4. Газотурбинные установки

Одним из основных недостатков поршневых двигателей является невозможность достижения больших мощностей в одном агрегате, что сужает нишу возможного использования ДВС поршневого типа. Это связано, прежде всего с наличием кривошипно-шатунного механизма, предназначенного для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Периодичность производства рабочего хода поршня неизбежно вызывает неравномерность работы конструкции и требует наличие маховика, что заметно увеличивает удельный вес двигателя – отношение веса двигателя к вырабатываемой им мощности.

Этих недостатков лишены двигатели внутреннего сгорания газотурбинного типа, к числу которых относятся воздушно-реактивные двигатели ВРД. Сравнительно высокое значение термического КПД позволяет вырабатывать большие мощности в одном малогабаритном агрегате, что делает газотурбинный двигатель (ГТД) весьма привлекательным в качестве транспортной силовой установки и как устройство привода во многих отраслях: энергетике, нефтяной и газовой промышленности и т. д. В последние годы намечается существенный интерес к увеличению применения таких силовых установок в энергетике как в виде чисто газотурбинного привода электрогенераторов, так и в составе мощных комбинированных парогазовых установок. Как и поршневые двигатели, газотурбинные установки можно классифицировать по способу подвода тепла:

– ГТУ со сгоранием при постоянном давлении ;

– ГТУ со сгоранием при постоянном объеме .

4.1. Гту со сгоранием при постоянном давлении

Принципиальная схема ГТУ со сгоранием при постоянном давлении содержит в себе все основные элементы, присущие турбокомпрессорному воздушно-реактивному двигателю (рис. 4.1).

Газотурбинный двигатель состоит из размещенных на одном валу турбины 1, компрессора 2, топливного насоса 3 и потребителя мощности 5, изображенного на схеме как электрогенератор трехфазного тока.

В схему входит также камера сгорания 4, выхлопное сопло 6 или патрубок отвода отработавших газов, топливная емкость 9 и свеча зажигания 10. Турбина, как видно из рисунка, снабжена лопаточными венцами сопловых 7 и рабочих лопаток 8.

Рис. 4.1. Принципиальная схема газотурбинной установки со сгоранием при

Турбина 1 приводит во вращение компрессор 2, в котором сжимается воздух, поступающий из окружающей среды. Процесс сжатия (рис. 4.2) предполагается протекающим по адиабате 1-2. Сжатый воздух подается в камеру сгорания 4, куда насосом 3 из топливной емкости 9 прокачивается и топливо.

Тщательно перемешенная смесь в камере сгорания воспламеняется свечой зажигания 10, и при постоянном давлении реализуется процесс сжигания топлива. В результате протекания экзотермической реакции возрастает энтальпия продуктов сгорания – газа. Высокоэнтальпийный поток газа поступает на турбину расширяется в ней по адиабате 3-4. В процессе расширения газа на турбине генерируется мощность, снимаемая частично приводом полезной мощности (электрогенератором), частично она расходуется на привод компрессора, насоса и других агрегатов установки.

При построении идеализированного цикла ГТУ со сгоранием при используются те же допущения, что и при термодинамическом анализе циклов ДВС. Рабочее тело считается идеальным газом. Процессы цикла квазистатические и являются частными случаями политропы. Рабочее тело постоянной массы и неизменно по своему химическому составу. Цикл замкнут. Отвод отработавших газов в атмосферу заменяется изобарным отводом тепла к низкотемпературному источнику. Считается, что тепло, подводится к рабочему телу извне, через стенки корпуса установки в предположении их бесконечно большой теплопроводности.

С учетом сделанных предположений рабочий цикл ГТУ с адиабатным сжатием и подводом тепла при в,и,-диаграммах

изображается, как показано на рис. 4.2.

Рис. 4.2.,и,s-диаграммы цикла ГТД со сгоранием

Проведем термодинамический анализ цикла ГТУ со сгоранием при и адиабатным сжатием воздуха в компрессоре.

Для этого воспользуемся известной величиной термических параметров состояния рабочего тела в точке 1; параметрами, характеризующими работу цикла: степенью повышения давления в компрессоре и степенью предварительного расширения; уравнениями закона сохранения энергии, состояния и соответствующих политропных процессов.

В состоянии 1 известны ,,.

Для определения параметров в состоянии 2 воспользуемся известными параметрами состояния 1, степенью сжатия :

. (4.1)

Тогда давление в точке 2 равно , а объемнайдем, воспользовавшись соотношением параметров адиабатного процесса 2-1, откуда

.

Температуру в состоянии 2 можно найти из уравнения состояния, записанного для 1 кг рабочего тела – идеального газа:

, откуда .

Подстановка полученных ранее зависимостей для давления и температурыпозволяет найти выражение для расчета температуры:

.

Состояние 2: ,,.

При определении зависимостей для расчета термических параметров состояния в узловой точке 3 воспользуемся соотношением параметров изобары 2-3 и выражения, определяющим степень предварительного расширения:

. (4.2)

Так как процесс изобарный , а с учетом выражения (4.2) объем. Из соотношений параметров в изобарном процессе запишем.

Состояние 3: ,,.

Для определения выражений, позволяющих расчет параметров рабочего тела в состоянии 4, воспользуемся соотношением параметров изобары 4-1 и адиабаты 3-4.

Адиабаты 1-2 и 3-4 представляют собой эквидистантные линии, тогда отношение объемов и температур в двух изобарах 2-3 и 4-1, представляющих собой отрезки двух параллельных прямых, расположенных между эквидистантами, будут определяться одним и тем же параметром – степенью предварительного расширения.

Состояние 4: ,и.

Проведем анализ энергетики цикла.

Тепло в цикле подводится по изобаре 2-3, для его определения воспользуемся известной зависимостью . Подставим формулы для расчетаичерез заданную температуруи сведем записанное выражение к виду:

. (4.3)

Аналогично для теплоты , отведенной в окружающую среду от рабочего тела по изобаре 4-1:

или после подстановки

. (4.4)

Полезная работа, производимая в цикле 1 кг рабочего тела, на основании первого начала равна , или после подстановки выражений (4.3) и (4.4)

. (4.5)

Термодинамическая эффективность теплосилового цикла оценивается термическим коэффициентом полезного действия:

. (4.6)

Тогда, после подстановки в (4.6) выражений (4.4) и (4.5) получим:

. (4.7)

Анализ выражения (4.7) позволяет сделать вывод о том, что термический КПД изобарного цикла полного расширения ГТУ, известного как цикл Брайтона, возрастает с ростом степени сжатия в компрессоре и показателем адиабатыдля рабочего тела.