Соколов В.С. Газотурбинные установки - файл n1.doc

приобрести
Соколов В.С. Газотурбинные установки
скачать (2766.5 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc2767kb.14.09.2012 18:59скачать

n1.doc

1   2   3   4   5   6

Обычно мощность ГТУ парогазовой установки составляет


Рис. 72. Схема парога­зовой установки с высо­конапорным котлом:

1, 4 — газовая и паровая турбины, 2 — топливоподача, 3 — котел, 5, 8—генераторы паровой турбины и ГТУ, S — конденсатор, 7 — экономай­зер, 9 — компрессор

12—15% от мощности паровой турбины. Удельный расход тепло­ты НПГУ по сравнению с ПТУ меньше на 3—5%.

Схема парогазовой установки с высоконапорным котлом пока­зана на рис. 72. Компрессор 9 подает в топку воздух под давле­нием 0,4—0,6 МПа. Температура газов, поступающих из топки в газовую турбину, равна 750° С. Из турбины газы поступают в экономайзер. За экономайзером их температура на 150—250° С ниже, чем после отдельной ГТУ. Средняя температура газов в котле повышается из-за наличия ГТУ в схеме паротурбинной ус­тановки (по сравнению с отдельной ПТУ). В результате кпд па­рогазовой установки по сравнению с отдельными ПТУ и ГТУ увеличивается; при этом на 5—8% снижается удельный расход топлива. Вследствие увеличения давления в котле его размеры уменьшаются и снижаются затраты на сооружение станции.

Одним из недостатков ПГУ является некоторое снижение на­дежности станции из-за услож­нения тепловой схемы. Кроме того, в ПГУ с высоконапорным котлом можно применять только жидкое или газообразное топли­во, так как при работе на твер­дых топливах негорючие частицы, содержащиеся в продуктах сго­рания, вызывают эрозию лопа­ток газовой турбины.

Кроме того, ГТУ используют для подогрева питательной воды в паротурбинных установках (рис. 73), отключая в часы пик регенеративные отборы паровой турбины и подогревая воду вы­хлопными газами газовой турби­ны. Выхлопные газы ГТУ посту­пают в подогреватель 4, через ко­торый пропускают питательную



J

Рис. 73. Схема паротурбинной уста­новки с подогревом питательной «во­ды выхлопными газами ГТУ:

4-949

/ — компрессор, 2 — камера сгорания, 3 — газовая турбина, 4, Sподогреватели пи­тательной воды, 6 — котел, 7 — паровая турбина, 8, // — генераторы, 9 — конденса­тор, 10 — питательный насос

воду. В результате отключения регенерации мощность, вырабаты­ваемая царовой турбиной, увеличивается. Дополнительную мощ­ность вырабатывает также ГТУ. Эту схему применяют для увели­чения мощности уже действующей станции без замены котла.

На атомных электростанциях применяют замкнутые ГТУ (рис. 74). Рабочее тело сжимается в компрессоре низкого давле­ния 6, охлаждается в промежуточном охладителе 7, сжимается в



Рис. 74. Схема замкнутой ГТУ:

i — аккумулятор, 2 — регулятор, 3 — регенератор, 4 — атомный реактор, 5 — турбина, в. 8, 12 — компрессоры низкого и высоко­го давления и подкачивающий, 7 — промежуточный охладитель, 0, // — генераторы, 10 — охладитель

компрессоре высокого давления 8, а затем поступает в регенера­тор 3 и атомный реактор 4. Нагретое в атомном реакторе рабочее тело поступает в турбину 5, оттуда — в регенератор 3, а затем — в водяной охладитель 10.

Утечки восполняются подкачивающим компрессором /2, нагне­тающим рабочее тело в аккумулятор 1. Через управляемый регулятор 2 рабочее тело при необходимости может подаваться в тракт ГТУ. Турбина и компрессор замкнутой ГТУ имеют неболь­шие размеры, так как давление в тракте ГТУ может быть значи­тельно выше атмосферного. Однако в результате появления дополнительных агрегатов (промежуточного охладителя) замкнутые ГТУ больше по массе и размерам, чем ГТУ открытого цикла.

Достоинством замкнутых ГТУ является небольшое изменение экономичности при изменении мощности, а также отсутствие эро­зии или отложений пыли в проточной части. Замкнутые ГТУ по­требляют много воды для охлаждения рабочего тела в охладите­ле 10. Предполагается использовать замкнутые ГТУ на АЭС с реакторами на быстрых нейтронах, в которых гелий служит- в ка­честве рабочего тела.

§ 14. Влияние потерь на экономичность газотурбинных установок

Рост потерь в турбине и компрессоре уменьшает полезную ра­боту турбины и увеличивает мощность, потребляемую компрессо­ром, что приводит к уменьшению удельной работы Я, коэффици­ента полезной работы tp и кпд газотурбинной установки х\ соответ­ственно на Д#, Аф и, Ат).

Влияние кпд турбины и компрессора на удельную работу, ко­эффициент полезной работы и кпд ГТУ можно оценить по следу­ющим формулам:

где Дт]т> Ат)к — изменения кпд турбины и компрессора.

