором и двумя турбинами — ТНД |
работает |
на |
винт; |
|
|
|
— с одним компрессором, двумя турбинами, с регенерацией — |
||
ТНД работает |
на винт; |
|
|
|
—• с двумя |
компрессорами и тремя турбинами — ТНД |
работает |
на |
винт; |
|
|
—с двумя компрессорами и тремя турбинами с промежуточным охлаждением — ТНД работает на винт;
—с двумя компрессорами и тремя турбинами, с регенерацией — ТНД работает на винт;
—с двумя компрессорами и тремя турбинами, с промежуточным
охлаждением и регенерацией — ТНД работает на винт.
2. |
В качестве систем |
охлаждения были выбраны существующие |
и наиболее перспективные системы охлаждения: |
||
— |
водяная закрытая, |
одно- и двухконтурная (термосифонная); |
—воздушная одноконтурная закрытая;
—воздушная одноконтурная открытая;
—совершенная воздушная одноконтурная открытая, которая отличается от предыдущей системы охлаждения максимальной эффек тивностью охлаждаемых лопаток.
3. Температура газа на входе в турбину Ts принималась от 1073 до 1873 К.
4.Степень повышения давления принималась от 2 до 60.
5.Расход воздуха G принимался от 10 до 400 кг/с.
6.Степень регенерации принималась равной нулю и 0,8.
7.Начальная температура воздуха принималась равной 288 К.
8. |
Начальное давление воздуха составляло 0,09 |
Мнім1. |
|
|
|||||||
9. |
К- п. д. |
турбин, компрессоров, камер сгорания |
принимались |
||||||||
как функции от степени повышения давления и температуры |
газа. |
||||||||||
10. Гидравлические сопротивления принимались на основании |
|||||||||||
существующих коэффициентов: |
|
|
|
|
|
|
|
||||
— |
коэффициент |
потери давления |
на |
входе в компрессор |
|
|
|||||
|
|
|
|
евх = |
1,02; |
|
|
|
|
|
|
— коэффициент |
потери давления |
на |
выходе из |
турбины |
|
|
|||||
|
|
|
|
^вых = |
1,02; |
|
|
|
|
|
|
— |
коэффициент |
потери |
давления |
в |
камере сгорания |
ек .с |
= |
1,03; |
|||
— |
коэффициент |
потери |
давления |
в регенераторе |
по |
воздуху |
|||||
|
|
|
|
ер .в = |
1,02; |
|
|
|
|
|
|
— |
коэффициент потери давления в регенераторе по газуер .г |
= |
1,0 3; |
||||||||
— |
коэффициент |
потери |
давления |
в |
промежуточном |
охладителе |
|||||
еп.о = |
1,02. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
11. |
Температура направляющих лопаток принималась 1073 К, |
||||||||||
рабочих 873 |
К. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Точный расчет отбираемого от проточной части охлаждаемой тур бины тепла может быть, как указывалось выше, произведен лишь после детального газодинамического и прочностного расчета турбины или получен из эксперимента. Поэтому для приближенной оценки отбираемого тепла были выведены на основании геометрических соот ношений и статистических данных построенных турбин формулы для количества отбираемого в процессе охлаждения тепла.
Коэффициент теплоотдачи на данном венце можно приближенно
вычислить по формуле, рекомендованной в работе [2]: |
|
|||||||||
|
|
|
а = -j- |
|
0,8Re0 ^5 , |
(78) |
||||
где |
А, — теплопроводность г а |
з а |
П Р И входе в решетку; |
|
||||||
|
b — хорда |
профиля |
лопатки; |
|
|
|
||||
|
Re — число Рейнольд0 3 П Р И |
входе в Решетку лопаток. |
||||||||
|
Отношение F0XJG можно представить в виде |
|
||||||||
|
|
|
|
G |
|
- F„wzy' |
|
|
(79) |
|
где |
Fn |
— проходное сечение для газа; |
|
|
|
|||||
|
wz |
— осевая |
скорость газа |
в данном |
сечении; |
|
||||
|
|
^ о х л = |
( - 7 Г L V p |
V/ |
W |
p |
р |
h п |
Р н + ^ в н ) 4 т |
+ |
|
|
|
|
|
|
( |
- ) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ n 2 D c p . 0 , 7 5 / p + ^ - ^ n D c p / c ,
\~TJz