та— удельный расход пара при номинальной нагрузке, кг\кдж\ где Ып— номинальная мощность, кет;
N —развиваемая турбиной мощность, кет; х—коэффициент холостого хода
х=М*СйК/М»ск;
Мсек—расход пара при работе турбины без нагрузки (при холо стом ходе), кг/сек;
Мсск—секундный расход пара при мощности N кет, кг}сек. Коэффициент холостого хода уменьшается при увеличении номи
нальной мощности двигателя и повышении начальных параметров пара. Величина коэффициента холостого расхода в среднем составляет у тур бин: конденсационных 0,03—0,08, с отбором пара 0,8—0,12, противодав-
ленческих 0,12—0,20.
Удельный расход пара на 1кдж при мощности N составит |
|
__ Мсек __ |
дгн/до (1 —х)т» кг/кдж. |
(31-14) |
N |
|
|
Характер изменения часовых М и удельных т расходов пара на конденсационную или противодавленческую турбину показан на рис. 31-22, на котором индексы «н», «м» и «х.х» обозначают соответ-
Рис. 31-22. Зависимость расхода пара от нагрузки для паровой турбины
ственно расходы при |
номинальной и максимальной мощности турбины |
и при холостом ходе. |
|
Для паровых турбин, работающих с промежуточным отбором пара, формулы, служащие для определения часовых и удельных расходов па ра, усложняются, так как в этом случае приходится отдельно учитывать
расходы пара, проходящего через всю турбину, и.только через часть ее до отборов и соответствующие теплопадения.
В результате удельный расход пара на турбину с числом г отборов пара из промежуточных ступеней для производства и теплофикации определяют по формуле
т„ = --- ^7---- кг/кдж, |
(31-15) |
1—2 а„уп п=1
где ты— удельный расход пара на аналогичную чисто конденсацион ную турбину [см. формулу (31-14), кг/сек;
а —доли расходов пара (Ми М2,... кг]сек) из отборов от обще го расхода пара М (кг/сек) на турбину:
а1 = М1/М; а2 = М2/М,...;
у„—коэффициент недовыработки мощности паром, отведенным из отбора, возникающий вследствии того, что этот пар не расширился до.давления в конденсаторе, а следовательно,
не выработал соответствующей мощности
*о» 4 и /к — энтальпии пара соответственно перед турбиной, из отбора и в конденсаторе, кдж/кг.
Необходимо помнить, что работа турбины по режиму, когда через конденсатор не пропускается пар, т. е. когда весь пар идет в отбор, не допустима, так Как вращение ротора в корпусе, через который не про пускается пар, приведет за счет сил трения между лопатками и рабо чим телом к чрезмерному перегреву ротора из-за- недостаточного отвода тепла и, как следствие, понижению механической прочности металла. Для отвода этого тепла через часть низкого давления должно обяза тельно пропускаться некоторое «вентиляционное» количество пара. Ми нимальное количество «вентиляционного» пара составляет 5—10% от расчетного, проходящего через часть низкогодавления.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА ОХЛАЖДАЮЩЕЙ ВОДЫ ДЛЯ КОНДЕНСАТОРОВ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Количество охлаждающей воды дляконденсатора определяют на основе теплового баланса
К . К С - с д = Мк (/„- с„ д , |
(31-16) |
где М0.в— количество охлаждающей воды, протекающей через конден сатор, кг/ч;
\ с"—средние массовые теплоемкости охлаждающей воды при температуре до и после конденсатора, кдж/(кг-град); при близительно можно считать с'=с"=4,19 кдж/(кг-град); —температуры охлаждающей воды до и после конденсато
ра, °С; Мк—количество отработавшего пара, проходящего через конден
сатор, кг/ч; /к — энтальпия пара в конденсаторе, кдж/кг;
1К— температура конденсата, °С; ск—средняя массовая теплоемкость конденсата, кдж/(кг•град);
ск можно принять равной 4,19 кдж/(кг-град).
