Меню

Как найти мощность компрессора гту



Режимы работы и характеристики осевых компрессоров ГТУ

Процессы в проточной части компрессора и его конструкции

Компрессор (К) наряду с газовой турбиной является важнейшим элементом газотурбинной установки. В нем происходит повышение давления атмосферного воздуха до расчетного значения в процессе преобразования механической энергии вращающегося ротора в потенциальную энергию рабочей среды. Этот процесс осуществляется в межлопаточных каналах проточной части компрессора, формируемой из множества компрессорных ступеней (рис. 30.1).

Рис. 30.1. Схема осевого компрессора ГТУ

1 – входной патрубок; 2 – конфузорный участок патрубка; 3 – спрямляющий аппарат; 4 – ротор (вал) компрессора с системой уплотнений; 5 – подшипники; 6, 7 – элементы выходного патрубка; 8 – входной направляющий аппарат (ВНА); I, II, III….z – компрессорные ступени

Воздух к компрессору подается через воздухоочистительное и шумоглушительное устройства. Для подавления шума, формирующегося в КВОУ, а также в первых ступенях компрессора, применяются глушители, состоящие из перфорированных пластин, пространство между которыми заполнено стекловолокном. Глушители должны обеспечивать нормативное значение шума не выше 80 дБ. Для очистки воздуха от пыли используются фильтры, а от попадания дождя, снега и каких-либо крупных предметов – жалюзийные устройства. В современных энергетических ГТУ используются компрессоры осевого типа. Рабочие лопатки компрессорной ступени закрепляются на барабане или на дисках ротора. Направляющие лопатки ступени неподвижно закреплены в корпусных элементах компрессора (статоре).

Рассмотрим процесс сжатия воздуха в проточной части осевого компрессора на основе схемы, представленной на рис. 30.1, где выделены сечения НК-НК на входе и КК-КК на выходе компрессора. Проточная часть помимо входного и выходного патрубков представлена компрессорными ступенями I, II, III, IV, …, z, а также входным направляющим 8 и выходным спрямляющим 3 устройствами. Устройство 3 выполняется в виде лопаток, раскручивающих поток воздуха к его осевому направлению для уменьшения аэродинамических потерь в последующем тракте. На рис. 30.2 представлен процесс сжатия в многоступенчатом компрессоре (h,s — диаграмма). В энергетической ГТУ воздух забирается из окружающей атмосферы, при этом в ряде случаев принимают, что статические параметры и параметры полного торможения воздуха на входе в компрессор одинаковы (рнк=рнк * ). После компрессора в силу значимого уровня скорости потока статическое давление ркк и давление полного торможения ркк * отличаются. Поэтому различают степень повышения давления в компрессоре по давлениям полного торможения pк * = ркк * /рнк * и по статическим давлениям pк = ркк/рнк. Тогда, например, изоэнтропийный КПД компрессора, вычисленный по параметрам полного торможения, hк.из * =Низ * /Нк * . С ростом давления в проточной части компрессора повышается и температура сжимаемого воздуха (до 300-350 о С). Поэтому в качестве материалов для изготовления компрессорных ступеней применяются легированные (обычно хромомолибденованадиевые) стали.

Рис. 30.2. Процесс сжатия в многоступенчатом компрессоре

Схема ступени осевого компрессора и кинематика потока в ней показаны на рис. 30.3. Компрессорная ступень по принципу действия является обращенной турбинной ступенью. Подводимая от ротора механическая энергия превращается в каналах рабочей решетки (РК) в кинетическую, а далее, в каналах направляющего аппарата (НА), в потенциальную энергию давления. На практике применяют ступени, в которых сжатие воздуха происходит в каналах как рабочей, так и направляющих решеток. С этой целью каналы обеих решеток по ходу движения воздуха выполняются расширяющимися (диффузорными).

