![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Жаров Г.Г. Судовые высокотемпературные газотурбинные установки
.pdfнайдем то предельное давление в зависимости от температуры, при котором погрешность таблиц не будет превосходить указанной ве личины.
На рис. 64 показаны значения предельных |
давлений, отложен |
ных по оси ординат, для различных рабочих |
тел в зависимости от |
температуры. Предельное давление, при котором значения величин, приведенных в табл. 14 и 15, дают погрешность 1% при данной тем пературе, определяется, как показано на рис. 64.
Поскольку температура газа на выходе нз газовых турбин ле жит в пределах 673—773 К, то для продуктов сгорания углеводород ных топлив изоэнтропийную работу расширения можно найти по
р.Нн/м2
27,5 |
|
J73 |
т |
573 |
613 |
V3 |
Т,К |
|
Рис. |
64. |
Значения |
предельных давлений различных |
рабочих |
||||
тел в зависимости |
от температуры. |
|
|
|
|
|||
I — N3; |
2 — Ог; |
3 — продукты |
сгорания; |
4 — |
С02. |
|
|
|
предлагаемым |
таблицам до давления 4,90—6,85-10е |
н!м2. |
Изоэнтро- |
пийная работа сжатия воздуха определяется по предлагаемым таб лицам до (2,94-3,92)-10" н/м2.
Дальнейшее расширение области определения изоэнтропийных работ возможно только с введением поправочных коэффициентов на давление. При этом поправки будут значительными в области
низких |
температур |
и больших давлений |
(например, |
поправка |
|
для изоэнтропийной |
работы сжатия углекислоты |
при |
давлении |
||
3,92-106 |
я/ж 2 и температуре 313 К составит 6—7%, а азота |
при дав |
|||
лении 4,9—6,8510 н/м2 |
и температуре 313 К |
будет больше |
соответ |
||
ствующей величины, вычисленной без учета влияния |
давления). |
§16. Использование таблиц изоэнтропийных работ при расчете циклов газотурбинных установок
Применение табл. 14 и 15 при расчете циклов ГТУ в основном сводится к определению изоэнтропийной работы сжатия (расширения) и температуры в конце процессов. Остальные величины рассчитывают в обычной последовательности. Таблицы
Таблица 16
Пример расчета ВГТУ с учетом изменения теплоемкости в процессах сжатия и расширения
В е л и ч и н а |
Р а с ч е т н а я ф о р м у л а |
Отношение давлений |
є |
|
|
рх, |
||||||
Давление |
воздуха перед |
КНД |
||||||||
Мнім2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Температура |
воздуха |
перед |
КНД |
|||||||
Tv |
К |
|
|
воздуха перед |
воздухо |
|||||
Давление |
||||||||||
охладителем |
рг |
j, |
Мнім2 |
|
|
|
||||
Отношение давлений в КНД 8j |
|
|||||||||
Изоэнтропийная |
работа |
сжатия |
в |
|||||||
КНД L H 3 |
Г |
кдж/кг |
|
|
|
|
|
|||
Коэффициент |
полезного |
действия |
||||||||
КНД |
т , к н д |
|
|
|
|
|
|
|
||
Внутренняя работа сжатия в КНД |
||||||||||
L . |
j, |
кдж/кг |
|
|
|
|
|
|
||
Температура воздуха в конце изо |
||||||||||
энтропийного сжатия в КНД 7"из 2 |
j, |
|||||||||
К |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Температура воздуха на выходе из |
||||||||||
КНД г г г |
К |
|
|
|
|
|
|
|||
Понижение отношения давлений на |
||||||||||
входе |
в компрессор |
е в х |
|
|
|
|
||||
Понижение отношения давлений в |
||||||||||
промежуточном охладителе еп . 0 |
|
|
||||||||
Давление воздуха перед КВД р.2, |
||||||||||
Мн/м2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Температура |
воздуха |
перед |
КВД |
|||||||
Т'ь |
К |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Отношение давлений в КВД єП |