Из приведенного теплового баланса следует, что количество охлаж |
дающей воды равно |
|
Мо.в |
44к (*’к |
СК^к) |
(31-17) |
---и—я--- >—/—Ле/ |
|
Ск —с 1Л |
|
Отношение т |
количества охлаждающей воды М0.в к количеству па |
ра Мк называют кратностью охлаждения |
* |
Н10хл —М0.В1МЛ.
Обычно т охл принимают равным 50—90; при этом охлаждающая вода нагревается в конденсаторе примерно на 10—16 град.
Поверхность охлаждения конденсатора определяют по |
обычной |
формуле для расчета теплообменников: |
|
Р = м» (<к ~ Ск <к>- 2,3 1е |
д», |
(31-18) |
* (с С-*' |
‘к-‘. |
|
где к—коэффициент теплопередачи в конденсаторе, зависящий от ско рости охлаждающей воды и ее температуры, кет/(м2•град).
Большое влияние на величину коэффициента теплопередачи конденсатора оказывает загрязнение его поверхности нагрева и увеличение подсосов воздуха (нарушение герметичности). При нормальных условиях можно считать, что коэффициент теплопередачи находится в пределах 3,0—4,7 кет/(м*•град).
Пример 31-1. Определить расход пара на выработку электрогенератором |
1Мж при номинальной нагрузке для конденсационной турбины, работающей с 'на |
чальными параметрами |
пара: р0=3,5 Мн/м2, /0=435°С и рк=0,004 Мн/м2. Относи |
тельный внутренний к.п.д. турбины Т10»=0,76; механический к.п.д. Лм=0,97 и к.п.д. |
•электрического генератора т|г=0,98. |
|
Начальной скоростью пара пренебречь. |
|
Определяем энтальпии пара в начале и в конце изоэнтропного расширения по |
заданным параметрам, пользуясь диаграммой 5—с |
|
10= 3320 кдж/кг\ |
/к.а = 2120 кдж/кг; Н0= 3320 —2120 = 1200 кдж]кг. |
и, следовательно, расход пара на 1Мж произведенной работы составит |
МО" |
_____ ЬЮб_____ |
= 1, 155 кг/М ж. |
Я0Ло* ЛмЛг |
1200000-0,76-0,97-0,98 |
|
Пример 31-2. Определить для паровой конденсационной турбины, работа |
ющей при начальных и конечных параметрах пара, указанных в примере 31-1, часовое |
количество циркуляционной воды, считая мощность турбины равной 6000 кет. Началь |
нуютемпературу циркуляционной воды принять равной |
12° С, а температуру |
выходя |
щей воды на 6 град ниже температуры насыщенного пара в конденсаторе. |
|
На стр. 369 в примере 31-1 при заданных параметрах определен удельный расход |
пара на турбину. |
|
|
|
|
|
|
Общее количество пара, проходящее через турбину при полной мощности, составит |
Мк = Ыт= 6000-103.1,155>10“-3600 « 25000 кг/ч. |
|
|
|
Энтальпия пара в конденсаторе составляет |
|
|
|
»к = »0—Н0ть,= 3320 - 1200-0,76 = 3320 —920 = 2400 кдж/кг. |
|
|
Определяем температуру циркуляционной воды после конденсатора. |
|
Температура насыщенного |
пар*а при |
давлении рк=4 кн/м2по |
таблицам равна |
*к=28,6°С, |
следовательно, |
по |
заданию |
/в =28,6—6=22,6°С. Принимаем |
св=св = |
=ск=4,19 кдж/(кг•град). |
|
|
|
|
|
|
Определим количество охлаждающей воды: |
____ |
. |
|
М"= |
М«(.«-ск/к) |
~ |
25000(2400 - 4.19-28,6) |
|
с ( - с 1 |
4",19(22,б—12)------ |
1285000 КФ- |
|
|
''в ‘в |
|
|
|
|
|
|
кратность охлаждения тохл = 1285000/25000 = 51,5 кг/кг.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫК ГЛАВАМ30 И 31
1.Арсеньев Л. В. и др. Паровые и газовые турбины. Атлас чертежей турбин, под ред. С. А.Кантора, Изд-во «Машиностроение»,\970.