а) б) в)

г)

Рис. 30.3. Схема компрессорной ступени осевого типа (а), кинематика потока в ней (б), проточная часть канала рабочей решетки (в) и внешний вид ротора компрессора (г)

В треугольниках скоростей (рис. 30.3,б) С1 и С2 – абсолютные скорости входа воздуха в рабочее колесо и направляющий аппарат, W1 и W2 – относительные скорости, СZ1 и CZ2 – осевые составляющие абсолютной скорости, С1U, C2U – окружные составляющие абсолютной скорости (U – окружная скорость рабочего колеса по направлению вращения ротора). При движении в канале рабочей решетки скорость воздуха уменьшается от значения W1 (относительная скорость на входе с углом b1) до значения W2 с углом выхода по отношению к фронту решетки b2, определяемым наклоном профилей (рис. 30.3, б,в). Однако при подводе к воздуху энергии от рабочих лопаток его скорость С2 в абсолютном движении будет больше, чем С1 (рис. 30.3,б). Лопатки неподвижной направляющей решетки устанавливают так, чтобы вход воздуха в канал был оптимальным по аэродинамическим качествам обтекания профилей (безударным). Так как каналы этой решетки расширяющиеся, то скорость в ней уменьшается, а давление возрастает. В последующих ступенях процесс сжатия будет протекать аналогичным образом. При этом высота их решеток будет уменьшаться (плотность воздуха из-за его сжатия растет, что при неизменном массовом расходе снижает объемный расход). Во избежание больших потерь высота лопаток последних ступеней не должна быть меньше 35-40 мм.

Степень повышения давления в компрессорной ступени по параметрам торможения p * =р4 * /р3 * , а по статическим параметрам p=р43 (см. рис.30.3)В компрессорах применяются ступени реактивного типа, характеристикой которых является степень реактивности

Читайте также:  Увеличение мощности силовых трансформаторов

Степень реактивности ступеней осевых компрессоров изменяется в пределах rК=0,4-1,0. При rК=0,5 теплоперепады распределяются поровну между рабочей и направляющей решетками (давление повышается в их каналах одинаково), а при rК=1 повышение давления осуществляется только в рабочей решетке, а направляющая служит для изменения направления потока воздуха. Ступени со степенью реактивности rК=0,5 более экономичны (их КПД на 1-2 % выше, чем ступени с rК=1). Но ступени с rК=1 лучше работают в нерасчетных режимах эксплуатации ГТУ.

При дозвуковых скоростях потока воздуха в проточной части ступени степень повышения давления не превышает значений p=1,2 — 1,25. Поэтому приходится применять конструкции компрессоров, в которых число ступеней доходит до 20. Массовый расход воздуха через ступень компрессора определяется плотностью воздуха r, площадью проходного сечения ступени F и осевой составляющей скорости CZ1:

G = r×F×CZ1 = r×0,25×p×(Dн 2 –Dв 2 )×CZ1. (30.2)

Осевая конструкция компрессора позволяет обеспечить высокие значения массового расхода воздуха через него (400-500 кг/с). С ростом мощности ГТУ и, соответственно, расхода воздуха первые ступени компрессоров выполняют трансзвуковыми, а в ряде случаев и сверхзвуковыми, что требует особых мер при проектировании лопаточного аппарата. При этом первая ступень работает в наиболее сложных условиях из-за больших объемных расходов воздуха. В этой связи в ряде ГТУ компрессор проектируется на повышенную частоту вращения ротора (до 80-90 с -1 ). При этом ротор электрогенератора соединяется с ротором компрессора через понижающий редуктор (например, в ГТУ V64.3 и MS 5001) для обеспечения частоты электрического тока f = 50 Гц. Потребляемая компрессором мощность определяется расходом воздуха GК, его изоэнтропийными теплоперепадом Низ * , КПД hк.из * и механическим КПД hк.мех:

Механический КПД компрессора учитывает потери на трение в подшипниках (hк.мех=0,95…0,98).