Изменение кпд турбины и компрессора на 1 % изменяет соответственно удельную работу ГТУ на 4/ф и на (11<р— 1)%. Влияние, компрессора меньше, так как его мощность меньше мощности турбины. По тем же причинам коэффициент полезной работы ГТУ больше зависит от потерь в турбине, чем в компрессоре.

Относительное изменение кпд ГТУ г\ зависит от степени реге­нерации а, кпд турбины т)т и компрессора т]к.

Сопротивление газового и воздушного трактов также влияет на основные показатели ГТУ. Разобьем газовый и воздушный тракты на простые участки (рис. 75). На каждом из них относи­тельная потеря давления

Р»с. 75. Схема трактов ГТУ:

1 — фильтр и глушитель на входе, 2 — воздуховод низкого давления, 3 — воз­духовод высокого давления, 4 — реге­нератор, 5, 7 — тракты выхлопных га­зов после регенератора в до него, 6 — глушитель на выходе, 8 — камера сго­рания, 9 — тракт подогретого воздуха

где Aptпотеря давления на t-м участке; ptдавление в начале-t-ro участка.

Отношение давления за tучастком к давлению перед ним

51



Полная потеря давления связана с потерями на отдельных уча­стках:

где g=2g<. ■

В ГТУ с .регенерацией А,~0,9.

Влияние потерь давления на коэффициент полезной работы можно определить по формуле

Дер .

где Аф=ф —q>o; Фо — значение ф при отсутствии гидравлических потерь.

Влияние гидравлических потерь на кпд ГТУ можно рассчитать по формуле

1—«V

где Ar\ = ц — т]о, a v*= mg/[ (em — 1) фо].

Уменьшение коэффициента полезной работы и кпд ГТУ прямо пропорциональны относительной потерЈ давления |.

Механические потери в подшипниках, на привод масляного на­соса и другие влияют на кпд ГТУ так же, как потери в турбине и компрессоре.

Эффективную мощность ГТУ определяют как разность мощно­стей турбины Nit компрессора NK и мощности ANM, затрачиваемой на механические потери:

Отношение разности мощности турбины -я мощности, затрачи­ваемой на механические потери, к мощности турбины называют механическим кпд ГТУ:

Снижение кпд из-за механических потерь зависит не только от , но и от ф:

Утечки воздуха и газа прежде всего возникают в уплотнениях компрессора и турбины.

Пусть AGK— утечка воздуха высокого давления через уплот­нение компрессора, a AGT— утечка газа высокого давления через уплотнение турбины. Обозначим относительные утечки через ак= AGK/G и aT=AGJG.

Влияние утечек на кпд можно рассчитать по формуле

где г|о и tj — кпд без учёта и с учетом влияния утечек.

"Хорошее качество уплотнений турбин и компрессоров позволя­ет поднять кпд ГТУ за счет уменьшения утечек.

Контрольные вопросы

1. Как зависит кпд простой ГТУ от степени сжатия?

2. Каково влияние регенерации на кпд ГТУ?

3. Для чего применяют промежуточные подогрев рабочего тела и охлажде­ние воздуха в ГТУ?

4. Каковы особенности ГТУ атомных электростанций?

5. Как влияют потери на экономичность ГТУ?

Глава третья

Рабочий процесс в газовой турбине

§ 15. Рабочий процесс в ступени турбины

В ступенях турбины потенциальная энергия газа, имеющего начальное давление р0 и температуру То, преобразуется в механи­ческую энергию. Поток газа (рис. 76, а), вышедший со скоростью Ci из сопловой решетки 1 под углом cti, попадает в каналы рабо-

р,





а)

6)

Рис. 76. Схемы скоростей потока (о) и усилий (б) в ступени турбины: / — сопловая решетка, 2 — рабочая решетка

чей решетки 2 со скоростью wit называемой относительной ско­ростью газа, равной; разности векторов с4 и и и составляющей угол f$i с окружной скоростью и.

При обтекании рабочей решетки, газ изменяет направление и частично ускоряется, расширяясь от. давления р\ в зазоре между сопловой и рабочей решетками до давления р2 за рабочими лопат­ками. При выходе из рабочей решетки газ имеет относительную скорость Шг и абсолютную скорость сг.

Таким образом, значение и направление скорости газа изменя­ются в результате воздействия на поток некоторого усилия, прикладываемого к нему со стороны рабочих лопаток. Если R' уси­лие, с которым лопатки действуют на струю газа, то струя газа воздействует на лопатки с равным по значению, но противополож­ным по направлению усилием R (рис. 76, б). Это усилие создает • крутящий момент на дисках и роторе турбины, который вращает роторы компрессора и потребителя мощности ГТУ.

Рабочие ^лопатки движутся по окружности вместе с 'диском с угловой скоростью о). Следовательно, окружная скорость рабочей решетки «=(od/2, где d — диаметр ступени. Составляющие уси­лия R, действующие на лопатку в окружном Ru и в осевом Ra на­правлениях, можно определить так:

Ru*= G (cx cos <*! + са cos <ха); Ra s= G (cx sin <*! — са sin аа) -(- Q, (px — p2),

где G — расход газа через ступень; Й=я(*/П2— dK2)—площадь кольца, занятая рабочими лопатками (du и dK — диаметры пери­ферии и корня рабочих лопаток).