2.В уколо вич М.П. и др. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. Изд-во Стандартов, 1969.
3.Кириллов И. И: Теория турбомашин. Изд-во «Машиностроение», 1964.
4.Траупель В. Тепловые 1урбомашины. Госэнергоиздат, т. 1, 1961, и т. 2, 1963.
5.ЩегляевА. В.Паровые турбины.Изд-во «Энергия», 1967.
Глава 32
ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ И ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
РЕАЛЬНЫ ЦИКЛЫГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Принципы работы газотурбинной установки (ГТУ) и исследование термодинамических показателей их идеальных циклов приведены в ча сти 1«Техническая термодинамика», глава 9. В настоящее время прак тическое применение находят исключительно циклы с непрерывным го рением топлива (ГТУ НГ) в связи с чем рассмотрение реальных циклов
здесь ограничивается только ГТУ этого типа как наиболее перспективного.
Реальные циклы ГТУ отличаются от
идеальных, рассмотренных в главе 9, тем, что в действительных циклах учи тываются неизбежные тепловые поте
ри. На рис. 32-1 показан на диаграм ме 5—Т цикл ГТУ НГ, протекающий
с потерями.
Сжатие воздуха происходит не по изоэнтропе 1—2, как это было принято
при рассмотрении идеального цикла, а с потерями тепла, по некотррой по литропе 1—2\
Потери в компрессоре обычно оце нивают адиабатным к. п. д., который приближенно определяют по приводи мой ниже формуле, полагая, что в про цессе Ср=сопз1:
Рис. 32-1. Схематичное изображе |
Як = (Т2- Т 1)/(Г2- Т 1), |
|
ние протекания действительного |
откуда |
|
цикла ГТУ НГ на диаграмме 5 —Т |
Г ;- Г ,-(Т ,-Г ,)Ч |
(32-1) |
|
Линия 2'—3 отображает изобарный процесс подвода тепла в цикл. Давление в точке 2' несколько выше давления перед газовой турбиной в точке 3 вследствие гидравлических потерь в камере сгорания и ком муникациях.
Расширение рабочего тела в газовой турбине совершается с поте рями и сообразно с этим отображается некоторой политропой 3—4' По тери тепла в газовой турбине характеризуются относительным внутрен
ним к.п.д., который в предположении, что ср=сопз1, определяют по формуле
откуда |
|
Г3 ТА~ Л0*(Т3 Т^. |
(32-2) |
Тепло отводится из цикла в изобарном процессе, отображаемым лини ей 4'-1.
Общий внутренний к.п.д. всей ГТУ будет равен |
|
л<=“ 91 = -91, |
|
|
где |
|
|
Я\ = ср{Тг ~ Т2) кдж’ |
Ь “ ср (Т4 —Г|) *&*/ |
|
Полезная работа |
|
|
/ = ?, - ?2- с„[(Гз-7;)_(г;-г,)] = |
|
= ср [г3( 1 - ^ ) , 0, - ^ ( ^ - 1 ) ] КаЖк, |
(32-3) |
Поскольку линия 1—2 отображает изоэнтропный |
процесс^ |
7,/Т, = Т3/Г4 = (рг/Р1) |
к—и к—1 |
(32-4) |
* / Я ‘ = Г , |
где т —-----
к
После подстановки в формулу (32-3), служащую для определения полез
ной работы, |
значений из формулы (32-4) |
получим |
_срТг ГТ’з |
—1 |
т 1Ч |
|
= |
(Я™— 1) р - ЗгО».—П Кдж1кг. |
(32-5) |
Лк |
|
V 1 ^ |
/ |
|
Если степень повышения температуры в цикле обозначить через |
т=7’3/7,1, |
то |
получим |
|
|
I= сл1х (Хт - |
1) (т2<^к_ |
1) |
Кдж/кг. |
Лк |
\ Л |
/ |
|
Для данной ГТУ величины ср, Ти лк и Лог можно считать постоянными и в связи с этим полагать, что величина работы / явля ется функцией величин Г3 и Ят, т. е. I— =!{Т3, Хт). Сообразно с этим для каждого значения Т3, которому отвечает вполне оп
ределенная степень повышения давления воздуха в компрессоре, можно построить кривую зависимости /=/(Ят).