||||||||||
Изоэнтропийная |
работа |
сжатия |
в |
|||||||
КВД |
L H 3 U , |
кдж/кг |
|
|
|
|
||||
Коэффициент |
полезного |
действия |
||||||||
к в д |
ц к |
в д |
|
|
|
|
|
|
|
|
Внутренняя работа сжатия в КВД |
||||||||||
L «к I I і |
кдж/кг |
|
|
|
|
|
|
|||
Температура воздуха в конце изо |
||||||||||
энтропийного |
сжатия |
в |
КВД |
|||||||
' и з |
2 |
П' |
^ |
|
|
|
|
|
|
|
Температура |
воздуха |
на выходе |
||||||||
из |
КВД |
Г в |
„, |
К |
|
|
|
|
|
|
Понижения |
отношения |
давлений |
воздуха в регенераторе и камере сгора ния ер. в , е к . г
6 Г. Г. Ж а р о в
Принимаем
Из табл. 14
Принимаем
L из I
1 1 к н д
Из табл. 15
T i + |
(T«ui-Ti)- К Н Д |
Принимаем |
|
' і
Pi ЄВХЄП. о
Принимаем
SPl
Р2
Из табл. 14
Принимаем
L H 3 п
\ в д
Из табл. 15
т[ + (тиз2и-т[)
К В Д
Принимаем
81
Продолжение табл. 16
В е л и ч и н а
Давление газа перед ТВД р3, Мн/мг |
|
Температура |
газа перед турбиной |
Т3, К |
к. п. д. турбин ВД, |
Внутренний |
СД и НД М т Механический к. п. д. турбоком
прессорных блоков |
ВД и НД r| m |
Изоэнтропийная |
работа ТВД |
L H 3 . T 1 > К Д Ж 1 К Г |
|
Отношение давлений в ТВД е^ |
|
Изоэнтропийная |
температура газа |
в конце процесса расширения в ТВД
Г 4 и з Р |
К |
|
|
Давление за ТВД рп у |
Мн/м- |
||
Температура |
за ТВД Т3 |
t , К |
|
Изоэнтропийная работа ТСД |
|||
L H 3 T I I ' |
К Д Ж / К Г |
|
|
Отношение давлений в ТСД е [ ; |
|||
Изоэнтропийная температура в кон |
|||
це процесса |
расширения |
в ТСД |
|
Г 4 И З П ' |
К |
|
|
Р а с ч е т н а я формула
р' Є"
£р.в<?к.г
Принимаем
і ІК I I
ЧтЧш
Из табл. 14 Из табл. 15
Рз
е\
L « K I
Ч т Ч т
Из табл. 14 Из табл. 15
Ч нсловое з н а ч е н и е
1,92
1473
0,89
0,99
199
1,6
1310
1,2
1328
226
1,85
1146
Давление |
за ТСД р 2 п |
, Мн/м" |
|
|
|
Р 2 1 |
|
|
0,64 |
|||||
|
|
|
еп |
|
|
|||||||||
Температура за ТСД Т д и , |
К |
|
|
|
|
|
|
1165 |
||||||
|
|
^ З І - Г з і - ^ н з п ) ^ |
||||||||||||
Отношение давлений |
в ТНД Р |
Ш |
|
|
Рп |
|
|
6,09 |
||||||
|
|
Ріер. ге вых |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Изоэнтропийная |
работа |
расшире |
Из |
табл. 14 |
|
|
472 |
|||||||
ния в ТНД ^ и 3 т |
Ш . |
кдж/кг |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Внутренняя работа |
ТНД L . ^ |
, |
|
|
^ и з т |
|
|
419 |
||||||
кдж/кг |
|
|
|
|
|
|
|
|
Из |
табл. 15 |
|
|
766 |
|
Изоэнтропийная |
температура |
в |
|
|
|
|||||||||
конце расширения в ТНД 7"4 |
П 1 |
, К |
^3 I I ~ |
(^з п — |
Т і |
из i v ) \ |
809 |
|||||||
выходе из ТНД Т4, К |
|
|
|
|
|
|
||||||||
Действительная температура на вы- |
|
|
|
|
|
|||||||||
Полезная работа цикла L e , |
кдж/кг |
|
L . |
„.ті ті |
ч |
„її |
395 |
|||||||
Степень регенерации |
г |
|
|
|
|
|
|
«т |
111 'д 'рев 'охл 'щ |
0,5 |
||||
|
|
|
|
|
Принимаем |
|
|
|||||||
Тепло, подведенное к камере сгора |
|
~ |
[(1 + Р ' Н з - |
1045 |
||||||||||
ния Q, кдж/кг |
|
|
|
|
|
|
|
|
•1кг |
r)i2-\-rit] |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
— (1— |
|
|||
Эффективный к. п. д. цикла |
у \ е , % |
|
|
Le |
|
|
37,7 |
|||||||
|
|
Q |
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
П р и м е ч а н и е , |
е |
В |
= |
1,03; е |
Г |
= 1-03; «вых=«.02: |
1 M |
= 0 . 996 ; |
% х л = 0 , 9 8 ; |
|||||
V B ^ 0 ' 9 8 1 |
Ну = 0.98- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
дают возможность значительно сократить время работы. Покажем применение предлагаемых таблиц в расчете.