В ГТУ входной направляющий аппарат (ВНА) компрессора делают поворотным. Необходимость в поворотном ВНА вызвана стремлением не допустить снижения экономичности при снижении нагрузки ГТУ. Так как роторы компрессора и электрогенератора имеют одинаковую частоту вращения (при отсутствии редукторной передачи), то без ВНА расход воздуха в камеру сгорания постоянен и не зависит от нагрузки. Поэтому, например, при уменьшении расхода топлива и неизменности количества воздуха, подаваемого компрессором, снижается температура рабочей среды перед газовой турбиной и за ней. Это приводит к значительному снижению экономичности ГТУ. Поворот лопаток ВНА на 25 – 30° при снижении нагрузки позволяет уменьшить площади проходных сечений каналов и, тем самым, уменьшить расход воздуха в камеру сгорания. При этом поддерживается постоянным соотношение между расходами воздуха и топлива. В итоге такого регулирования расхода воздуха температура рабочей среды остается практически неизменной в диапазоне мощности ГТУ вплоть до 80% от номинального значения. В ряде ГТУ поворотными выполняют и направляющие аппараты нескольких первых ступеней компрессора (ПНА), что позволяет расширить указанный ранее диапазон до 50%.

В газотурбинных установках применяются цельнокованые, сборные и сварные конструкции роторов компрессоров. Сборные роторы, используемые для современных высокорасходных компрессоров с большой степенью сжатия воздуха, выполняют из отдельных дисков, которые стягиваются одним центральным или несколькими внешними болтами (стяжками). При периферийной стяжке несколькими болтами получается более жесткая конструкция ротора. При этом наличие контактного пояса на максимальном диаметре ротора позволяет отказаться от бандажных связей и уплотнений. При использовании одной центральной стяжки передача крутящего момента от диска к диску осуществляется через зубчиковое соединение, выполняемое в периферийной части дисков. Применение сборного ротора с насадными дисками ограничивается периферийными значениями окружной скорости 170-180 м/с (в условиях автофретирования дисков до 250 м/с). Материалом для изготовления дисков роторов являются легированные стали марок 20Х12ВНМФШ, 20Х12ВНМФВД.

Режимы работы и характеристики осевых компрессоров ГТУ

В осевом многоступенчатом компрессоре при изменении режима работы ГТУ меняются такие его основные параметры, как степень сжатия и расход воздуха. При пусках и остановах меняется также частота вращения ротора. Номинальные характеристики компрессора по стандартам ISO (нормы Международной организации стандартов) получают при параметрах атмосферного воздуха tатм=15 о С, ратм=101,3 кПа, его влажности dатм=60 % и номинальной нагрузке ГТУ. Переменные режимы связаны как с изменением температуры наружного воздуха, так и нагрузки турбоустановки. Для оценок влияния режима работы компрессора в практике используются зависимости степени повышения давления и КПД от расхода воздуха (рис. 30.4). Эти зависимости называют характеристиками и они строятся для абсолютных значений параметров при фиксированных значениях частоты вращения валопровода ГТУ n (рис. 30.4,а). В большинстве своем характеристики компрессора получают на основе опытных испытаний компрессора, а также расчетов с привлечением надежных математических моделей и средств. По ним можно судить об экономичности и устойчивости работы компрессора на разных режимах его эксплуатации. При каждой частоте вращения ротора КПД компрессора и степень повышения давления в нем достигают максимальных значений при определенном расходе воздуха, который тем больше, чем больше частота вращения n. При работе ГТУ в энергосети частота вращения ее валопровода имеет постоянное значение и тогда на линии n=const характеристики компрессора будут располагаться точки, соответствующие режимам эксплуатации ГТУ в зависимости от ее нагрузки и температуры газов перед турбиной. Эти характеристики меняются при изменении параметров атмосферного воздуха (прежде всего, его температуры). Поэтому характеристики получают в форме универсальных зависимостей в относительном измерении к соответствующим нормам ISO (рис. 30.4,б). Чаще всего используются приведенные параметры, которые имеют единицы измерения, близкие к единицам обычных параметров, но не зависят от начальных параметров воздуха:

Читайте также:  Увеличение мощности lancer x

— относительная частота вращения ; (30.4)

— относительный расход воздуха . (30.5)

Кривые = const называют изодромами. В расчетном режиме =1. Приведенная частота nпр= × n, где n – частота вращения валопровода. Для определения характеристик компрессора в нерасчетном режиме надо знать два параметра:

pк * = f ( , ) и hк * = f ( , ).