Усилие Ru, действующее на все рабочие лопатки турбины в окружном направлении, создает крутящий момент, который вра­щает ротор турбины и производит работу. Усилие Ra работы не совершает, так как ротор не перемещается в осевом направлении, чему препятствует упорный подшипник.

Мощность Nu, которую развивает поток газа на рабочих ло­патках одной ступени (мощность на лопатках турбины), равна произведению составляющей Ru на окружную скорость и, т. е. Nu=Ruu. Мощность Nu эквивалентна удельной работе Lu, кото­рую совершает поток газа при расходе 1 кг/с, т. е. LU==NU/G.

Состояние газа перед ступенью оп­ределяется его температурой То и давле­нием Ро торможения. Этому состоянию газа в Л, s-диаграмме соответствует эн­тальпия t0 (рис. 77). Отрезок от t0 ДО-точки О соответствует кинетической энер­гии газа, имеющего на входе в сопловую решетку скорость с0. Если бы в сопловой решетке не было потерь, процесс расши­рения закончился бы при давлении р4 и энтальпии /й- Вследствие потерь в сопловой решетке, которые преобразуют­ся в теплоту, процесс расширения газа заканчивается в точке 1 при том же дав­лении pi, однако при более высокой эн­тальпии it.

От точки / начинается процесс рас­ширения газа в рабочей решетке. Если бы потери в ней отсутствовали, процесс расширения протекал бы при постоянной энтропии и закончился бы при давлении



Рис. 77. Тепловой процесс ступени турбины в i, s-диаг­рамме

54

р2 и энтальпии in- Вследствие потерь реальный процесс расшире­ния газа в рабочей решетке заканчивается в точке 2 при том же давлении, но при более высокой энтальпии fc. Скорость истечения газа из сопловой решетки определяется по формуле

'„ - 'и) =

где t'n — энтальпия, определяемая для изоэнтропийного„процесса расширения газа при давлении за сопловой решеткой рг, Aoc=io — — tit — располагаемый теплоперепад на сопловую решетку; ф= = ci/c« — коэффициент скорости, показывающий, как отличается скорость истечения газа сх из реальной сопловой решетки от ско­рости истечения газа сц из идеальной сопловой решетки, в кото­рой потери отсутствуют.

Потери энергии в' сопловой решетке (Дж/кг)

Мс = с V2 — сха/2 = tc2,

где Јс =1—ф2 — коэффициент потерь в сопловой решетке.

* Энтальпию за сопловой решеткой определяют с учетом потерь ti=tit+AAc. Если скорость й известна, относительную скорость на входе в рабочую решетку определяют по треугольнику скоро­стей:

wl='l/"c1*-f «*—2мс1соэа1.

Относительную скорость выхода газа из рабочей решетки рас­считывают по формуле

где t2t — энтальпия в конце изоэнтропийного расширения газа в рабочей решетке при давлении рг; /*op=ti^t2t — располагаемый теплоперепад на рабочую решетку; г|з — коэффициент скорости, имеющий тот же физический смысл, что и для сопловой решетки, и равный отношению скоростей (■ty = W2/w2t).

Для сопловой и рабочей решеток коэффициенты скорости мень­ше единицы (ф=0,954-0,98; г|з=0,89-^-0,97).

Потеря энергии в рабочей решетке ступени турбины (Дж/кг) равна разности энтальпий:

Д/1Р = », — iu = (w\tша*)/2 = Срш22</2,

где Јр=1—ф2 — коэффициент потерь в рабочей решетке.

Абсолютную скорость газа с2 за ступенью турбины определя­ют по треугольнику скоростей (см. рис. 76):

V w.

2uw2cos

Если кинетическая энергия газа, покидающего ступень со ско­ростью Сг, не может быть использована в последующих элементах турбины, она также преобразуется в теплоту. Если располагае­мую энергию данной ступени обозначить через Ео, то удельная полезная работа будет отличаться от нее на значения потерь в сопловой и рабочей решетках и с выходной скоростью ААВо= = с22/2:

Lu = Б* Ыгс — Д/1р — Мвс.

Обычно под располагаемой энергией ступени подразумевают разность Јо=Яо — ивсса2^, где Л>= (со2/2)+/1о= (с02/2)+Лос + /гор — располагаемый теплоперепад на ступень, отсчитываемый от пара­метров торможения рй, То (см. рис. 77), a хвсс22/2 — доля кинети­ческой энергии уходящего из ступени газа, которая используется в следующей ступени. Если энергия выходящего газа не исполь­зуется, коэффициент Хвс=0, а если полностью используется в сле­дующей ступени, хвс=1- Обычно 0^квс^1.

Отношение удельной полезной работы Lu к располагаемой энергии ступени Ео называют относительным' лопаточным кпд: t\oa=Lu/Eo. Относительный лопаточный кпд зависит от отношения и/Сф, степени реакции, коэффициентов скорости <р и -ф и углов 2 выхода потока из решеток. Скорость Сф— некоторая фиктив­ная скорость, соответствующая кинетической энергии, равной рас­полагаемому теплоперепаду /го=Сф2/2. Характер изменения отно­сительного лопаточного кпд ступени зависит в основном от потерь с выходной скоростью Јвс, а также в сопловой Ј0 и рабочей ЈР ре­шетках (рис. 78), которые характеризуют относительные потери:

Ъ * Мс0; СР = ДУЈО.