Необходимо произвести расчет высокотемпературной двухком-
прессорной газотурбинной |
установки с |
разделенным |
перепадом |
|
тепла, регенерацией и промежуточным, |
охлаждением. |
Турбина |
||
низкого давления работает на винт. |
|
|
||
|
Исходные данные |
|
|
|
Отношение давлений в цикле є |
|
20 |
|
|
Начальная температура |
в цикле |
Гц К |
288 |
|
Начальное давление в цикле pv |
н/м2 |
10,1-Ю4 |
|
|
Температура воздуха после промежуточного охла |
|
|||
дителя Г 2 1 , К |
|
|
313 |
|
Температура газа перед турбиной высокого дав |
|
|||
ления Та , К |
|
|
1473 |
|
Турбины высокого давления и среднего давления—охлаждаемые. Расчет ВГТУ представлен в табл. 16.
Подобные расчеты можно производить не только с помощью таблиц, но и используя графические зависимости.
Глава III
ТЕРМОДИНАМИКА ЦИКЛОВ ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
СОХЛАЖДАЕМЫМИ ТУРБИНАМИ
§17. Дополнительные потери
за счет охлаждения газовых турбин
Использование систем охлаждения в газовых турбинах, как отмечалось, не только дает возможность поднять на чальную температуру газа и тем самым повысить эффективность ГТУ, но и вызывает потери, связанные с отводом тепла от охлаждае мых узлов. Эти потери тем выше, чем больше начальная температура газа и чем меньше заданная температура охлаждаемой детали. По
следняя задается |
исходя из |
обеспечения необходимого ресурса |
|
узла охлаждаемой |
турбины. |
|
|
Потери, возникающие при охлаждении турбины, |
снижают об |
||
щий выигрыш в эффективности |
В ГТУ, полученный за |
счет повыше |
ния начальной температуры газа. Поэтому целесообразность вне дрения системы охлаждения для осваиваемой начальной темпера туры газа определяется положительной разностью между экономич ностью ВГТУ с системой охлаждения и экономичностью ГТУ, при нятой за эталон, без системы охлаждения. Если разность окажется отрицательной или равной нулю, то применять систему охлаждения
с целью повышения экономичности |
ГТУ не |
имеет смысла. Однако |
и в этом случае система охлаждения |
может оказаться необходимой, |
|
если важно получить большую единичную |
и удельную мощность |
или большой ресурс ГТУ. Повышение единичной и удельной мощ ности ГТУ необходимо для судов с динамическими принципами под держания.
Получение большего ресурса для судовой ГТУ всегда является одним из основных требований. Итак, при использовании систем охлаждения для каждого отдельного случая необходимо отыскивать оптимальный вариант по созданию ВГТУ с заданными экономич ностью и ресурсом.
Потери, возникающие в результате отвода тепла от турбины, разнообразны и зависят от конструкции системы охлаждения, типа охлаждающего агента и схемы ГТУ. Так, в закрытых системах охлаждения лопаток газовых турбин охлаждающий агент отбирает энергию у газового потока через стенки лопатки, понижая его тем пературу, а во внутренних открытых системах охлаждающий агент,
выходя в проточную часть, вызывает потерю, связанную с нарушением аэродинамики и термодинамики потока. Если узлы газовой турбины охлаждаются воздухом, то последний отбирается от компрессора. При этом энергия, необходимая на его создание и прокачивание, составляет значительную величину, в то время как для охлаждения внутренних поверхностей узлов турбины водой затрачивается сравни тельно меньше энергии. В схемах ВГТУ с регенератором при от крытом воздушном охлаждении турбины появляются дополнитель ные потери, связанные с понижением температуры газа перед регене ратором. Эти потери настолько большие, что делают нецелесообраз ным использование такой схемы для судовых ВГТУ.