Рассмотрим характер такой кривой для произвольно выбранного значения Г3. Заметим, что уравнение этой кривой в двух
.случаях обращается в ноль, а именно: при
при Хт= 1и при Ят=тло»ЛкИз этого мож но заключить, что в интервале между этими
значениями / имеется максимальное значе ние величины I и, следовательно, кривая /=/:(Я(7П) имеет примерно вид, показанный на рис. 32-2. Линия ,1—11—111—IV пред
(32-6)
Рис. 32-2. График зависимо сти работы совершаемой ре альной ГТУ НГ от степени повышения давления Vя при различных значениях температуры Г3газов перед
турбиной
ставляет собой кривую максимальных значений I для различных значе ний Г3. Найдем выражение, служащее для определения максимального значения /, отвечающего заданной температуре Г3.
Положим, что Ят=* и тт1огПк=а, тогда выражение (32-6) примет
вид
/ = Лк (*—1) \х— Л}кдж/кг.
Для определения максимума этой функции приравняем к нулю ее производную, отбросив при этом постоянную величину срТ\1г\к, и после преобразований получим
Лк |
= ^Лк( С т - I)2 |
(32-7) |
|
“П/ = Апах/Я\• |
|
(32‘8) |
Для повышения к. п.д. ГТУ НГ предложено несколько различных методов. Рассмотрим основные из них.
РЕГЕНЕРАЦИЯ ТЕПЛА
В простейшей газотурбинной.установке основными являются потери тепла с уходящими из турбины газами. На рис. 32-3 изображена прин ципиальная тепловая схема ГТУ, в которой тепло уходящих газов ча-
Рис. 32*3. Принципиальная тепловая схема газотурбинной |
установки |
с регенератором: |
/—воздушный компрессор; |
2 —топливный |
компрессор (насос); |
3~газовая турбина; -/ —электрический генератор;. 5—камера сго |
рания; 6 —регенератор; 7—пусковой |
электродвигатель |
стично используют для нагревания сжатого воздуха. Такой цикл назы вается регенеративным.
Как видно из рис. 32-3, уходящие газы после газовой турбины 3 на правляются в регенератор б, где они подогреваютсжатый воздух (оттем пературы Т2 до Т\), в результате чего уходящие газы охлаждаются (от
Т\ до Т\) и вследствие этого к.п.д. установки повышается. Величина
повышения к.п.д. зависит от изменения температуры воздуха и газов или так называемой степени регенерации.
Степенью регенерации называют отношение количества тепла, вос принятого воздухом в регенераторе при нагревании его от температуры Т\ до Т\ к количеству тепла, которое теоретически возможно использо
вать на нагревание воздуха при охлаждении уходящих продуктов сгора
ния топлива от температуры Т\ до температуры воздуха Т'-. Если при
нять, что теплоемкости воздуха и продуктов сгорания одинаковы и онй
не зависят от температуры, то степень регенерации о можно предста вить в виде отношения
а = (^2 ^2)/(^4 ^г)* |
(32-9) |
На диаграмме 5—Т (рис. 32-4), где изображен регенеративный |
цикл, площадь с'—4"—4'—Ь'—с' |
пропорциональна количеству тепла, |
отданному уходящими продуктами сгорания топлива для нагревания сжатого воздуха при понижении температуры уходящих газов от Т\ до
Т\ Если пренебречь потерями в регенераторе, то количество тепла, рас
ходуемое на нагревание воздуха, будет равноколичествутепла, отдавае мому уходящими газами при их охлаждении. В этом случае площадь а'—2'—2"—с—а' должна быть равна площади с'— Ь
Рис. 32-4. Изображение тепло |
Рис. 32-5. Изменение внутреннего к.п.д. газо |
вого процесса |
цикла ГТУНГ |
турбинной установки в зависимости от изме |
с регенерацией |
на диаграмме |
нения степени повышения давления и степе |
5 —Т |
ни регенерации <т.Начальная температура при |
|
|
нята. Г3=550°С; Лт=0.87; т|к=0,84. |
ра воздуха после регенера |
Кривые: /—при о-0; 2 —при о -0,2; 3 —при |
4 —при о =0;8 |
ции повысится от Т2 до То.