Рис. 30.4. Характеристики компрессора:

а – по абсолютным значениям параметров; б – универсальная характеристика

Одной из характеристик осевого компрессора является граница помпажа, определяющая границу его устойчивой работы. На характеристике компрессора (рис. 30.4,а) эта граница выделена. Область режимов выше данной границы является неустойчивой. Возникновение помпажа чаще всего происходит при пуске ГТУ, когда частота вращения ротора и расход воздуха через компрессор малы, а давление за компрессором резко повышается в начале процесса зажигания топлива в камере сгорания. Для защиты компрессора от помпажных явлений, связанных с вращающимся срывом потока в проточной части, в его конструкции предусмотрены антипомпажные устройства (антипомпажные клапаны). Через них часть воздуха из промежуточных ступеней сбрасывается в атмосферу. При пуске ГТУ также используется регулирование расхода воздуха ВНА (входной направляющий аппарат).

Границу помпажа определяют расход воздуха и другие параметры, при которых в компрессоре сначала появляются периодические хлопки, сопровождающиеся обычно выбросом воздуха во входной патрубок. При дальнейшем уменьшении расхода формируется сплошной гул и резкие колебания расходных характеристик, что вызывает существенное увеличение динамических нагрузок в лопаточном аппарате и дисках ротора компрессора. В итоге это явление приводит к поломкам, являющихся причиной тяжелых аварий. Поэтому работа компрессора в области границ помпажа не допустима.

Меры борьбы с помпажом разделяют на две группы. К первой группе относятся мероприятия, применяемые при проектировании компрессоров и направленные на увеличение области безотрывного обтекания компрессорных профилей при увеличении углов их атаки. Ко второй группе относятся мероприятия, связанные с организацией антипомпажных устройств. Антипомпажное устройство имеет специальный регулятор (регулятор количества), который через сервомотор воздействует на антипомпажный клапан. Регулятор количества вступает в действие при уменьшении расхода (подачи) до минимально допустимого уровня Gmin. Изменяя открытие клапана, сбрасывающего воздух в атмосферу или во всасывающую магистраль, регулятор обеспечивает постоянную подачу компрессора Gmin при любом расходе газа через турбину.

Наибольшее влияние на основные характеристики ГТУ оказывает изменение температуры наружного воздуха. Снижение температуры и переход к их отрицательным значениям увеличивает плотность воздуха и, следовательно, его расход через компрессор, мощность ГТУ и ее электрический КПД. При этом растет расход газов на выходе из газовой турбины, а их температура понижается. При постоянной начальной температуре рабочей среды перед ГТ переход к более низкой температуре наружного воздуха увеличивает степень повышения давления в компрессоре, что в соответствии с его характеристиками (рис. 30.4) снижает температуру выходных газов. На рис. 30.5 показаны основные зависимости по влиянию температуры наружного воздуха на мощность одной из ГТУ фирмы «АВВ», ее КПД, расход через компрессор и на уровень снижения температуры выходных из ГТ газов. Относительные величины представлены здесь по отношению к базовому режиму эксплуатации ГТУ (при tн=15 о С).

Из представленных зависимостей следует, что изменение мощности, например, при изменении температуры наружного воздуха в диапазоне –20 о С ¸+45 о С составляет до 70%. Поэтому обычно номинальную мощность электрогенератора выбирают выше, чем мощность ГТУ на расчетном режиме. Так для ГТЭ-150 ЛМЗ при электрической мощности 150 МВт в расчетном режиме используется электрогенератор мощностью 210 МВт.

а) б)

Рис. 30.5. Влияние температуры наружного воздуха на изменение:

а) электрической мощности ГТУ (1 – номинальная нагрузка; 2 – пиковая нагрузка);

б) электрического КПД ГТУ (1 – 100 % нагрузки; 2 – 75 %; 3 – 50 %; 4 – 25 %; 5 – пиковая);

(1 – 100 % нагрузки; 2 – 75 %; 3 – 50 %; 4 – 25 %; 5 – пиковая нагрузка)