Основными |
можно считать следующие потери энергии: |
за счет отвода тепла в охлаждаемой турбине; |
|
связанные |
с отбором и прокачиванием охлаждающего агента; |
в процессе |
утилизации отведенного от турбины тепла; |
связанные |
с ухудшением аэродинамики потока (утолщение |
кромки лопатки, неоптимальная закрутка лопатки и др.); связанные с подмешиванием в поток газа более холодного охлаж
дающего агента; от охлаждения турбины при наличии регенерации.
Первая и вторая потери возникают во всех системах охлаждения. -Третья потеря характерна только для закрытых систем охлаждения, где энергия, полученная охлаждающим агентом, отводится и до полнительно используется. Четвертая и пятая потери характерны для открытых систем охлаждения (в основном для воздушных). Шестая потеря существует в ВГТУ с регенерацией.
При использовании воздушных систем охлаждения часть отра ботанного на охлаждение узлов турбины воздуха возвращается в про точную часть и совершает работу. Это необходимо учитывать при оценке потерь на отбор охлаждающего воздуха.
В простых схемах ВГТУ с закрытыми жидкостными системами охлаждения главной и определяющей является термодинамическая потеря. Этим объясняется тот факт, что исследователи, работающие в области создания жидкостных систем охлаждения, создавали ме тодику по расчету именно этой потери.
Наиболее фундаментальными |
работами в этой области являются |
|||
-работы проф. В. В. Уварова |
[75, |
76] |
и к. т. н. Д. И. Мариева [45], |
|
а также труды проф. В. Траупеля |
[73]. |
|||
В работе |
[75] понижение |
полезной работы в турбине при отводе |
||
тепла от газа |
к охлаждающей |
среде в проточной части предлагается |
рассчитывать путем поступенчатого расчета турбины с учетом по нижения температуры газа в каждой ступени за счет отвода тепла. •Снижение температуры газа в каждой ступени приводит к пониже нию работоспособности газа в последующих ступенях и соответст венно к уменьшению полезной работы в турбине. При этом не учиты вается уменьшение работы в той ступени, где отводится от газа дан ное количество тепла, поскольку неизвестно, какая часть отведен ного тепла вызывает уменьшение полезной работы в ступени, а ка кая часть его идет на понижение энтальпии газа за данной ступенью.
В работе [45] расчет потери при отводе тепла от газа предлагается производить исходя из того, что отношение потери полезной работы в ступени ко всему отведенному от ступени теплу (коэффициент %) мало меняется при изменении показателя политропы. При извест ном значении коэффициента к можно приближенно определить по терю полезной работы при известном количестве отведенного тепла.
В работе [73] процесс расширения газа в турбине с учетом от вода тепла рекомендуется рассчитывать путем определения показа теля политропы по данному количеству отведенного в ступени тепла. Этот метод также можно использовать для расчета турбины. Од нако ввиду неточности определения показателя политропы для каж дого охлаждающего венца при неравномерном отводе тепла к различ ным элементам проточной части данный метод может привести к су щественной погрешности (ввиду резкого влияния изменения пока зателя политропы на параметры газа за каждым венцом).
Анализ других имеющихся методов расчета потерь, связанных с охлаждением, приведен в работе [46].
Для простых схем ВГТУ с открытыми воздушными системами охлаждения главной и определяющей является потеря, связанная с отбором охлаждающего воздуха от компрессора. Поэтому в рабо тах, посвященных расчету ВГТУ с воздушным охлаждением, в ос новном дана оценка потерь, связанных с отбором воздуха на охлаж дение и его дальнейшую работоспособность. Широкие исследова ния в этой области проведены проф. В. И. Локаем [20].
Энтропийный метод учета энергетических потерь, связанных с охлаждением турбины [60], позволяет рассчитать любую потерю при различных системах охлаждения и выразить все потери через одну величину — энтропию.
Поскольку каждый из методов расчета имеет свои преимущества и недостатки и может быть использован с большей или меньшей эф фективностью при расчете ВГТУ с различными системами охлажде ния, то целесообразно рассмотреть основные из них.
§18. Метод проф. В.В.Уварова расчета охлаждаемой турбины
Методика проф. В. В. Уварова позволяет оце нить термодинамическую потерю за счет охлаждения проточной части турбины. Она может дать достаточно точные данные, если про точная часть охлаждаемой турбины уже известна.
