2.2 Тепловой расчет гту на базе двигателя аи-20

Основные показатели [5]:

мощность, МВт 2,5

степень повышения давления 7,2

температура газов в турбине,С

на входе 750

на выходе 388,69

расход газов, кг/с 18,21

количество валов, шт 1

температура воздуха перед компрессором, С 15

2.3 Расчет компрессора

Найдем теоретическое значение энтропии воздуха на выходе из компрессора S(T_2t). При заданных значениях температуры воздуха на входе в компрессор T₁ = 15 °C и степени повышения давления воздуха в компрессоре _k = 7,2 оно составит [10]:

, , (2.1)

где S(T_2t) – значение энтропии воздуха при температуре воздуха на входе в компрессор T₁ = 15 °C;

R = 0,287 – газовая постоянная воздуха [10].

S(T_2t)=0,0536 + 0,287 ln7,2 = 0,6201, .

Тогда теоретическая температура воздуха на выходе из компрессора составит C [10].

КПД компрессора принят равным . Тогда действительная работа сжатия в компрессоре составит [10]:

H_k = , (2.2)

где i_2t – энтальпия воздуха при температуре t_2t = 231 °C, ;

i₁ – энтальпия воздуха при температуре t₁ = 15 °С, .

H_k = = 251,75 .

Тогда действительная энтальпия воздуха на выходе из компрессора будет иметь значение [10]:

i₂ = i₁ + H_k ,(2.3)

i₂ = 15,04 + 251,75 = 266,79 .

По найденному значению энтальпии найдем действительную температуру воздуха на выходе из компрессора: T₂ = f(i₂) = 262,88 С [10].

2.4 Расчет камеры сгорания

Топливо — природный газ.

Объемный состав газа [11, с.46]:

СН₄ – 90,6 %,

С₂Н₆ – 3,45 %,

С₃Н₈ – 0,9 %,

С₄Н₁₀ – 0,38 %,

С₅Н₁₂ – 0,3 %,

Н₂S – 0,08 %,

СО₂ – 2,69 %,

О₂ – 1,6 %.

Низшая теплота сгорания Q = 48340 кДж/кг.

Физической теплотой вносимой в камеру сгорания пренебрегаем. Примем КПД камеры сгорания _кс = 0,98. Тогда относительное количество воздуха, содержащееся в продуктах сгорания при температуре T₃ = 750 °C за камерой сгорания составит [10]:

g_в = кг/кг (2.4)

где L₀ = 16,43 кг/кг — теоретическая масса воздуха, необходимая для сгорания 1 кг топлива;

i_3(=1) = f(t₃) — энтальпия продуктов сгорания при коэффициенте избытка воздуха  = 1;

i_3в = f(t₃) — энтальпия воздуха при температуре на выходе из камеры сгорания.

g_в = = 67,63 кг/кг.

Коэффициент избытка воздуха на выходе из камеры сгорания составит [10]:

 = . (2.5)



Удельный расход рабочего тела в камере сгорания увеличился на величину [10]:

g_в = , кг/кг. (2.6)

g_в == 0,0119 кг/кг.

2.5 Расчет газовой турбины

Адиабатный КПД турбины принят равным _т = 0,88; коэффициент потерь давления в турбине  = 0,03. Тогда степень понижения давления в турбине составит [10]:

_т = (1 – )∙_к . (2.7)

_т =(1 – 0,03)∙7,2 = 6,984.

Теоретическая температура продуктов сгорания на выходе из турбины T_4t определяется с помощью уравнения [10]:

S(T_4t) = S(T₃) – R∙ln_т ,, (2.8)

где S(T_4t) – теоретическое значение энтропии воздуха на выходе из

_{турбины,}

S(T₃) – теоретическое значение энтропии воздуха на входе в

_{турбину,}

S(T_4t) =1,4221 – 0,2896∙ln6,984 = 0,8592 .

Тогда T_4t = f [S(T_4t), ] = 348,9 °C [10].

Затем найдем работу расширения газов в турбине из следующего выражения [10]:

Н_а = (i₃ – i_4t)∙_т , кДж/кг, (2.9)

где i₃ – энтальпия воздуха на входе в турбину, кДж/кг;

i_4t – энтальпия воздуха на выходе из турбины, кДж/кг.

Н_а = (820,91 –365,75)∙0,88 = 400,54 кДж/кг.

Следовательно, действительная энтальпия газов на выходе из турбины может быть найдена из выражения [10]:

i_4а = i₃ – Н_а , кДж/кг. (2.10)

i_4а = 820,91 – 400,54 = 420,37 кДж/кг.

Тогда действительная температура газов на выходе из турбины составит T_4а = f(i_4а, ) = 398,98 °С [10].

Примем среднюю температуру стенки лопаток T_ст = 600 °С; число охлаждаемых венцов z = 1. Так как , то коэффициенты размерности a и b лопаток будут равны [10]:

a =. (2.11)

a = = 1.

b =. (2.12)

b = = 0.

Найдем среднюю температуру рабочего тела, при которой отводится теплота охлаждения из выражения [10]:

T_q = , °С (2.13)

T_q = = 1023 К = 750 °С.

Принимая коэффициент эффективности охладителя ^* = 0,02, находим количество теплоты, отводимой от охлаждаемых элементов проточной части из следующего выражения [10]:

, кДж/кг, (2.14)

где — теплоемкость продуктов сгорания.

q_охл=0,02∙1,1817∙1∙1∙(1023 – 873) = 3,55 кДж/кг.

Коэффициент потери работы при закрытом охлаждении [10]:

_(2.15)

Удельная работа расширения газа в турбине с учетом потерь от охлаждения [10]:

кДж/кг. (2.16)

кДж/кг.

Тогда энтальпия газов в конце расширения составит [10]:

кДж/кг. (2.17)

кДж/кг.

Cредняя температура газа, при которой охладитель выводится в проточную часть турбины [10]:

К. (2.18)

К = 600 °С.

Для определения примем, что процесс расширения газа в турбине — политропический с показателем политропы [10]:

(2.19)

Тогда степень понижения давления охладителя [10]:

Принимая коэффициент использования хладоресурса охладителя , будем считать, что на охлаждение дисков и элементов статора потребуется воздуха. Тогда расход воздуха на охлаждение[10]:

(2.21)

где с_р,охл — средняя изобарная теплоемкость охладителя: при

T = 431,34C.

_Cредняя энтальпия охладителя при выводе в проточную часть [10]:

кДж/кг. (2.22)

кДж/кг.

Тогда ºС[10].

Полагая, что политропические КПД процессов расширения газа и охлаждения совпадают, имеем [10]:

(2.23)

Энтропию охладителя в конце процесса расширения газа определим с помощью уравнения [10]:

(2.24)

Тогда энтальпия охладителя в конце расширения =189,62 кДж/кг [10].

Следовательно, работа расширения охладителя составит [10]:

кДж/кг. (2.25)

кДж/кг.

Cуммарная удельная работа расширения газа и охладителя [10]:

кДж/кг. (2.26)

кДж/кг.

Расход охладителя, отнесенный к расходу воздуха через компрессор [10]:

(2.27)

Коэффициент избытка воздуха смеси газа и охладителя [10]:

(2.28)

Энтальпия смеси газа и охладителя за турбиной [10]:

(2.29)

Тогда температура смеси газов и охладителя на выходе из турбины:

C [10].