В некоторых ГТУ для стабилизации температуры выходных газов используется дополнительное дожигание топлива или регулирование расхода воздуха ВНА, а также ПНА первых ступеней компрессора. При работе в области отрицательных температур для ограничения роста мощности турбоустановки используется подогрев забираемого в компрессор воздуха в теплообменниках поверхностного типа или подмешиванием части уходящих из турбины газов. Так добавка 4 -5 % выходных газов в КВОУ ГТУ позволяет повысить температуру воздуха на 15–20 о С. При работе в области высоких температур наружного воздуха стабилизацию режимов по мощности ГТУ осуществляют посредством поверхностных охладителей или испарительных устройств. Испарительное охлаждение перед компрессором основано на впрыске в воздух воды, которая, испаряясь, понижает его температуру и повышает плотность.

Читайте также:  Расчет общего коэффициента мощности установки

Источник

Расчёт компрессора ГТУ

Для определения параметров воздуха перед первой и за последней ступенями необходимо задаться значениями скоростей в соответствии с рекомендациями, представленными в таблице 4.1.

Рекомендуемые параметры при расчёте компрессора

Параметр Рекомендуемое значение
Скорость во входном патрубке, ωa 40 м/с
Скорость перед первой ступенью, с1 120 м/с
Скорость в выходном патрубке, ωb 50 м/с
Скорость за последней ступенью, сz 77.7 м/с
КПД входного патрубка, ηвх 0,9
КПД выходного патрубка, ηвых 0,5
Коэффициент расхода 0,5
Относительный диаметр втулки 0,6
Безразмерная координата 0,5
Углы атаки на среднем диаметре , -3°,+3 0

Значения с1 и сz принимаются ориентировочно и в дальнейшем уточняются.

Температура заторможенного потока перед компрессором

Ta – расчётная температура окружающего воздуха.

Определяется плотность воздуха перед компрессором по параметрам торможения

Находится потеря давления торможения во входном патрубке

ηвх – КПД входного патрубка; (см. таблицу 4.1)

Давление торможения перед первой ступенью

Определяется температура, давление и плотность воздуха перед первой ступенью

Находится объёмный расход воздуха через первую ступень

Задаются значениями относительного диаметра втулки и коэффициента расхода в соответствии с рекомендуемыми значениями, представленными в таблице 4.1.

Вычисляется окружная скорость концов рабочих лопаток

Определяется значение меридиональной проекции скорости перед первой ступенью

Находятся периферийный и корневой диаметры лопаток первой ступени

Тогда высота рабочих лопаток первой ступени

Оцениваются параметры воздуха за последней ступенью и размеры последней ступени.

Вычисляется давление торможения за компрессором

Рассчитается располагаемый теплоперепад

;

Находится температура торможения за компрессором

Плотность воздуха за компрессором по параметрам торможения

Потеря полного давления в выходном патрубке

где — плотность воздуха за последней ступенью.

Определяется давление торможения за последней ступенью

Вычисляется температура и давление воздуха за последней ступенью

Плотность воздуха за последней ступенью

С целью уменьшения числа ступеней предлагается принять периферийный диаметр рабочих лопаток постоянным. Диаметр корневых сечений лопаток последней ступени находится с помощью уравнения неразрывности:

Высота лопаток последней ступени

Далее оценивается число ступеней. Определятся действительный теплоперепад в компрессоре

Рассчитываются значения угловых скоростей для корневых сечений лопаток первой и последней ступени

Находится теплоперепад первой и последней ступеней

, где

czs = cz – меридиональная проекция скорости воздуха за последней ступенью.

Рассчитывается средний теплоперепад ступеней

Число ступеней определяется по формуле

Производится расчёт первой ступени. Окружные проекции скорости определяются из условия , что обеспечит почти постоянную по высоте лопаток меридиональную проекцию скорости c1s. С целью снижения чисел Маха предлагается ввести предварительную закрутку потока перед рабочим колесом в сторону вращения. Величина c1 (в корневом сечении лопаток) определяется из условия обеспечения требуемого теплоперепада H1. Назначают максимальное значение c2 = u.

Определяется степень реактивности

Степень реактивности на периферии рабочих лопаток

Находится значение среднего квадратичного диаметра

Меридиональная проекция скорости принимается постоянной, то есть c3s = c2s = c1s.