Рис. 78. Зависимость кпд сту­пени турбины от зазора (о): / — корпус, 2 — диск
("KL-



Рис. 79. Течение газа в зазоре между диском и корпусом турбины в мери­диональной плоскости (а) и распре­деление окружных скоростей поперек

Эти потери будут минимальны в том случае, когда газ за сту­пенью движется вдоль оси турбины, т. е.угол а2=90° и скорость газа с2 минимальна. ^ Отношение и/Сф обычно выбирают таким, чтобы относительный* лопаточный кпд был наибольшим.

Кроме потерь в решетках и с выходной скоростью в ступени турбины дополнительно теряется часть энергии" из-за трения по­верхностей вращающегося диска о газ, а также из-за того, что часть газа проходит мимо сопловой или рабочей решетки. При вращении диска 2 газ в зазоре между ним и корпусом / также приводится в движение (рис. 79, а) и, вращаясь вокруг оси тур­бины, одновременно движется вдоль плоскостей диска (рис. 79, б). На вращение диска в камере ступени, заполненной газом, расхо­дуется мощность NTp.

В промежуточной ступени турбины часть газа Giy проходит в зазор между обоймой сопловой решетки и ротором (рис. 80), минуя сопловую решетку, а часть газа Gz? уходит через зазор между вершинами рабочих лопаток и кор­пусом турбины и не создает полезной рабо­ты. Для уменьшения утечек газа в турбине устанавливают уплотнения (рис. 81, а — г).

Потери мощности из-за утечек, связан­ные с тем, что часть газа не участвует в вы­борке полезной мощности, и искажающие течение основного потока газа, обозначим ДЛ^у. Мощность, которая передается валу турбины от одной ступени Л/,-ст, называемая внутренней мощностью, оказывается мень­ше мощности Nu, развиваемой потоком га­за на рабочих лопатках ступени, на значе­ние дополнительных потерь:



Рис. 80. Перетечки газа в ступени турбины

Nu-\Nip-ANy.

Коэффициент полезного действия, учитывающий все эти, поте­ри, называют внутренним относительным кпд ступени:

ЪГ - Лу#0 = (NJNO) - (ANrv/N0) - {ANy/N0) = т,ол — Стс - ; у..

§ 16. Рабочий процесс в многоступенчатой турбине

Перед турбиной с числом ступеней z газ .имеет давление рй и температуру То, которые определяют его энтальпию to (рис. 82), а за последней ступенью он расширяется до давления pz.

Если бы турбина была идеальным двигателем, процесс расши­рения газа закончился бы в точке е и при давлении рг он имел бы энтальпию izt. В действительности небольшая часть энергии пре­образуется снова в тепловую энергию в основном за счет трения потока газа о поверхности ротора и корпуса турбины. Процесс расширения газа в реальной турбине идет с ростом энтропии и изображается кривой df. Разность начальной и конечной энталь­пий при йзоэнтропийном расширении таза называют располагае­мым теплоперепадом Н0=й> — *'**• <

Часть потенциальной энергии газа, которая вместо механиче­ской энергии преобразуется в теплоту, называют потерями. Работа LT, которую развивает 1 кг газа в турбине, меньше располагаемого теплоперепада и равна использованному теплоперепаду #<:

LT = /0izt = Hi-

Отношение использованного теплоперепада к располагаемо­му— относительный внутренний кпд турбины r\oi=Hi/Ho — харак­теризует совершенство процесса расширения газа в ней.

В многоступенчатой турбине полный располагаемый теплопе-



г)

Рис. 81. Уплотнения:

а — концевое, б — корневое, в — бандажное; 1,3 — корпус и ротор турби­ны, 2— гребень уплотнения, 4— диафрагма, 5 диск, 5 т- бандаж \

репад Но от начального состояния газа перед первой ступенью, до давления за последней ступенью распределятся между ступенями. На i, «-диаграмме (рис. 83) видно, что ho сравнению с идеальной турбиной потери энергии в каждой ступени реальной турбины вызывают повышение температуры газа перед последующими ступенями. Располагаемый теплоперепад для любой промежуточ­ной ступени реальной турбины, например для третьей Аоз, несколь­ко превышает располагаемый теплоперепад Аоз', приходящийся на ту же ступень в идеальной турбине.

Следовательно, потери в ^предыдущих ступенях вызывают уве­личение теплоперепада в последующих ступенях и могут быть вновь частично преобразованы в полезную работу:

[(#о +

(1 + <7т),

где Q=2(ft01h'oi).

Отношение Q/#0=<7t называют коэффициентом возврата теп­лоты.

Так как коэффициент возврата теплоты т всегда больше ну­ля, внутренний относительный кпд турбины t]oj будет всегда боль­ше, чем внутренний относительный кпд отдельной ступени щ^. Обычно <7т колеблется от 0,04 до 0,1.