Ведя поступенчатый расчет отвода тепла и падения энтальпии в результате охлаждения на каждом венце, можно с достаточной степенью точности определить термодинамическую потерю и коли чество отведенного тепла для всей турбины. Однако если проводить приближенный расчет, принимая средние значения теплоемкости и коэффициент р постоянными, то поступенчатого расчета можно из бежать. Тогда точность расчета будет находиться в пределах 8—10%, что является соизмеримым для величины потерь в охлаждаемых тур бинах. Для определения термодинамической потери (снижения рабо-
тоспособности) при охлаждении элементов проточной части автор использует ряд зависимостей для течения газа по лопаточному
каналу |
[75]. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Коэффициент теплоотдачи а от газа к лопатке, как известно, |
|||||||||||||||
можно |
подсчитать |
по |
формуле |
[87] |
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
X = ^caRe!". |
|
|
|
(13) |
||||
Если |
использовать |
условия работы |
[3], то в формуле (13): |
|||||||||||||
|
X — коэффициент теплопроводности |
газа |
при входе в решетку; |
|||||||||||||
|
b — хорда |
профиля |
лопатки; |
|
|
|
|
|
||||||||
|
са—постоянная |
|
|
величина, |
|
равная |
0,8—1,0; |
|
||||||||
Re— число Рейнольдса при входе в решетку; |
|
|||||||||||||||
|
т — постоянная |
величина, |
равная |
|
0,546. |
|
||||||||||
Секундный расход газа через один канал определяется из уравне |
||||||||||||||||
ния |
сплошности |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
G= » / щ і 5 І " Р і , |
|
(14) |
||||||
где |
b — хорда |
профиля; |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
w1 |
/ — высота лопатки; |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
— относительная |
скорость |
входа |
газа |
на рабочие лопатки; |
||||||||||
|
Pi |
— угол |
входа |
лопаток; |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
v1 |
— удельный |
|
объем газа; |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
t |
— шаг решетки |
лопаток. |
|
|
|
|
|
|
||||||
Полная поверхность |
лопаточного |
канала |
|
|
||||||||||||
где |
£0 |
— коэффициент |
формы |
профиля |
(£„ > |
2); |
|
|||||||||
|
£х |
— коэффициент, |
учитывающий |
особенности |
конструкции |
|||||||||||
|
|
|
(U = 0,8-1,0). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Уравнение теплоотдачи при течении газа по каналу можно пред |
||||||||||||||||
ставить |
так: |
|
|
|
GcpAT |
= |
af0(Tr-TCT), |
|
|
|
(16) |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
где |
|
Ср — теплоемкость |
газа; |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
АТ — падение температуры |
на венце; |
|
|
||||||||||||
|
Тг |
— начальная |
температура |
газа на венце; |
|
|||||||||||
|
Г с |
т — допустимая |
температура |
стенки лопатки. |
|
|||||||||||
Принимая также |
во |
внимание |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
* |
= |
amg\.icu, |
|
|
|
|||
где |
а,п |
— постоянная, |
равная |
приблизительно |
1,75; |
|
||||||||||
|
g — ускорение |
|
силы тяжести; |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|л — коэффициент |
вязкости; |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
cv |
— теплоемкость при постоянном |
|
объеме, |
|
|||||||||||
и решая уравнения |
|
(13)—(16), получаем |
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
amcab/t£0(l |
+t,it/l) |
Г |
gut/! |
\\-m |
_ |
т |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
k sin Pj |
|
|
\ |
bwy |
J |
*> r |
CT' |
или |
р (Тг-Тст), |
|
|
АГ = |
(17) |
||
где |
|
|
|
о _ amcab/tt,0 |
(1 |
+ y/l) |
( g\x.Vi |
k sin |
p\ |
|
/г =
Безразмерный коэффициент р по мере расширения газа по ступе ням увеличивается. Но с достаточной степенью точности можно взять среднее значение между (3 для первого и последнего рядов и считать эту величину постоянной для всех рядов. При этом предположении А Г будет меняться в зависимости от начальной температуры газа.