Рассчитываются треугольники скоростей на среднем диаметре. Для этого определяются значения окружной составляющей скорости воздуха на входе в рабочее колесо компрессора c1u, окружной скорости потока на среднем диаметре u1, окружной составляющей скорости воздуха на выходе из рабочего колеса компрессора c2u, окружной составляющей скорости воздуха за ступенью c3u, угол входа потока в рабочее колесо β1, угол выхода потока из рабочего колеса β2, угла входа и выхода потока из диффузора первой ступени α2 и α3.

Относительный шаг решетки рабочего колеса ступени определяется из графика (рисунок 4.1) по значениям и . Аналогично находят относительный шаг решетки диффузора по значениям и .

Для нахождения выходных углов лопаток принимают безразмерную координату (см. таблицу 4.1) и определяют значение коэффициента m для рабочего колеса и диффузора:

Исходя из рекомендуемых величин, назначаются углы атаки на среднем диаметре для решеток рабочего колеса и диффузора и соответственно.

Находятся входные углы лопаток рабочего колеса и диффузора:

Определяются выходные углы лопаток

Определяется проекция абсолютной скорости на окружное направление для периферийного сечения на входе в ступень

Вычисляется относительная скорость в периферийном сечении на входе в рабочее колесо первой ступени

Находится скорость звука по температуре воздуха перед первой ступенью

где k – показатель адиабаты воздуха.

Определяется число Маха в периферийном сечении на входе в ступень

Полученное число Маха сравнивается с допустимым, то есть проверяется соответствие следующему условию:

Источник

Как найти мощность компрессора гту



Расчет мощности на валу компрессора для ГПА с газотурбинным приводом

В компрессорном цехе с газотурбинным приводом мощность на валу нагнетателя легче найти через известные параметры последнего (давления и температуры газа на входе и выходе, а также плотности газа при стандартных условиях). Необходимо знать и объемный расход транспортируемого нагнетателем газа (производительность нагнетателя). Расчетная схема ГПА с газотурбинным приводом показана на рис. 5.15.

Расчетная схема ГПА с газотурбинным приводом

Рис. 5.15. Расчетная схема ГПА с газотурбинным приводом:

К — воздушный компрессор; КС — камера сгорания; ТВД — турбина высокого давления; ТНД — турбина низкого давления; ЦБН — центробежный нагнетатель

Мощность на валу нагнетателя определяется по формуле

где Qк — коммерческая производительность нагнетателя, млн м 3 /сут, т.е. объемная производительность ЦБН, приведенная к стандартным условиям (если нет расходомерного узла, то находится по приведенной газодинамической характеристике компрессора);

— коэффициент сжимаемости газа, определяемый по параметрам на

входе, здесь — относительное входное давление;

— относительная входная температура);

— молярная изобарная теплоемкость при нормальных условиях, кДж/(кмоль • К);

— поправка на теплоемкость;

— поправка на сжимаемость реального газа;

— коэффициент сжимаемости газа, определяемый по средним параметрам процесса сжатия;

— относительное среднее давление газа в нагнетателе;

— относительная средняя температура газа в нагнетателе; Рвх’Рвых — абсолютные давления газа на входе и выходе ЦБН, МПа;

ркр = 0,1(47,9 — р ) — критическое давление, МПа; Гвх, Гвых — температуры газа на входе и выходе ЦБН, К; ГКр = 162,8(0,613 + р ) —

критическая температура, К; р = р/1,205 — относительная плотность газа; р — плотность газа при стандартных условиях (20 °С и 0,1033 МПа), кг/м 3 ; 1,205 кг/м 3 — плотность воздуха при стандартных условиях.

Пример. Манометром было измерено давление газа до нагнетателя и после него. Оно составляло соответственно 40,3 и 53,7 кгс/см 2 (4,03 и 5,37 МПа). При этом газ в ЦБН поступал с температурой 16 °С, а на выходе его температура была равна 44 °С. Плотность газа при стандартных условиях равнялась 0,682 кг/м 3 . Коммерческая производительность ЦБН составляла

12,42 млн м 3 /сут. Необходимо найти мощность на валу нагнетателя. В этот день барометрическое давление составляло 741 мм рт. ст.