Если расход газа G через турбину известен и постоянен, мож­но определить внутренние мощности, развиваемые соответственно реальной и идеальной турбинами: #

Ntl=GHi- NiT0=GH0.

Мощность NiT не вся используется потребителем, так как боль­шая ее часть NiK расходуется на привод компрессора и тратится на сжатие в нем воздуха.

Таким образом, внутренняя полезная работа ГТУ





Рис. 82. Тепловой процесс

расширения газа в турбине

в (, s-диаграмме

Рис. 83. Процесс расши­рения пара в многосту­пенчатой турбине

Помимо внутренних потерь энергии в турбине и компрессоре, а также в магистралях воздуха и газа, которые оказывают непо­средственное влияние на состояние рабочего тела, имеются внеш­ние потери энергии, уменьшающие полезную работу и не изменя­ющие состояние рабочего тела. Внешними являются потери энер­гии вследствие трения в подшипниках и утечки газа через концевые уплотнения, а также ее затраты на привод топливного и масляно­го насосов, регулятора, насоса охлаждающей воды и др. Чтобы определить эффективную мощность ГТУ, сумму этих потерь ДМ необходимо вычесть из ее внутренней полезной работы:

^

Отношение эффективной мощности к внутренней называют ме­ханическим кпд ГТУ:

Отношение эффективной мощности к действительному количе­ству теплоты, затраченному в камере сгорания, называют эффек­тивным кпд ГТУ:

где qi=qi + Aqi — удельное количество теплоты, выделенной при сгорании топлива с учетом потерь в камере сгорания от излучения и недожога A^i.

Кпд камеры сгорания зависит от потерь Д^:

Vе" ft/ft'-

Таким образом, формулу для определения эффективного кпд ГТУ можно записать

Ъ = — ^7—,, или Че = 'ЧГЧиЧкс-

Механический кпд ГТУ зависит, от механических кпд турбины и компрессора:

U

4% '

Г

где Д/Vmt и ДЛ^мк — механические потери мощности в турбине и компрессоре; Gr и GB — расходы газа через турбину и воздуха че­рез компрессор. -

Эффективный кпд ГТУ можно выразить также через работу турбины и компрессора:

Механический кпд ГТУ и механический кпд турбины и компрес­сора связаны коэффициентом полезной работы ср:

§ 17. Определение числа ступеней и основных размеров проточной части газовой турбины

При расчете тепловой схемы ГТУ определяют температуры Те и Td и давления рс и ра торможения газа соответственно перед входным патрубком турбины в сечении се и за ее выхлопным па­трубком в сечении dd (рис. 84). Параметры газа перед первой ступенью турбины (в сечении 00) и за последней ее ступенью (в сечении zz) будут несколько иными, так как во входном и вы­хлопном патрубках часть энергии потока газа теряется.

В результате того, что весь располагаемый теплоперепад Яв на газовую турбину невелик, потери в патрубках заметно сказы­ваются на его значении и определять его следует с учетом этих потерь.

Степень совершенства входно­го и выхлопного патрубков ха­рактеризуется их коэффициента­ми полезного действия fjBx и т^вых, которые лежат в следующих пре­делах: Т1вх=0,94-0,95; Т1вых= =0,4-4-0,6.

Давления торможения р0 пр2 соответственно в сечениях ОО и zz можно найти, если известны потери давления во входном Д/?с* и в выхлопном Ара* пат­рубках:



Рис. 84. Схема проточной части • тур­бины:

1,2 — входной и выхлопной патрубки, 3_=т-проточная часть

При небольших (дозвуковых) скоростях потока эти потери дав­ления приближенно составляют:

где со, wc, сг и Wd — скорости газа перед сопловым аппаратом пер­вой ступени, перед входным патрубком, за последней ступенью турбины и за выхлопным патрубком; qc и qh — плотности газа пе­ред турбиной и за ней.

При определении плотности газа можно пренебречь изменени­ем давлений во входном и выхлопном патрубках и использовать следующие зависимости?

где Rr — газовая постоянная рабочего тела в турбине.

Обычно значения скоростей в патрубках лежат в следующих пределах: со=7О.Ч-1ОО м/с;- аус=30-ь40 м/с; сг= 100-М50 м/с; ayd=30-b50 м/с.

Располагаемый теплоперепад на все ступени турбины прибли­женно можно определить по формуле

_82-m,) + .

i — r.s

где 6z=Po*/Pz — степень расширения газа в проточной части тур­бины.

Число ступеней в турбине определяют с учетом коэффициента возврата теп лоты. qT:

г =

НСр — средний теплоперепад на ступень.

Средний теплоперепад на ступень оценивают по теплоперепаду на первую HOi и последнюю Н02 ступени:

Изоэнтропийные теплоперепады Hoi и HOz, в свою очередь, за­висят от окружной скорости ык в корневом сечении рабочих лопа­ток и ее отношения к скорости Са в первой и последней ступенях:

и _; "к . и _ и2|с

ZXjKZXZYL

ГДе JCik=Uik/Coi; •#гк = Мж/Саг-

Для определения числа ступеней г оценивают окружную ско­рость в корневом сечении лопаток ык, выбирают хк в пределах 0,45—0,5 (при степени реактивности 3—15%), задаются qT=0,02-7-0,04. Полученное значение округляют до целого.