Если общий теплоперепад в турбине обозначить через L , а число рядов сопловых и рабочих лопаток через п, то уменьшение теплоперепада за счет охлаждения в z-м ряду лопаток составит (при равных
теплопадениях |
на каждом |
венце): |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
Mz |
= ^ |
|
|
, |
|
пс" |
, |
J |
V |
^ . |
(18) |
|
|
|
|
|
|
\ |
3 |
|
пср) |
|
|
|
|
Суммирование всех AL Z от z = |
|
1 до |
z = п — 1 дает общую по |
||||||||||
терю теплоперепада за |
счет охлаждения: |
|
|
|
|||||||||
|
|
|
«-і |
|
|
|
|
Т |
|
|
|
||
|
|
|
2 • |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
Р ^ і т - ^ ] ( < - 4 ) |
|
||||||||
|
А^оХ Л |
= |
7 |
. ~ |
|
~ |
|
|
тс |
|
> |
— • |
(19) |
|
|
|
z=l |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
После |
введения |
обозначений: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
(Т3 |
— Тст) |
ср |
|
|
і |
|
|
|
|
|
|
|
|
• |
1 |
|
+ |
-тг = |
а *' |
|
|
||
|
|
|
Тзср |
|
, |
(Т3 |
|
Тст) |
Ср |
= а, |
|
|
|
|
|
|
— |
=bx; |
|
|
z |
|
|
|
|
||
общая |
потеря |
теплоперепада в турбине за счет охлаждения |
составит |
||||||||||
|
|
|
A L 0 M = |
P l |
V |
^ |
' |
" |
^ , |
1 |
~II" 7 |
Г ) . |
(20) |
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Общее количество отведенного тепла можно подсчитать по фор
муле |
|
догв==їиі(аі-1=±). |
(21) |
По формулам (20) и (21) с помощью экспериментальных данных Баммерта по определению коэффициента теплоотдачи от газа к охлаж-
даемым стенкам турбинных лопаток, проф. В. В. Уваров |
подсчитал |
|||||||||||
величины |
A L o x J I |
и |
^ о х л для |
следующих |
начальных |
параметров |
||||||
Т3 |
= 1500 К; |
Т„ = |
800 К; |
L = 910 кдж/кг; |
р3 =-- 0,19 |
Мн/м2; |
||||||
Р = |
0,0144. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Турбина. имела |
две, три, пять |
и восемь |
ступеней. |
Результаты |
||||||||
расчета представлены |
в табл. |
17. |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 17 |
|
|
|
Потери |
при охлаждении в турбинах |
с различным числом |
ступеней |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
Число |
с т у п е н е й |
|
|
||
|
|
Величина |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
3 |
|
|
5 |
|
8 |
Д^-охлі |
кдж/кг |
|
|
9,5 |
|
14 |
|
|
23 |
|
37 |
|
(70ХЛ, кдж/кг |
|
|
27 |
|
37,4 |
|
|
58 |
|
88 |
||
4^-охлД- |
|
|
1,06 |
1,55 |
|
|
2,54 |
4,05 |
||||
Д^-охл/?охл |
|
|
0,35 |
0,377 |
|
|
0,397 |
0,416 |
На основании проведенных расчетов В. В. Уваров получил качественную картину процессов и изменения параметров в охлаждае мой турбине. Было установлено, что при жидкостном охлаждении для схемы ГТУ без регенерации потери на охлаждение сравнительно невелики. Количество отведенного тепла составляет около 5%, а от носительная потеря работоспособности немного более 10% при на чальной температуре 2000 К- Это дало возможность сделать обосно ванные выводы о рациональном использовании охлаждаемых турбин.
§19. Расчет ВГТУ с турбинами, охлаждаемыми водой
Метод расчета ГТУ с охлаждаемыми турби нами [45] основан на применении для расчета осредненных значений теплоемкости по проточной части. Поскольку в рассматриваемом методе учитывается только одна термодинамическая потеря, связан ная с охлаждением, то его можно использовать только при расчете простых ГТУ и только с жидкостным внутренним охлаждением тур бины. Тем не менее этот метод широко применяют в научно-исследова тельских институтах и конструкторских бюро при проведении сравни тельных расчетов, различных схем ВГТУ с жидкостным охлаждением турбин. Кроме того, данным методом можно пользоваться и в случае поступенчатого расчета турбины, причем его точность повышается.
Сущность метода сводится к следующему.
Если в процессе течения газа по какому-либо каналу через его стенки отнимается некоторое количество тепла q, то баланс энергии газа на входе в межлопаточный канал и на выходе из него выражается уравнением
с 2 |
2 |
3-і + РгЪ + А -± = Эв2 + p2v2 + А£ + д, |
(22) |