В расчетах должно использоваться абсолютное давление, т.е. давление равное сумме избыточного (манометрического) и барометрического (атмосферного) давлений.

Давление на входе в нагнетатель Давление на выходе из нагнетателя Степень сжатия

Читайте также:  Расчет мощности для разгона до 100

Температура газа на входе в нагнетатель Температура газа на выходе из нагнетателя Относительная плотность газа

Критическое давление Критическая температура Относительное давление в нагнетателе

Относительная температура в нагнетателе

Относительное входное давление

Относительная входная температура

Коэффициент сжимаемости газа: по средним параметрам процесса сжатия

по параметрам на входе

Поправка на теплоемкость Молярная изобарная теплоемкость

Показатель политропы

Показатель изоэнтропы где

Источник

Расчет параметров газотурбинной установки

Первые патенты с описанием устройств, относящихся по принципу действия к газотурбинному двигателю. Принцип работы газотурбинной установки (ГТУ), сфера ее применения. Расчет цикла ГТУ с изохорным подведением теплоты, определение ее термического КПД.

Рубрика Физика и энергетика
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 17.01.2013
Размер файла 665,6 K
  • посмотреть текст работы
  • скачать работу можно здесь
  • полная информация о работе
  • весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

  • 1. Принцип работы ГТУ
  • 2. Применение ГТУ в различных отраслях
  • 3. Цикл газотурбинной установки
  • 4. Расчет цикла ГТУ с изохорным подведением теплоты
  • 4.1 Расчет параметров в основных точках
  • 4.3 Определение термическогоКПД ГТУ
  • Заключение
  • Литература
  • Приложение
  • Введение

    Первые патенты с описанием устройств, относящиеся по принципу действия к газотурбинному двигателю, были выданы в Англии Джону Барберу (1791г.) и во Франции Брессону (1837 г.). По проекту Барбера для сжатия воздуха предлагалось использовать поршневой компрессор, в конструкции Брессона воздух сжимался центробежным вентилятором.

    Первый газотурбинный двигатель был построен в России в 1897-1900 гг. инженером флота П.Д. Кузьминским. Газотурбинная установка Кузьминского состояла из поршневого компрессора, камеры сгорания и радиальной газовой турбины. Для уменьшения затраты мощности на сжатие воздуха охлаждение продуктов сгорания производилось не воздухом, а паром, который образовывался в змеевике, расположенном в камере сгорания. В это же время были изготовлены основные узлы установки, некоторые из них прошли предварительные испытания, но потом все работы были прекращены.

    В 1900-1904 гг. в Германии была испытана газотурбинная установка инженера Штольце, запатентованная им еще в 1872 году. В этой установке впервые был применен многоступенчатый осевой компрессор. В многоступенчатой турбине расширялся чистый воздух, предварительно нагретый в камере сгорания поверхностного типа — без смешения продуктов сгорания топлива и воздуха. Из-за низких КПД турбины и компрессора испытания дали отрицательный результат: установка не могла самостоятельно работать даже на холостом ходу. Конструкция агрегата Штольце интересна тем, что в основных чертах она близка к современным газотурбинным двигателям.

    Читайте также:  Расчет общего коэффициента мощности установки

    Полезная энергия от газотурбинного двигателя впервые была получена в 1906 г. При испытании установки французских инженеров Арменго и Лемаля. Агрегат состоял из газовой турбины со ступенями скорости, трехкорпусного центробежного компрессора и камеры сгорания, работающей на керосине. Продукты сгорания охлаждались водой, подаваемой в камеру сгорания через форсунки. Температура парогазовой смеси перед входом ее в турбину равнялась 560° С. У агрегата Арменго и Лемаля КПД составлял всего 3-4 %. Низкое значение КПД объясняется в первую очередь несовершенством компрессоров и турбины: внутренний КПД турбины был равен примерно 70-75%, а группа компрессоров имела КПД 50-60%.