Количество тепла, расходуемое на нагревание газов в камере сгора ния, в регенеративном цикле уменьшается и будет пропорционально площади с—2"—3—Ь—с. Количество тепла <71подводимое к циклу без
регенерации, пропорционально площади а'—2'—3—Ь—аНагрев возду ха в регенераторе до температуры Тв2—Т\ справедлив лишь для теоре
тического случая, практически не осуществим. В рассматриваемом тео ретическом случае используется предельное количество тепла уходящих газов, которое пропорционально площади а'—2'— Степень регенерации в данном случае равна единице.
Внутренний к. п.д. ГТУ, работающей с регенерацией гепла, будет
равен |
|
|
(32-10) |
Чв = ЛЛо/-*Д|к):?Р, |
где <?р — тепло, |
подведенное при |
регенеративном цикле |
<7р= ?1 - аср (Г,- Т'г) = ?,- |
<Г(<7, - / ТЧЫ), |
где |
^ — количество тепла, подводимое к циклу без регенерации; |
/, /т и 1К—работа соответственно цикла, турбины и компрессора. |
Следовательно: |
|
|
_ |
1т |
—иЫк |
(32-11) |
* |
<71—о («71—*т%)‘ |
|
При возрастании величины а знаменатель уменьшается и к.п.д. ус тановкиувеличивается. Характер изменения к. п.д. в зависимости от сте пени регенерации показан на рис. 32-5. Из рассмотрения кривых на этом рисунке можно установить, что по мере увеличения степени регенерации оптимальная степень повышения давления уменьшается, а к. п.д. возра стает. Кривые, изображенные на рис.* 32-5, пересекаются в одной точке, где Т'2 = Т\, и дальнейший рост температуры воздуха становится невоз
можным.
При повышении степени регенерации значительно возрастает по верхность нагрева регенератора. Например, при повышении степени ре генерации с а=0,5 до о=0,8 поверхность нагрева регенератора должна быть увеличена в четыре раза (вследствие уменьшения среднего темпе ратурного напора). Это удорожает и усложняет установку. В то же вре мя в связисуменьшением оптимальной степени изменения давления кон струкция компрессора упрощается.
СТУПЕНЧАТЫЙ ПОДВОД И ОТВОД ТЕПЛА (ЦИКЛ СПРОМЕЖУТОЧНЫМОХЛАЖДЕНИЕМИ ПОДОГРЕВОМ)
Теоретически можно представить себе цикл ГТУ НГ, в котором про цессы сжатия и расширения происходят, при постоянной температуре. Можно показать, что коэффициент полезного действия теоретической ГТУ, работающей по циклу с изотермическими процессами сжатия, и расширения при применении полной регенерации, будет численно ра вен к.п.д. цикла Карно, происходящему в тех же пределах изменения температуры, т. е. наибольшему возможному к.п.д.
Практически в ГТУ изотермические процессы неосуществимы. Для
того чтобы процессы сжатия и |
расширения в цикле ГТУ приблизить |
к изотермическим, применяют |
промежуточное охлаждение воздуха |
и ступенчатое сжигание топлива. Принципиальная тепловая схема ГТУ, работающей по циклу с одним промежуточным охлаждением воздуха и двумя ступенями подвода тепла (с двумя камерами сгорания), пока
зана на рис. 32-6.