При конструировании турбин прежде всего определяют разме­ры проточной части: высоту сопловых и рабочих лопаток; средние диаметры ступеней, в которых они расположены; размеры хорд лопаток и др. Диаметры и длина корпуса и ротора турбины зави­сят от размеров ее проточной части.

Схема ступени газовой турбины с указанием основных разме­ров, которые прежде всего требуется рассчитать, показана на

рис. 85. Это корневые диаметры сопло­вой qK1 и рабочей dia решеток и диамет­ры dm и dai вершин их лопаток.

Окружную скорость ык в корневом се­чении рабочих лопаток выбирают воз­можно большей, однако такой, чтобы силы, возникающие > при вращении, не могли разрушить рабочие лопатки. Зная ориентировочно значение ык, можно оце­нить теплоперепад на ступень #ост.

Значение xiK выбирают таким, при котором кпд ступени будет наибольшим. Для ориентировочного определения размеров ступени достаточно рассчитать скорости потока на ее среднем диаметре. Угол выхода потока из сопловой решетки ctiK выбирают в пределах 14—20°. Степень реакции qc на среднем диаметре ступени определяют, задавшись степенью реакции в корневом сечении qk рабочих лопа­ток:

pc-l-(l-pK)(dK/dcp>a.

Диаметр лопатки в корневом сечении dK можно найти по вы­бранной окружной скорости ык и известной частоте вращения п



Рис. 85. Схема ступени

газовой турбины:

1 — сопловая решетка, 2

рабочая решетка

ротора:

dK = uJiitn).

Для расчета q средний диаметр задают ориентировочно.

Далее, зная степень реакции, можно определить теплоперепады на сопловую и рабочую решетки, а затем рассчитать скорости потока.

Так как расход газа G через турбину известен из теплового расчета ГТУ, можно по следующим формулам определить диамет­ры периферии рабочих лопаток:

1к-

Itp jCf COS OЈ



:+■

яргСа cos a3

где Qi и Q2 — плотности газа за сопловой и рабочей решетками. ,

Длину сопловой лопатки у ее выходной1 кромки выбирают чуть больше длины рабочей лопатки у, ее входной кромки. Причем ло­патки располагают друг относительно друга так, чтобы вершина рабочей была чуть выше (на бп) вершины сопловой, а корневое сечение рабочей—чуть ниже (на бк) корневого сечения сопловой. Значения бц и бк называются перекрышами. Эксперименты пока­зывают, что они позволяют повысить кпд ступени вследствие улучшения структуры потока у вершин и корней лопаток.

§ 18. Характеристики газовых турбин

При изменении режима работы турбины изменяются темпера­тура, давление и расход газа, а также частота вращения ротора *. Связь между этими величинами при изменении нагрузки называ­ют характеристикой турбины.

Для построения характеристики турбины удобно пользоваться не абсолютными, а относительными величинами. В этом случае можно не строить характеристики для каждой температуры или " каждого давления газа, а учесть их влияние заранее, используя, приведенные расход и частоту вращения*: Ga=GyTc/pc; пп=/г/у7с.

Температура и давление газа могут быть выбраны в любой характерной точке проточной части турбины, например темпера­тура Те и давление ре перед турбиной.

На практике удобнее пользоваться не абсолютными, а относи­тельными приведенными расходом и частотой вращения:,

Gn_ __ _G_ Pgo -I/ Zk_- "п _ п -1 / Тд> Опо Go Рс V Тс0' ппо п0 У Тс '

* Если турбина приводит во вращение работающий на сеть электрический генератор, то частота вращения ее ротора постоянна.

Индексом 0 обозначены величины, относящиеся к расчетному режиму работы турбины; без этого индекса даны величины, отно­сящиеся к режиму частичной нагрузки. ч

„ Относительные величины принято для краткости обозначать сверху чертой:

Go '. Рсо о п0

Используя эти обозначения, запишем4 формулы в таком виде:

Vtc

Эти величины являются независимыми параметрами. При их изменении изменяются степень расширения б и кпд т]т турбины.





Рнс. 86. Характеристика турбины

Рис. 87. Зависимость кпд турбины от ха

В общем виде характеристиками турбины являются зависимо­сти степени расширения б и кпд т)т от относительного приведен­ного расхода и относительной приведенной частоты вращения.

Самый точный способ определения характеристик-—испытания турбины, при которых на каждом режиме измеряют температуру, давление и расход газа, частоту вращения ротора и определяют кпд.

Однако испытания турбины сложны.дороги и не всегда возмож­ны. Поэтому в ряде случаев для построения характеристики тур­бины используют приближенные расчетные методы. На рис. 86 сплошной линией показана зависимость, степени расширения б, пунктирной линией — зависимость кпд турбины от относительного приведенного расхода газа Gn- Серию таких кривых, совмещенных на одном графике, называют универсальной характеристикой тур­бины. Зависимости б от Gn построены при постоянной приведен­ной частоте вращения.

Относительный приведенный расход (7П= 1 соответствует расчетному режиму работы турбины. При этом степень расширения также равна расчетному значению по, а кпд турбины — наиболь­ший. При увеличении или уменьшении расхода по сравнению с расчетным кпд турбины будет уменьшаться.