    В начале ХХ в. было построено несколько установок работающих при постоянном объеме. Первой такой установкой была турбина русского инженера В.В. Кароводина, построенная и испытанная в 1908 г. В Париже. КПД двигателя составлял около 3 % при мощности 1,18 кВт.

    газотурбинная установка термический теплота

    1. Принцип работы ГТУ

    Рис. 1 Газотурбинная установка с горением при постоянном давлении.

    Принцип действия ГТУ сводится к следующему. Из атмосферы воздух забирают компрессором К, после чего при повышенном давлении его подают в камеру сгорания КС, куда одновременно подводят жидкое топливо топливным насосом ТН или газообразное топливо от газового компрессора. В камере сгорания воздух разделяется на два потока: один поток в количестве, необходимом для сгорания топлива, поступает внутрь жаровой трубы ЖТ; второй — обтекает жаровую трубу снаружи и подмешивается к продуктам сгорания для понижения их температуры. Процесс сгорания в камере происходит при почти постоянном давлении.

    Получающийся после смешения газ поступает в газовую турбину Т, в которой, расширяясь, совершает работу, а затем выбрасывается в атмосферу.

    Развиваемая газовой турбиной мощность частично расходуется на привод компрессора, а оставшаяся часть является полезной мощностью газотурбинной установки.

    В отличие от паротурбинной установки полезная мощность ГТУ составляет только 30-50% мощности турбины. Долю полезной мощности можно увеличить, повысив температуру газа перед турбиной или снизить температуру воздуха, засасываемого компрессором. В первом случае возрастает работа расширения газа в турбине, во втором — уменьшается работа, затрачиваемая на сжатие воздуха в компрессоре. Оба способа приводят к увеличению доли полезной мощности. Полезная мощность ГТУ также зависит от аэродинамических показателей проточных частей турбины и компрессора: чем меньше аэродинамические потери в турбине и компрессоре, тем большая доля мощности газовой турбины становится полезной.

    Эффективность ГТУ в сравнении с другими тепловыми двигателями обнаруживается только при высокой температуре газа и высокой экономичности турбины и компрессора. Поэтому простой по принципу действия газотурбинный двигатель стали применять в промышленности позднее других тепловых двигателей, после того как был достигнут прогресс в технологии получения жаропрочных материалов и накоплены необходимые знания в области аэродинамики турбомашин.

    Неудачи первых попыток создания экономичного газотурбинного двигателя заставили искать новые пути. Было ясно, что при несовершенных компрессорах затрата мощности на сжатие воздуха слишком велика и для ее снижения необходимо уменьшать количество и давление воздуха, сжимаемого компрессором. Возникла идея разработки газотурбинного двигателя, в котором горение топлива происходит не при постоянном давлении, а при постоянном объеме.

    Рис. 2. Газотурбинная установка с горением при постоянном объеме

    2 — топливный клапан

    3 — камера сгорания

    4 — воздушный клапан

    5 — запальное устройство

    6 — газовый клапан

    7 — газовая турбина

    Такая газотурбинная установка работает по следующему принципу. В камеру сгорания 3 через воздушный клапан 4 от компрессора 1 подают воздух, который через газовый клапан 6 вытесняет оставшиеся продукты сгорания. При заполнении камеры воздухом открывается топливный клапан 2, через который поступает топливо. После заполнения камеры воздухом и топливом все клапаны закрываются и при помощи запального устройства 5 смесь воспламеняется. Топливо сгорает при постоянном объеме; при этом температура и давление в камере возрастают. При максимальном давлении открывается газовый клапан 6, через который продукты сгорания отправляются к соплам газовой турбины 7 и, расширяясь, совершают работу. При истечении газов из камеры сгорания давление в ней падает; когда оно достигает уровня давления, создаваемого компрессором, вновь открывается воздушный клапан 4 и весь процесс повторяется.

    Газотурбинная установка с горение топлива при постоянном объеме должна иметь более высокую экономичность, так как необходимый расход воздуха и его давление при поступлении в камеру сгорания, а следовательно, и затраты мощности на привод компрессора относительно меньше, чем в установке с горением топлива при постоянном давлении.

    2. Применение ГТУ в различных отраслях

    Таблица 1. Область применения тепловых двигателей.

    Источник