Воздух сжимается до конечногодавления р4 в двух последовательно установленных компрессорах 9 и 7. После компрессора низкого давле ния 9 (при промежуточном давлении рг) воздух охлаждается в охлади теле 8 до начальной температуры, а затем он сжимается до конечного давления в компрессоре 7 и направляется в регенератор 4. Нагретый в регенераторе воздух поступает в камерусгорания высокого давления 3, куда подается и топливо. В случае сжигания газа он сжимается в ком прессорах 10 и //, в случае сжигания жидкого топлива— подается насо сами. Сжигание топлива в этой камере осуществляется с большими ко
эффициентами избытка воздуха (до а«12) в целях понижения темпера туры продуктов сгорания до заданного значения. Продукты сгорания -направляются в газовую турбину 2, где расширяются до некоторого про межуточного давления р7. Далее газы направляются в камеру сгорания низкого давления 5, в которую поступает топливо после компрессора 10.
Сжигание топлива в этой камере можно осуществить без подвода дополнительного воздуха, так как в продуктах сгорания, поступающих в турбины 2, содержится достаточное количество кислорода вследствие того, что процесс в камере сгорания высокого давления происходит при большом коэффициенте избытка воздуха. После камеры сгорания низко го давления 5 газы с повышенной температурой поступают в газовую турбину 6, где расширяются до конечного давления р9 и направляются
Рис. 32-6. Принципиальная тепловая схема газотурбинной установки с про межуточным подводом и отводом тепла и регенерацией
в регенератор 4. Здесь они отдают тепло сжатому воздуху. Давление уходящих из регенератора газов рю будет.меньше рэ вследствие гидрав лических потерь в нем. ГТУ приводит в действие электрический генера тор 12. Пуск в работу ГТУ осуществляется при помощи электродвигате
ля 1.
На диаграмме 5 — Т процесс действительного цикла со ступенчатым промежуточным охлаждением и подводом тепла изображен на рис. 32-7.
Вэтом цикле учтены потери давления в газо-воздухопроводах, регене раторе, камерах сгорания и воздушных фильтрах перед компрессорами.
Всвязи с тем, что эти потери сравнительно невелики, линии, отобража ющие давления рабочих тел до возникновения потерь и после них, рас полагаются на диаграмме столь близко друг от друга, что практически сливаются. В связи с этим такие линии на диаграмме отмечены буква
ми р с различными индексами. Расширение газа в турбинах и сжатие воздуха в компрессорах сопровождаются потерями тепла и поэтому отображаются на рис. 35-7 политропами 1—2'\ 3—4' (сжатие) и 6—7 и
8—9 (расширение). Точка 5 соответствует температуре воздуха после регенератора Р, точка 10 —температуре уходящих газов после него.
Во всех рассмотренных схемах ГТУ продукты сгораний топлива после камеры сгорания непосредственно поступают в газовую турбину.
Рис. 32-7. Тепловой процесс действительного цикла ГТУ НГ с промежуточным подводом и отводом тепла и регенерацией, изображенный на диаграмме 5 —Т
Поэтому для всех этих схем во избежание коррозии и эрозии проточной части турбины применяют только жидкое или газообразное топливо, не содержащее серы и золы,
ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ, РАБОТАЮЩИЕ ПО ЗАМКНУТОМ ЦИКЛУ
Выше были рассмотрены так называемые разомкнутые схемы газо турбинных установок, в которых продукты сгорания топлива после их расширения, в газовой турбине выбрасываются в атмосферу. В компрес сор непрерывно забираются новые порции воздуха из атмосферы, сжи маются и направляются в цикл. Таким образом, рабочее тело в цикле непрерывно обновляется.
Существуют циклы, построенные на использовании одного и того же неизменного по количеству рабочего тела. Такие циклы называются
замкнутыми. Принципиальная тепловая схема одного из замкнутых цик лов простейшеготипа изображена на рис. 32-8. В качестве рабочего тела в этих циклах может быть использован воздух или другой газ,* характе ризуемый более благоприятными для цикла термодинамическими свой ствами (более высокой теплоемкостью, большими показателями адиаба ты, коэффициентом теплоотдачи, объемной массой и др.), например ге лий, аргон, водород, фреон.
В компрессоре 6 рабочий газ сжимается до конечного давления и далее направляется сначала в регенератор 4, затем в нагреватель 1, который по аналогии с паровыми установками часто называют воздуш