Обычно при постоянной степени расширения б изменение от­носительной приведенной частоты вращения мало влияет на от­носительный приведенный расход GB. В этом случае можно серию кривых заменить одной кривой при йп=«по (где гё^о — относи­тельная приведенная частота вращения на расчетном режиме ра­боты турбины). Зависимость Gn от б тогда можно приближенно рассчитать по формуле Стодола — Флюгеля:

~ 11 1 /а • / ■"

Приближенно можно считать также, что кпд турбины совпа­дает с кпд ее средней ступени (по отношению к началу и концу проточной части). Кпд ступени зависит от значения ха=и/са, где и — окружная скорость, а са — некоторая фиктивная скорость, которая зависит от теплоперепада на ступень Яо/г (где Но— рас­полагаемый теплоперепад на турбину, z— число ступеней в тур­бине).

Если зависимость кпд ступени от ха получена эксперименталь­но, или рассчитана, то можно приближенно считать, что известйа также зависимость кпд турбины г)т от ха. Обычно в этой зависи* мости используют также относительное значение ха=Ха/хао (где значение ха0 соответствует расчетному режиму).

Так же как для ступени, существует такое значение ха, при котором кпд турбины становится наибольшим. Это значение ха как раз и соответствует расчетному режиму. Относительное зна­чение ха на расчетном режиме будет равно единице .(рис. 87). При любом отклонении режима работы турбины от расчетного как в сторону увеличения ха, так и в сторону уменьшения кпд турбины будет уменьшаться.

Контрольные вопросы

1. В результате чего возникают усилия на рабочих лопатках газовой турбины?

2. Почему кпд многоступенчатой турбины больше кпд ступени?

3. Как определяют основные размеры проточной части газовых турбин?

4. Какие параметры газовых турбин можно определить по их характеристи­кам?

Глава четвертая

Рабочий процесс в компрессоре

§ 19. Рабочий процесс в ступени компрессора

Ступень компрессора (рис. 88) состоит из рабочих лопаток /, расположенных на роторе 4 и неподвижных направляющих лопа- ■ ток 3, укрепленных в корпусе 2. Кольцевое сечение1 ступени.

прессора на среднем диаметре и треугольники скоростей показаны на рис. 89, а, б.

На входе в каналы между рабочими лопатками поток облада­ет кинетической энергией, так, как он движется с некоторой скоростью С\. Так как ротор компрессора вращается и рабочие ло­патки движутся с окружной скоростью и, то относительная ско­рость о»! на входе в рабочие каналы будет направлена под 'углом Pi к плоскости вращения. В рабочих каналах однов­ременно совершаются два про­цесса: часть кинетической энергии потока преобразуются в потенциальную энергию и ме­ханическая работа, совершае­мая рабочими лопатками, пре­образуется в энергию потока. Каналы между рабочими ло­патками выполняются, как правило, расширяющимися, и поток в относительном движе­нии тормозится. В результате скорость ш2 на выходе из рабочих каналов в относительном дви­жении меньше скорости wit а давление потока в рабочей решетке заметно увеличивается (pz>pi). Вследствие подвода механической энергии увеличивается не только потенциальная, но и кинетичес­кая энергия потока.

В абсолютном движении поток за рабочими лопатками имеет скорость сг, которая обычно больше"скорости с\. С этой скоростью Сг поток под углом а2 входит в каналы между направляющими лопатками, которые также выполняются расширяющимися. В ре-



Рис. 88. Ступень компрессора:

1,3 — рабочая и направляющая лопатки, 2 —

корпус, 4 — ротор





Рис. 89. Кольцевое сечение ступени компрессора на сред­нем диаметре (а) и треугольники скоростей (б): / _ рабочая решетка, 2 — направляющая решетка

66

зультате часть кинетической энергии потока преобразуется в потенциальную энергию. Скорость с3 за направляющей решеткой становится меньше скорости сг, а давление несколько возрастает (Рз>Рг)-

Тепловой процесс ступени компрессора можно изобразить в i. s-диаграмме (рис. 90). Если бы в ступени компрессора не было потерь, на сжатие 1 кг воздуха необходимо было бы затратить удельную работу

*-/.'■

Вследствие потерь в ступени реально затраченная на сжатие I кг воздуха работа оказывается больше. На i, s-диаграмме она изображается отрезком

J — г*

Из треугольников скоростей (см. рис. 89, б) можно также по­лучить

l0 = Uг COS aaСу COS ах) = U (Wt COS РхW2 COS Р2) .

Отношение изоэнтропийной работы А к реально затраченной яа сжатие Ао называют изоэнтро-пийным кпд ступени компрессо­ра:

Так же как и в ступени тур­бины, в компрессоре часть рабо­ты ступени преобразуется в энер­гию потока в направляющей ре­шетке, а часть — в рабочей. От­ношение теплоперепада Ар, соот­ветствующего работе сжатия в рабочей решетке, к работе сту­пени h0 — полному теплоперепаду на ступень — называют степенью реактивности ступени компрес­сора



Рис. 90. Тепловой процесс ступени компрессора в i, s-диаграмме

р=А0=(с22 —с32)/2. Обычно степень реактивности ступени компрессора на среднем диаметре 0,5—1,0. Так как поток в зазоре между направляющими и рабочими решетками вращается, давление в этом зазоре увели­чивается от корня к вершине рабочих лопаток. В результате пере­распределяются теплоперепады между направляющими и рабочими лопатками, а также изменяется степень реактивности. Распре­деление степени реактивности по высоте можно приближенно определить по формуле

Р = 1 - О - Рк)

где qk,— степень реактивности у корня рабочей лопатки; dдиаметр сечения рабочей лопатки, на котором необходимо рассчитать степень реактивности.

Усилия, действующие на рабочие лопатки компрессора, опре­деляются так же, как усилия, действующие на рабочие лопатки турбины.

~ § 20. Определение числа ступеней и основных размеров компрессора

В современных газотурбинных установках оптимальная степень сжатия зависит от их схемы, а также начальной температуры газа Тс и изменяется в широких пределах (от 6 до 26). Расходы воз­духа при этом, как правило, велики. В этих условиях оказывается

выгодным использовать для сжатия воз­духа многоступенчатые осевые компрес­соры.

При оптимальной степени сжатия В—13 число ступеней получается равным 12—14. Ротор с таким числом ступеней можно разместить в одном корпусе. При еще больших степенях сжатия число ступеней увеличивается настолько, что в одном корпусе разместить их не удается и компрессоры выполняют двух- или ' трехкорпусными.

Тепловой процесс сжатия воздуха в многоступенчатом компрессоре в i, s-диаграмме показан на рис. 91. Перед пер­вой ступенью компрессора устанавлива­ют входные лопатки, в каналах между которыми поток ускоряется и приобрета­ет нужное направление. Иногда эти ло­патки изготавливают поворотными, что позволяет при работе ГТУ изменять нап­равление потока перед первой ступенью и повышает устойчивость, а также кпд компрессора на режимах частичных нагрузок.

За последней ступенью компрессора устанавливают спрямляю­щие лопатки, каналы между которыми выполняют расширяющи­ми, что дает возможность преобразовывать часть кинетической энергии потока за последней ступенью компрессора с*&/2 в по­тенциальную (увеличить давление воздуха). За спрямляющими



Рис. 91. Тепловой процесс сжатия воздуха в многосту­пенчатом компрессоре в t, 5-диаграмме

лопатками, скорость потока уменьшается и он движется в направ­лении оси вращения ротора.

Чтобы за счет кинетической энергии потока .еще в большей степени повысить его давление, за спрямляющими лопатками ус­танавливают кольцевой расширяющийся канал-диффузор. В диф­фузоре скорость потока вновь уменьшается и растет его давление. После диффузора воздух направляется через выхлопной патрубок в камеру сгорания либо в регенератор или непосредственно по­ступает в камеру сгорания.

Так как число ступеней г определяется как отношение общего теплоперепада Як на компрессор к среднему теплоперепаду ЛСр на его Ступень (г=#кСр), то предварительно необходимо рассчитать эти величины по формулам:

где ht и hz — теплоперепады на первой и последней ступенях ком­прессора.

Для определения диаметров первой и последней ступеней и вы­соты лопаток прежде все-го следует рассчитать окружную скорость периферии рабочих лопаток первой ступени

')'

где « — частота вращения ротора; Vi=G/q1 — объемный расход воздуха; q4 — плотность воздуха в первой ступени компрессора; vi = diu/dinотносительный диаметр втулки первой ступени; ls/uin — коэффициент расхода (cis==ci sin ai — меридиональная составляющая скорости потока).

Частоту вращения (с-1) ротора можно приближенно рассчитать по формуле

n ~ (300-=~1200)/J/V7.

Значение vi выбирают в пределах 0,5—0,8, а ф1 —0,3—0,5.

Рассчитав окружную скорость uin, можно определить диамет­ры периферии и корня лопаток первой ступени:

Высоту рабочих лопаток первой ступени компрессора опреде­ляют по формуле

p

Теплоперепад на первую ступень ориентировочно можно рас­считать по формуле

fti = 0,8ulKcls.

Для определения размеров последней ступени необходимо прежде всего выбрать закон изменения одного из ее диаметров вдоль проточной части. Так, при постоянном диаметре периферии рабочих лопаток (е(щ=const) получают наименьшее число ступе­ней- и диаметр корня рабочих лопаток последней ступени опреде­ляют по формуле .

d-гк =

V™>z

где VzG/qzобъемный расход воздуха через последнюю сту­пень {qz — плотность воздуха за последней ступенью). Высота рабочих лопаток последней ступени

Зная йгк, определяют

а затем теплоперепад на последнюю ступень.

в*

Pff'1

причем Czs выбираются равной cis или меньше нее. Число ступеней округляют до ближайшего целого.

§ 21. Характеристики компрессоров

Характеристикой компрессора называют связь между кпд, при­веденной частотой вращения га ротора, приведенным расходом Ga и степенью сжатия е на режимах- частичных нагрузок. Такая ха­рактеристика называется универсальной (рис. 92).
1   2   3   4   5   6


Обычно мощность ГТУ парогазовой установки составляет
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации