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

На рис. 92 по оси ординат отложена степень сжатия е, а


по оси абсцисс —приведенный расход воздуха Gn. Сплошные жирные линии рис. 92 соответ­ствуют постоянной приведен­ной частоте вращения ротора,._ (п=const), а сплошные тонкие линии — постоянному кпд ком­прессора (tik=const ^

Характеристика начинается

при е=1 и Gn=0. С увеличе­нием расхода растет степень Рис. 92. Универсальная характеристика сжатия. Точка Л соответствует ка компрессора расчетному режиму Gn=l; при

этом степень сжатия равна расчетной еРасч. а приведенная частота вращения я=1. Обычно компрессоры проектируют так, чтобы кпд на расчетном режиме был наибольшим.

С уменьшением расхода воздуха при постоянной степени сжа­тия изменяются углы натекания потока на лопатки компрессора.



При слишком большом изменении угла натекания поток отрыва­ется от лопаток — возникает его «срыв», который захватывает сразу несколько лопаток. Зона срыва перемещается по окружно­сти по рабочим лопаткам со скоростью 0,5—0,7 от окружной ско­рости ротора.. Наблюдаются также полные срывы потока, которые захватывают все лопатки. При этом работа компрессора может стать неустойчивой.

Если для каждой степени сжатия определить расход, при ко­тором режим работы компрессора становится неустойчивым, то на универсальной характеристике можно построить кривую, кото­рая называется границей помпажа. Эта кривая на рис. 92 дана пунктиром.

При неустойчивом режиме работы компрессора начинают рез­ко изменяться давление и расход рабочего тела. Эти изменения происходят периодически, их частота определяется как характе­ристикой компрессора, так и особенностями сети, на которую он работает (трубопроводы, камеры сгорания, газовая турбина), и они оказываются самоподдерживающимися (так называемые ав­токолебания).

Автоколебательный процесс в тракте ГТУ, называемый помпа-жом, сопровождается характерным шумом. Работа ГТУ в режиме помпажа не разрешается, так как это может вызвать поломку ло­паточного аппарата и другие последствия, приводящие к аварии. На рис. 92 зона Б помпажа располагается выше пунктирной ли­нии. Чтобы вывести компрессор из помпажа, необходимо увели­чить расход воздуха. Для этого служат специальные устройства, позволяющие сбрасывать воздух после компрессора в атмосферу или на его всас. Такими устройствами являются противопомпажные клапаны, которые устанавливают на выхлопном патрубке компрессора или за одной из промежуточных ступеней. При пере­ходе ГТУ на режим работы, близкий к помпажу, либо возникно­вении помпажа эти клапаны открываются и воздух из компрессо­ра выбрасывается в атмосферу или идет на всас. В результате резко увеличивается расход воздуха через компрессор и он входит в режиме устойчивой работы. Однако длительно работать с откры­тыми противопомпажными клапанами нельзя, так как при этом резко уменьшается кпд ГТУ.

Кроме того, для предупреждения помпажа используются поворотные направляющие лопатки, устанавливаемые перед первой ступенью компрессора. Эти лопатки позволяют изменять расход воздуха через компрессор без срыва потока на рабочих лопатках. Однако их применение увеличивает затраты на изготовление ком­прессора.

Контрольные вопросы

1. Чем отличаются рабочие процессы в ступенях компрессора и турбины?

2. Как определяют число ступеней и основные размеры проточной части компрессоров?

3. Как определить степень сжатия в компрессоре по заданным расходу воз­духа и частоте вращения ротора?-

Глава пятая

Рабочий процесс в камере сгорания и определение основных параметров газотурбинных установок

§ 22. Топлива для ГТУ и их характеристики

В газотурбинных установках используют жидкие и газообразные органические топлива.

Жидкие топлива являются продуктами перегонки нефти. В нашей стране наибольшие запасы нефти расположены в Южно-Каспийском, Волго-Уральском, Краснодарском, Тймене-Печерском, Мангышлакском, Западно-Сибирском и Сахалинском место­рождениях. После переработки нефти получают топлива разных составов. В газотурбинных установках используют легкое и тяжелое дистиллятное, а также остаточное топливо.

Легкое дистиллятное топливо, представляющее собой низкокипящую фракцию прямой перегонки, крекинга или риформинга - нефти, подразделяют на топливо для карбюраторных, реактивных . ' и дизельных двигателей. Некоторые виды дизельного топлива, не­пригодные для использования "в дизельных двигателях, могут ис­пользоваться в ГТУ.

Тяжелое дистиллятное газотурбинное топливо, являющееся дистиллятом нефти, сланца или остаточных нефтепродуктов, служит основным жидким топливом для стационарных и транспорт­ных ГТУ.

- К остаточным относят моторные топлива, флотские и топочные мазуты, являющиеся тяжелыми вязкими остатками прямой пере­гонки и крекинга нефти, или их смеси с более легкими топливами. При использовании в ГТУ этих топлив необходимы их промывка и ввод присадок.

Газообразные топлива—это природный и искусствен­ный газы.

Природный газ добывают на газовых месторождениях. Запасы природного газа в СССР наибольшие в "Бгаре. Крупнейшими мес­торождениями являются Тюменское и Уренгойское, а также на Северном Кавказе, Украине, Северном Урале, Волге и в Средней Азии. Кроме того, на нефтяных месторождениях добывают разно­видность природного газа — попутный газ.

Искусственный газ является побочным продуктом доменного, коксового и других производств. Кроме того, его получают в спе­циальных газогенераторных установках или в результате подзем­ной газификации угля.

Основными характеристиками жидкого и газообразного топли­ва являются его состав, теплота сгорания, зольность, вязкость, температура вспышки и застывания, стабильность, совместимость с другими видами топлива, характер взаимодействия с водой.

Органическое топливо в основном состоит из сложных углево­дородов. В относительно небольших количествах в нем содержатся азот, сера, кислород, щелочные металлы и другие элементы. Состав топлива принято представлять в виде процентного массо­вого содержания углерода С, водорода Н, азота N, кислорода О, серы S, минеральной' негорючей части (золы) А и влаги W. Раз­личают рабочую, сухую (без влаги), горючую (без влаги и золы) и органическую массы топлива.

Массу топлива в том виде, в котором оно поступает к потребителю, называют рабочей. Рабочая масса топлива может быть представлена в следующем виде: Ср+.Нр+№-Юрр+Ар+Шр== = 100%. Индекс «р» указывает на содержание данного компонен­та в рабочей массе топлива. По составу топлива рассчитывают тепловой и материальный балансы процесса горения. Рабочая и сухая массы некоторых видов топлива могут заметно отличаться друг от друга.

Топливо содержит горючие и негорючие части. Горючей частью топлива являются углерод, водород и частично сера. Азот и кисло­род— негорючие составляющие. Сера, входящая в состав топли­ва, подразделяется на органическую, колчеданную и сульфатную, из которых горючими являются органическая и колчеданная. В жидких топливах содержатся органические соединения серы. Наличие серы в топливе нежелательно. Продукты окисления се­ры — сернистый ангидрид SO2 и особенно серный ангидрид SO3 — вызывают интенсивную коррозию металлических поверхностей и загрязняют атмосферу.

Наличие влаги в топливе требует дополнительных затрат теп­лоты на ее нагрев, испарение и снижает температуру горения. При повышенной влажности усиливается коррозия деталей оборудова­ния, а также из-за налипания топлива забиваются фильтры. В во­де, кроме того, растворено основное количество соединений коррозионно-агрессивных щелочных металлов.

Одной из важных характеристик топлива является теплота сго­рания. При горении в результате экзотермических реакций окисле­ния происходит выделение теплоты, количество которой зависит прежде всего от состава топлива. Различают высшую QBp и низшую QhP теплоту сгорания. При охлаждении продуктов горения до температуры конденсации содержащихся в них водяных паров •выделяется теплота конденсации. Количество теплоты, выделяю­щейся при сжигании единицы массы или объема топлива с учетом этой теплоты, называют высшей теплотой сгорания топлива Qbp. Низшей теплотой сгорания QyP называют количество теплоты, в котором не учитывается возврат теплоты от конденсации водяных паров. Низшая и высшая теплота сгорания связана следующим соотношением:

QhP= QBpQbP2,5UWP/100 + 9HtV100),

где Wp/100 — количество водяных паров, образующееся при испарении влаги из 1 кг топлива; 9НР/100— количество водяных паров, ' образующееся при сжигании водорода, содержащегося в 1 кг топлива; /-==2,51 МДж/кг — скрытая теплота парообразования; Овп —количество водяных паров, содержащихся в продуктах сгорания. Температура газов после камеры сгорания ГТУ высока, и кон­денсации водяных паров в проточной части газовой турбины и вы­хлопном тракте не происходит. Поэтому при расчете ГТУ исполь­зуют низшую теплоту сгорания топлива Q^>.

v После завершения процесса горения топлива образуется зола — твердый негорючий остаток. При сгорании жидких топлив обра­зуется зола, в которую входят соли, оксиды металлов и кремний, содержащиеся в топливе в свободном состоянии или в виде хими­ческих соединений. Соединения некоторых металлов (Na, Ca, Pb) попадают в топливо в процессе производства, перевозки и хранения. Кроме того, при сжигании жидких топлив могут образовы­ваться легкоплавкие соединения ванадия, натрия, калия и свинца, которые при высоких температурах вызывают коррозию металлов. Соединения кальция образуют прочные отложения на металли­ческих поверхностях. Золовьгё отложения оседают на внутренней поверхности жаровых труб, сопловых и рабочих лопатках. Содер­жание (мг/кг) отдельных элементов в жидком топливе не должно превышать: натрия и калия — 0,5—1 (суммарное); ванадия — 0,5; свинца — 1—2; кальция — 1—5. При большем их содержании не­обходима предварительная очистка топлива. Л При сжигании газообразного топлива зола образуется в основном из содержащихся в нем твердых частиц.

^ Вязкость топлива характеризует возникающее в нем при дви­жении внутреннее трение. Вязкость газообразных топлив крайне мала. Различные сорта жидких топлив имеют разную вязкость. Чем легче топливо, тем меньше его вязкость. Для количественной оценки вязкости используют градусы условной вязкости (° ВУ), выражающие отношение времени вытекания через калиброванное отверстие 2 -10~4 м3 рассматриваемой жидкости к времени выте­кания такого же объема воды при 20° С. Для качественного рас-пыливания форсунками и надежной транспортировки по трубопро­водам вязкость жидкого топлива не должна превышать 2—3° ВУ. При нагревании до определенной температуры вязкость топли­ва сначала быстро уменьшается, а затем остается практически

__^постоянной. Вязкость тяжелого жидкого топлива (° ВУ*) при температуре t можно определить по формуле

°ВУ,=--=°ВУБО(50/0",

где ° ВУ5о — условная вязкость топлива при 50° С. ч

При изменении вязкости (°ВУ5о) от 2 до 20 показатель степе­ни п изменяется от 1,8 до 2,85.

Температуру, при которой топливо теряет подвижность и не может перекачиваться по трубопроводам, называют температурой застывания.

Различные Жидкие топлива воспламеняются при разных тем­пературах. От постороннего источника пламени воспламеняется не само топливо, а. смесь его паров и воздуха возле поверхности. Температурой вспышки называют наименьшую температуру топлива, при которой смесь его паров с воздухом у поверхности способна воспламениться от постороннего источника пламени.

При соприкосновении с воздухом жидкое топливо окисляется и со временем уплотняется. При этом образуются осадки, которые загрязняют оборудование и нарушают его нормальную работу. Чем меньше скорость окисления топлива, тем выше его стабильность. Осадки могут образовываться также при смешивании раз­личных видов жидкого топлива. Если при смешивании нескольких видов топлива выпадает большое количество осадков, такие топ­лива называют несовместимыми.

Стабильность и совместимость жидких топлив повышают вве­дением специальных присадок.

Вода отделяется от различных видов жидких топлив по-разно­му. В легких топливах она быстро отстаивается, а с тяжелыми может образовывать устойчивые эмульсии и выпадает в осадок через очень длительное время. Чтобы предупредить образование эмульсий и ускорить отделение воды от топлива, также применя­ют специальные присадки — деэмульгаторы.

§ 23. Общие сведения о процессе горения

Горение топлива в камере сгорания ГТУ происходит в смеси с воздухом. При этом протекает химическая реакция окисления го­рючих компонентов топлива. Окислителем служит кислород, которого в воздухе при нормальных условиях содержится примерно 21% по объему. При соединении кислорода с углеродом, водоро­дом и серой топлива образуются соответственно углекислый газ, водяной пар и диоксид серы:

С-т-Оа = СО2; 2Н2 + Оа = 2НаО; S + О2- SO2.

Чтобы эти реакции прошли полностью, необходимо определен­ное количество кислорода. Так как топливо в камере сгорания ГТУ смешивается не с чистым кислородом, следует определить количе­ство воздуха, в котором содержится требуемое количество кисло­рода. Необходимое для полного сжигания 1 кг топлива количество воздуха (кг/кг), называемое стехиометрическим количеством, оп­ределяют по формуле

Lo = (1 + 76,8/23,2) (0,01 ■ 2,67С + 0,01 • 8№ + 0,01 S* —0,010?).

При полном окислении всех компонентов и отсутствии потерь горение происходит при наибольшей для данного топлива температуре. Обычно действительная температура горения ниже максимальной, так как воздух в зону горения подается с небольшим избытком, не до конца сгорают отдельные компоненты и из-за процессов диссоциации небольшая часть теплоты не выделяется. С ростом температуры топлива и воздуха, поступающих в камеру сгорания, температура горения увеличивается.

Если топливо и окислитель находятся в газообразном состоянии и тщательно перемешаны, такую смесь называют гомогенной. '/

Если топливо и окислитель находятся в разных фазах (например, жидкость и газ), такую смесь называют гетерогенной. Горение гомогенной и гетерогенной смесей происходит по-разному. Все про­цессы горения, присущие гомогенной смеси, являются частью про­цессов, происходящих в гетерогенной.

Химическая реакция горения идет с вполне определенной ско­ростью. Скоростью гомогенной реакции называют количество ве­щества, реагирующего в единице объема в единицу времени. Так как обеспечить самопроизвольное горение смеси одновременно во всем объеме невозможно, то в камерах сгорания применяют вос­пламенение от постороннего источника.

Слой определенной толщины, в котором происходят процессы, предшествующие химической реакции горения и собственно хими­ческая реакция горения, называют фронтом пламени. В неподвиж­ной гомогенной смеси фронт пламени распространяется с опреде­ленной скоростью, которая, в основном, зависит от скорости хи­мической реакции.

§ 24. Сжигание топлива в камере сгорания

Материалы, из которых изготавливают камеры сгорания стационарных ГТУ, должны быть дешевыми. Кроме того, камеры сго­рания должны обеспечивать возможность работы -на разных топливах (газообразном и жидком, легком и тяжелом) и полной автоматизации ГТУ, а также быть экономичными и надежными. j/* Экономичность камер сгорания оценивается коэффициентом полезного действия т1кс, который зависит от гидравлических потерь и полноты сгорания топлива. Полнота сгорания топлива характе­ризуется термическим коэффициентом полезного действия камеры сгорания т]*кс» а гидравлические потери — гидравлическим кпд т)гкс-Эти кпд связаны между собой следующим соотношением:

Термический кпд, или коэффициент полноты сгорания,

W = (ft —V»Vft,

где qi — количество теплоты, выделяющееся в единицу времени при полном сгорании топлива без потерь;
Потери теплоты в камере сгорания складываются из потерь в окружающую среду и потерь, связанных с несовершенством про­цесса сгорания топлива. Для уменьшения первых-потерь камеры сгорания изолируют. Как правило, эти потери невелики. Вторые потери возникают из-за недожога и они складываются из потерь на физический и химический нёдожог:

,"' Любое топливо горит в газообразном состоянии (жидкое — после так называемой газификации, предшествующей собственно

реакции горения). Одной из причин физического недожога жидко­го топлива является неправильно организованный процесс горе­ния, при котором оно не успевает газифицироваться, перемешать­ся с окислителем и уносится из зоны горения. Другой причиной физического недожога является термическое разложение топлива при недостатке кислорода. В этом случае топливо разлагается на летучие фракции и углерод, образующий1 вместе с золой твердые частицы.

Физический недожог не только снижает экономичность камер сгорания, но и влияет на их надежность. Наличие твердых несгоревших частиц вызывает эрозию проточной части турбины. При этом липкая зола нарастает на лопатках турбины, в результате чего снижаются ее мощность и кпд, а также появляется небаланс ротора Возникающие иногда отложения в самой камере сгорания приводят к неравномерному нагреву пламенных труб, их коробле­нию и растрескиванию, а отрывы наростов могут повредить про­точную часть турбины.

Химический недожог связан с недостаточным временем пребы­вания газа в зоне горения, т. е. при этом не успевает произойти химическая реакция горения. Химический недожог возникает при недостаточной длине камеры сгорания и переохлаждении ее от­дельных участков, а также при низкой температуре горения и др. " Полнота сгорания топлива зависит от температуры в зоне го­рения и давления в камере сгорания.

При определенной температуре термический кпд достигает максимального значения. Повышение температуры в камере сго­рания увеличивает скорости испарения И'горения топлива и со­кращает период его воспламенения. До определенной температуры термический кпд т)*кс растет. Дальнейшее повышение температуры снижает его, так как усиливаются процессы диссоциации СО2 и Н2О, при которых теплота поглощается. При увеличении давления в камере сгорания термический кпд растет, так как увеличивается скорость горения.

Гидравлический кпд камер сгорания оценивают по потерям полного давления/

где Јнс=Ар*/Рв* — относительная потеря полного давления в ка­мере сгорания; рв* и Ар*=/>„*— рг* — полное давление воздуха на входе в камеру сгорания и на выходе из нее.

Гидравлические потери рт обусловлены: трением потока о стен­ки камеры сгорания; турбулентными потерями; потерями на сме­шение потоков; потерями давления вследствие подвода теплоты. В среднем для современных камер сгорания |кс=1-т-3%..

Полный кпд камер сгорания колеблется в пределах 0,92—0,98.

Элементы, из которых собирают камеры сгорания, должны иметь достаточный срок службы. Наиболее слабым элементом ка­мер сгорания являются пламенные трубы. Правильная организация процесса горения, выбор материалов и конструкции камер сгорания должны обеспечивать их надежность.

Для надежной работы лопаток газовых турбин распределение температур газа за камерой сгорания должно быть достаточно равномерным. Допускается относительная неравномерность

ЬТ = Tmax ~ Гш"1 <0,2-*-0,3,

где Ттах, Тт1п и ГСр — максимальная, минимальная и средняя тем­пературы газа за камерой сгорания. г

Допускаемые значения 6 Г зависят от компоновки камер сго­рания и газовых турбин. Так, при наличии длинных и изогнутых газоходов, выравнивающих поток между камерой сгорания и тур­биной, неравномерность температур ЬТ может быть Достаточно большой. При непосредственном соединении газовой турбины с камерой сгорания неравномерность температур должна быть iia- лой.

Помимо высокой экономичности и надежности необходимо, чтобы камеры сгорания были небольших размеров. Габариты ка- мер сгорания зависят от теплонапряженности ее рабочего объема:

где <71=ЈФнрт1*кс —расход топлива); VKc и рв — рабочий объем -камеры сгорания и давление на входе в нее.

г/ Процесс горения топлива можно разделить на несколько ста-

V дий. При сжигании газообразного топлива это образование смеси, разогрев ее и горение, получение рабочих газов. При сжигании жидкого топлива вначале происходят пирогенное разложение (без доступа кислорода) и испарение капель, а затем процесс горения идет так же, как при использовании газообразного топлива.

До подачи в камеру сгорания топливо соответствующим обра­зом обрабатывают (очищают, подогревают и повышают его дав­ление до необходимого). Затем жидкое топливо через форсунки, а газообразное через горелки подается в камеру сгорания. Время горения топлива определяется временем испарения, смешения,

, /разогрева и протекания химической реакции.

* Для эффективной работы камер сгорания необходимо: разде­ление пространства внутри пламенной трубы на зоны горения и смешения; оптимальное распределение топлива по ее сечению; турбулизация потока в зоне горения; стабилизация фронта пла­мени; организация охлаждения основных элементов. ~— Температура рабочих газов, попадающих в турбину стационар­ных ГТУ,. гораздо ниже температуры горения топлива. Ни одно топливо не будет качественно гореть при низкой температуре из-за неустойчивости процесса горения. Для хорошего горения необхо­димо, чтобы температура в зоне горения была 1600—1-800° С. По­этому рабочий объем камер сгорания условно делят на две зоны — зону горения, куда подаются первичный воздух и топливо, и зону смешения, куда подаются продукты сгорания и вторичный воздух.

Количество подаваемого в зону горения первичного воздуха больше, чем его стехиометрическое количество:

где Ql —величина, называемая коэффициентом избытка первично­го воздуха.

В зависимости от вида топлива и конструкции камер сгорания

Oi= 1,4-7-1,6.

Вблизи от места подачи топлива в пламенную трубу его необходимо перемешивать с первичным воздухом. Для этого поток первичного воздуха делают турбулентным. Турбулизацию, позво­ляющую интенсифицировать процессы массо- и теплообмена, улуч­шить смесеобразование и увеличить скорость горения за счет пе­рехода от ламинарного к турбулентному горению, осуществляют с помощью регистров, плохо обтекаемых тел (конусов), перфори­рованных пластин и др.

Так как в камере сгорания скорость движения потока значи­тельно выше, чем скорости распространения пламени, то для удер­жания пламени в устойчивом положении необходимо иметь источ­ник постоянного зажигания — стабилизатор фронта пламени. В камере сгорания его роль выполняют плохо обтекаемые тела фронтового устройства (завихрители) или дежурные горелки.

Две схемы образования обратных токов показаны на рис. 93, а, б. За конусом (рис. 93, а) создается зона разрежения, в которую из зоны горения подсасываются горячие продукты сгорания. Лопаточный завихритель (рис. 93, б) закручивает поток первич­ного воздуха вокруг оси камеры сгорания. Воздух при этом оттес­няется к стенкам пламенной трубы, а вокруг оси камеры сгорания создается зона разрежения, в которую устремляются горячие про­дукты сгорания.

Топливо подается к внешней границе зоны обратных токов, так как вследствие высокой турбулентности воздушного потока здесь происходит наиболее быстрое перемешивание топлива с пер­вичным воздухом. Горячие продукты сгорания подогревают и ис­паряют свежие порции топлива, а также постоянно поджигают смесь.



Рис. 93. Схемы образования вторичных токов в зоне, горения:

о —с помощью конуса, б — с помощью лопаточного завихрителя (регистра); / — корпус, 2 —

пламенная труба, 3 — регистр

§ 25. Охлаждение камер сгорания и продуктов горения. Определение расходов первичного и вторичного воздуха

Наиболее теплонапряженным элементом камер сгорания явля­ется пламенная труба, которая нагревается тепловым излучением горящего топлива и, кроме того, при непосредственном контакте с горячими продуктами сгорания.

Надежная работа камер сгорания в течение длительного вре­мени без охлаждения пламенной трубы невозможна. В камерах сгорания стационарных ГТУ охладителем служит воздух после компрессора. Снаружи пламенная труба охлаждается вторичным воздухом, обычно часть его используется для создания на внутрен­ней поверхности пламенной трубы охлаждающего слоя воздуха. Этот слой воздуха, охлаждая внутри нагреваемую излучением факела стенку пламенной трубы, одновременно препятствует не­посредственному контакту с ней горячих газов. Для создания в камерах сгорания такого охлаждающего слоя применяют различ­ные способы и используют как вторичный, так и первичный воз-

На рис. 27, 28, аг были приведены конструкции пламенных труб. Двухстенная^ пламенная труба, показанная на рис. 94, имеет

.1




WfffiTo

п. .nn-nnnnnn.__■

Рис. 94. Пламенная труба' с экраном:

/ — корпус камеры -сгорания, 2 — стенка пламенной трубы, 3 — отверстия для про­хода воздуха, 4 — экран, 5 —смеситель; / — первичный воздух, // — вторичный воздух

Рис. 95. Схема охлаждения пламен­ной трубы многогорелочной камеры сгорания:

/ — корпус камеры сгорания, 2 — регистр охлаждающего воздуха, 3 — стенка пла­менной трубы

экран 4, который уменьшает поток теплоты излучением от нее на корпус 1 камеры сгорания. Отверстия 3 для прохода охлаждаю­щего воздуха выполняются как в экране, так и в стенке пламен­ной трубы.

Можно также создать слой охлаждающего воздуха у стенки пламенной трубы подачей избыточного количества первичного воз­духа (рис. 95). Для этого первичный воздух /,• поступая в специ­альный регистр J? фронтового устройства, закручивается в нем и равномерно распределяется по внутренней поверхности стенки 3 пламенной трубы.



80

Охлаждение пламенной трубы должно быть организовано так, чтобы температура по ее окружности была одинаковой и плавно изменялась, по длине. Если отдельные места стенки пламенной трубы перегреваются, она начинает коробиться, возможны прога­ры и разрушения. Как и в предыдущих случаях, снаружи пламенная труба охлаждается вторичным воздухом //.

1 При ремонтах нельзя делать на пламенных трубах дополни­тельные отверстия для прохода воздуха, так как это приводит к местным перегревам стенок и быстрому выходу их из строя. ,__

Для расчета размеров элементов ГТУ необходимо знать рас­ходы воздуха и продуктов сгорания. Рассмотрим порядок опреде­ления их на примере расчета тепловой схемы ГТУ с одной камерой сгорания.

В этом случае должны быть заданы: полезная мощность уста­новки ,Ne или Na; температура газа перед турбиной Тс; темпера­тура воздуха перед компрессором Та; степень сжатия в компрес­соре е; степень расширения в турбине б; степень регенерации а; кпд турбины т]т, компрессора т|к, камеры сгорания т]Кс, электриче­ского генератора х\эг и механический кпд ГТУ т]м; состав топлива и его низшая теплота сгорания QHp.

Целью теплового расчета является определение: мощности тур­бины и компрессора; эффективного кпд ГТУ; расхода газа через турбину и камеру сгорания; расхода воздуха через компрессор и камеру сгорания; расхода топлива.

Вначале по результатам расчета теплового цикла для выбран­ной схемы ГТУ определим оптимальную степень сжатия в ком­прессоре е. По заданному составу топлива рассчитаем количество воздуха Z-o, необходимое для сжигания 1 кг топлива. Объемы (м3/кг) входящих в чистые продукты сгораниями получаемых при сгорании 1 кг топлива газов (при 20° С и давлении 0,1 МПа) мож­но рассчитать по следующим формулам.

Объем трехатомных газов — углекислого СО2 и сернистого га­за SO2:

VR0, = 0,0185 (CP-f 0.37SP). Объем азота N2:

VNa = 0,615L0 + 0.008NP,

где Np — процентное содержание азота в топливе (по массе). Объем водяных паров:

VHao = 0,0124 (Нр + О? + WPHa0 + VBH°$),

где WHPO — процентное содержание влаги в топливе (по массе); V ^J =0,001 LodB— количество влаги, дополнительно вносимое воздухом при его влагосодержании dB, г/м3.

Объемные доли отдельных составляющих в чистых продуктах сгорания:

fROaVrOj/^V; rNa = vNj/ZV ;

где EV=Vro2 +Vnj +Ун„о-

Зная объемные доли, определим молекулярную массу продук­тов сгорания:

тпс - 4,401/-ro, + 28,15tn, + 18,02/-Нао.

В этой формуле RO2 — углекислый газ, так как содержание SO2 в продуктах сгорания мало.

Воздух, поступающий в камеру сгорания," разделяется на два потока. Первичный воздух GBi направляется в пламенную трубу через фронтовое устройство, ^ а вторичный GB2 — в зазор между пламенной трубой и корпусом камеры сгорания. Расход вторич­ного воздуха определяют по формуле

Отношение расхода воздуха через компрессор к расходу первич­ного воздуха GB, называют коэффициентом избытка воздуха:

« = GB/G

Bl.

Чистые продукты сгорания в конце пламенной трубы переме­шиваются с большим количеством вторичного воздуха. Чтобы ох­ладить их до заданной температуры Тс, нужно точно рассчитать количество вторичного воздуха, или коэффициент избытка возду­ха а, который связан с долей чистых продуктов сгорания rnc в по­лучившейся смеси:

где то — молекулярная масса воздуха.

Значение асо)-Ьо/(\+Ц) не зависит от коэффициента из­бытка воздуха и определяется только свойствами продуктов сго­рания данного топлива и окислителя (воздуха).

Зная Гпс, можно найти объемную долю воздуха в рабочих га­зах турбины:

'"в = * '"пс-

Однако для определения гпс необходимо рассчитать коэффици­ент избытка воздуха а.

Коэффициент избытка воздуха простой ГТУ без регенерации теплоты определяется двумя соотношениями

ОС t=

, QPHi1kc +

к.

Шт

. __ 1 I /WncЩ __j \ Щ 1 + Lq

\ /лг — /л0 / /лпс Lit

82

где Ic = mTic и /B=motB — мольные энтальпии продуктов сгорания и воздуха после компрессора; тг—тПсГис + тогв — молекулярная масса газа перед турбиной.

Одним из способов решения системы уравнений для определе­ния коэффициента избытка воздуха а является графический.

Определив коэффициент избытка воздуха а, можно найти ис­тинные значения гпс и гв.

Эффективную мощность ГТУ с учетом механических потерь и потерь воздуха на охлаждение и утечки можно определить по фор­муле

GB (I

(I + Ь) Як

Коэффициенты, характеризующие потери воздуха на утечки и охлаждение |0. обычно составляют 1—3%.

Остальные параметры ГТУ можно рассчитать пО приведенным ниже формулам.

Расход воздуха в камеру сгорания

Расход воздуха через компрессор

G.' = C?.(l + 6y)(l+5o). Расход топлива

ч В = GJ{aL0), или В = Gr/(1 +aL0). Мощность турбины

Мощность компрессора

Эффективный кпд газотурбинной установки

§ 26. Выбор температуры газа перед турбиной

Как уже отмечалось, чем выше температура газа Тс перед тур­биной, тем больше кпд ГТУ. Однако максимальная температура газа ограничена, что обусловлено прочностью лопаток газовой турбины. Температуру Тс можно выбрать, приближенно оценив на­пряжения в рабочей лопатке.

Напряжения растяжения, возникающие при вращении в корне рабочей лопатки (рис. 96):

0= \(гп* -

где ra=rJrK (ra, rn, rKотносительный радиус периферии, ради­усы периферии и корня рабочей лопатки); q — плотность матери­ала лопатки; ык — окружная скорость корневого сечения лопатки; k — коэффициент разгрузки.

Значение коэффициента k зависит от изменения площади по­перечного сечения лопатки по ее высоте и колеблется в пределах от 0,55 до 1.

Напряжения а в корневом сечении рабочей лопатки зависят от температуры газа Тс перед турбиной. Для определения этой зависимости необходимо связать окружную скорость корневого сечения ык с температурой газа перед турбиной. Окружную ско­рость ик можно оценить приближенно по формуле

k~l) sin «1

V.

Теплоперепад на первую ступень турбины можно приближен­но оценить по формуле

ры []

Перед расчетом необходимо выбрать гп2, *iK, ctiK, Qk и к. Кро­ме того, должны быть заданы давление рв и температура вперед компрессором Г а также частота вращения ротора. Если она не задана, выполняют несколько расчетов для ряда ее значений.

Расход газа при заданной мощности iVrry определяют по фор­муле

Каждому выбранному значению температуры газа Тс перед турбиной соответствуют определенные степень расширения в тур­бине 6=6опт и "удельная работа И, т. е. свои расходы. Задаваясь





Рис. 96. Размеры рабо­чей лопатки

То

Рис. 97. Графический способ опре­деления температуры газа перед турбиной

рядом значений Тс, получим зависимость ик от нее, которая позво­ляет связать напряжения растяжения а в корне рабочей лопатки с температурой Тс (кривая 1 на рис. 97). Для выбора температуры Тс необходимо сопоставить эти напряжения с допускаемыми которые, в свою очередь, зависят от температуры металла лопатки. Суммарные напряжения в корне рабочей лопатки ак складываются из напряжений растяжения а и изгибающих напря-* жений огиаг от воздействия потока газа:

сгк = о-Н-аизг.

Чтобы обеспечить надежную работу лопатки, ее нужно спроек­тировать так, чтобы напряжения ок были меньше допускаемых напряжений {ак]В условиях высоких температур прочность метал­ла прежде всего определяется пределом длительной прочности одп. Действующие в корне лопатки напряжения не должны превышать предела длительной прочности адп с учетом коэффициента запаса п, т. е. [а]^аю/п.

Сумма допускаемых напряжений растяжения [а] и изгиба Е<Тиэг] должна быть равна допускаемым напряжениям в корне рабочей лопатки: [<т]+[аиэг]=(!сУк]. Из этого условия можно получить допу­скаемые напряжения растяжения

Допускаемые напряжения изгиба обычно ориентировочно из­вестны.

Предел длительной прочности <тдп зависит от материала лопат­ки и ее температуры. Температура металла неохлаждаемой ло­патки в корневом сечении непосредственно связана с температу­рой газа перед турбиной Тс и равна температуре торможения газа на поверхности лопатки Tiv>*:

т _т •_т c'ik ..!.. г w*i*

о

я

где I — коэффициент восстановления, значение которого для ра­бочего тела газовой турбины немного меньше единицы.

Скорости ciK и Шщ можно выразить через окружную скорость ык, тогда

- ЛК - С Г о .

* • ZCp

где р = 1 — I^д:21к+2^iKЈOS сик-

Для выбранной температуры Гс находим температуру лопатки ^лк, по которой определим предел длительной прочности стда. За­тем, рассчитав допускаемые напряжения растяжения [о], получим в итоге их зависимость от начальной температуры газа Тс. Эта зависимость показана на рис. 97 в виде кривой 2. В точке пересе­чения кривых 1 и 2 напряжения растяжения в корне рабочей ло­патки равны допускаемым. Этой точке соответствует определенная температура газа перед турбиной Тс, которая выбирается в каче­стве рабочей.

§ 27. Тепловые диаграммы и их применение для расчета тепловых процессов в турбине и компрессоре

После определения температуры газа перед турбиной можно найти температуру воздуха за компрессором и турбиной, работа­ющей' на реальном газе, для чего используют таблицы термоди­намических свойств газов. При составлении этих таблиц предпо­лагается, что газ подчиняется уравнению состояния для идеаль­ных газов pv=RT, а его энтальпия (теплосодержание) и внут­ренняя энергия зависят от температуры.

Отношение давлений в конце р и начале р0 изоэнтропийного процесса связано с энтропией s следующим выражением:

lS-L= s 6 Рй 2.301Я '

Обозначим s/(2,301 R)=\gn0. Значение яо зависит только от температуры и его можно заранее рассчитать для любого газа. Кроме того, можно рассчитать зависимость энтальпии / (кДж/моль) каж­дой составляющей газовой смеси и воздуха от температуры. Для газовой смеси значения энтальпии /см и (lgito) см определяют по правилу смешения:

4м =

= 2 О Об «b

где г и / — объемная доля и индекс компонента смеси.

Так как газотурбинная установка работает на определенном виде топлива, предварительно необходимо определить его энталь­пию /см и (lgito) см. Результаты расчета могут быть представлены в виде таблиц или графиков. Графики зависимости /см и (igito)cM от температуры и относительного содержания воздуха гъ называ­ют тепловыми диаграммами топлива (рис. 98).



Рис. 98. Тепловая диаграмма топлива

Используя тепловую диаграмму, можно найти температуру воз­духа за компрессором и газа за турбиной, учитывая зависимость" их теплоемкости ср от температуры.

При изоэнтропийном сжатии в компрессоре можно записать следующее соотношение между я01 в начале процесс, л02 в конце его и степенью сжатия е:

86

При расчете процесса сжатия в компрессоре пользуются двумя кривыми на тепловой диаграмме — / и lgjio для чистого воздуха (гв= 100%). Схема использования тепловой диаграммы для оп­ределения воздуха за компрессором приведена на рис. 99, а.

По температуре воздуха

перед компрессором можно определить значение lgnoi, a зная е, найти lge и затем Igjto2- По значению Igno2 можно определить энталь­пию в конце теоретического процесса сжатия Гъ, а по Та узнать /о. Зная молекуляр­ную массу воздуха, определяют i'b и ta и располагаемый теплоперепад на компрессор hOl(=i'bк. Зная кпд комп­рессора, можно найти ис­пользованный теплоперепад:

Л«к= («V —VIk. а затем энтальпию воздуха за компрессором





Рис. 99. Схемы использования тепловой ди­аграммы для определения температуры воз­духа за компрессором (а) и газа за турби­ной (б)

Подсчитав по диаграмме ib, определяют Ть воздуха за компрессором.

При изоэнтропийном рас­ширении газа в турбине справедливо следующее со­отношение между тсоь Лог и степенью расширения а:

Для расчета процесса расширения газа в турбине на тепловой диаграмме также выбирают две кривые /см и (lgJto)cM, которые соответствуют заданному коэффициенту избытка воздуха а или, что то же самое, относительному содержанию воздуха в газе гв. Схема использования тепловой диаграммы для определения тем­пературы газа за турбиной приведена на рис. 99, б.

По температуре газа перед турбиной Тс находят lgitoi и /с, по степени расширения б определяют lg б, а затем lgn
Располагаемый теплоперепад на турбину

Зная кпд турбины tjt, находят использованный теплоперепад и энтальпию газа за турбиной при реальном процессе расширения

ia^ic — hir-

По значению id, зная молекулярную массу продуктов сгорания тпс, рассчитывают Id=idMuc, а затем по значению /<г с помощью тепловой диаграммы определяют температуру газа /
Контрольные вопросы

1. Какие виды топлива используются в ГТУ?

2. На какие зоны разделяется пламенная труба?

3. Какие устройства применяются для подачи жидкого и газообразного топ­лива в камеру сгорания?

4. Как зависит кпд камеры сгорания от температуры?

5. Для чего используется вторичный воздух в камере сгорания?

6. Что такое коэффициент избытка первичного воздуха?

7. Почему нельзя произвольно выбрать температуру газа перед турбиной?

8. Как определяют температуру газа за турбиной и воздуха за компрессо­ром?

Глава шестая

Охлаждение газотурбинных установок § 28. Система охлаждения

С ростом начальной температуры газов растет тепловая эконо­мичность цикла ГТУ и уменьшается расход воздуха. Вместе едем рост начальной температуры ограничен допускаемыми напряже­ниями в рабочих лопатках. В результате в ГТУ начальные темпе­ратуры газа значительно ниже теоретически возможных, т. е. тем­ператур сжигания топлива с минимальным избытком воздуха, необходимым только для его окисления.

\/ Охлаждение наиболее горячих элементов газовых турбин по­зволяет снизить их температуру при достаточно высокой темпера­туре газа. Однако применение охлаждения уменьшает полезную работу ГТУ, так как часть теплоты, отбираемая охлаждающей средой от газа, не может быть преобразована в механическую работу, В некоторых случаях, если используется теплота охлаж­дающей среды, возможно частичное уменьшение этих потерь.

Снижение температуры элементов газовой турбины в результа­те охлаждения позволяет поднять термодинамический потенциал цикла ГТУ за счет увеличения начальной температуры рабочего газа. Охлаждение целесообразно применять в том случае, когда выигрыш в кпд от возможного повышения начальных параметров рабочего газа больше потерь, .вызываемых охлаждением.

Система охлаждения должна удовлетворять следующим тре­бованиям:

температура металла охлаждаемых деталей должна быть та­кой, чтобы его прочностные свойства обеспечивали заданный ре­сурс работы;

градиенты температур охлаждаемых деталей не должны пре­вышать значений, при которых температурные напряжения дости­гают опасных значений или возникает возможность недопустимо­го коробления деталей;

затраты энергии на охлаждение должны быть значительно ни­же дополнительной полезной энергии, вырабатываемой ГТУ за счет увеличения начальной температуры рабочего тела.

Кроме того, система охлаждения не должна чрезмерно услож­нять конструкцию турбины и схему ГТУ и, как следствие, повы­шать ее стоимость, требовать вмешательства обслуживающего персонала при эксплуатации ГТУ и должна надежно работать при пусках, остановках и на переходных режимах.

В качестве примера рассмотрим систему воздушного охлажде­ния мощной газовой турбины, работающей при температуре око­ло 900° С (рис. 100).

Охлаждающая

Soda



Рис. 100. Схема системы охлаждения мощной газовой тур­бины

Воздух для охлаждения отбирается после компрессора и за двенадцатой и девятой его ступенями. Для охлаждения деталей турбины, работающих при высоких температурах, воздух подво­дится четырьмя потоками:

поток / — воздух из напорного патрубка компрессора вводится перед соплами, первой ступени, создавая заградительное охлажде­ние дна межлопаточного канала;

поток // — воздух из напорного патрубка компрессора (дополнительно охлажденный до температуры 176° С) идет к переднему концевому уплотнению, а затем — к первому ряду направляющих лопаток, диску первой ступени со стороны входа газов, внутренним элементам ротора и частично — к гребням дисков второй и треть­ей ступеней;

поток /// — воздух после двенадцатой ступени компрессора идет к обоймам направляющих аппаратов и гребням дисков вто­рой и третьей ступеней;

поток IV — воздух после девятой ступени компрессора идет к заднему торцу диска третьей ступени и к концевому уплотнению на выходе газов.

Такая система охлаждения обеспечивает работу установки в режиме, при котором температура металла ротора не превышает 315°С.

§ 29. Охлаждение корпуса газовой турбины

Охлаждение позволяет снизить температуру корпуса газовой турбины и изготавливать его из относительно дешевых металлов.

Для снижения температуры корпуса используют не только воз­душное охлаждение, но и с помощью специальных элементов кон­струкции (рис. 101) уменьшают к нему поток теплоты от газа.





Рис. 101. Схема охлаждения

корпуса газовой турбины: / — корпус, 2, 5 — теплоизоляция, 3 — отверстие для подвода охлаж­дающего воздуха, 4 — ребра, 5 — сегменты, 7 — обойма, 8 — сопловая лопатка

газ

Рис. 102. Охлаждаемая обойма: I — отверстия для подвода охлаждающего воздуха, 2 — обойма, 3 т- корпус турбины, 4 — сегменты сопловых лопаток, 5 — сопло­вые лопатки

Для этого на корпусе / выполняют ребра 4, на которых крепят разрезные обоймы 7 для установки сопловых лопаток 8.

Корпус и обоймы внутри покрыты теплоизоляцией 2. В обоймах крепятся сегменты 6, образующие стенку под рабочими лопатка"ми. Между сегментами и ребрами корпуса уложена теплоизоляция 5. Чтобы еще больше уменьшить приток теплоты к корпусу, в обра­зовавшиеся в нем полости через отверстия 3 поступает охлаждающий ребра и сегменты воздух, который через зазоры выбрасыва­ется в проточную часть турбины.

Для уменьшения притока теплоты к корпусу 3 турбины (рис. 102) в него устанавливают охлаждаемую обойму 2 с не­сколькими рядами сопловых лопаток 5, сегменты 4 которых кре­пятся в обойме. Охлаждающий воздух, проходя через отверстия / в сегментах, охлаждает их. Часть охлаждающего воздуха сбрасы­вается в проточную часть турбины через4 щели и создает охлаж­дающую пленку у торцовых поверхностей сопловых каналов и под рабочими лопатками. Входные и выходные патрубки корпуса обычно внутри защищают теплоизоляцией. Между слоем изоляции и корпусом также продувается воздух.

Особое внимание уделяют охлаждению внутренних (встроен­ных) подшипников, которые снаружи окружены воздухом после компрессора или горячим газом, имеющим высокие давление и температуру. Так как нагрев подшипников до этой температуры, а также попадание горячего газа недопустимы, их помещают в корпус специальной конструкции.

Охлаждение встроенного подшипника, расположенного между турбинами высокого (ТВД) и низкого (ТНД) давления показано на рис. 103. Подшипники роторов ТВД и ТНД заключены во внут­ренний масляный корпус 7 и наружный силовой корпус 3, покрытый внутри теплоизоляцией. Охлаждающий воздух через канал 4 поступает в камеру между силовым и масляным корпусами. Часть



Рис. 103. Охлаждение встроенного подшипника:

/ — камера подвода воздуха к уплотнениям турбин, 2 — камера отсоса воздуха от _ уплотнений турбин, 3, 7 — наружный силовой и масляный корпуса, 4 — канал для подвода охлаждающего воздуха, 5 — труба отвода воздуха, 6, 10 — роторы турбины и компрессора, 8, 9 — опорные подшипники

воздуха проходит в масляный' корпус и выбрасывается в атмосфе­ру через трубу '5, а оставшийся поступает через лабиринтовые уп­лотнения в камеры 2, которые также соединены с атмосферой.

Чтобы полностью предотвратить попадание горячих газов в подшипники, в камеру / со стороны ротора ТВД подается воздух после компрессора, а в такую же камеру со стороны ТНД посту­пает воздух из системы охлаждения ротора.

различные схемы



§ 30. Охлаждение ротора газовой турбины

В настоящее время широко используются охлаждения роторов газовых турбин.

Схема охлаждения ротора турбины продувкой воздуха через хвостовые крепления рабочих лопаток показана на рис. 104. Ох­лаждающий воздух подается через каналы 2 и, проходя между дефлектором (покрывным диском) 4 и диском 7, попадает в за­зоры хвостовиков 6 рабочих лопаток 5. Охлаждая хвостовики ра­бочих лопаток, воздух препятствует по­ступлению теплоты к ротору. Если ротор состоит из дисков с большим

6 полотном, такая система охлаждения оказывается недостаточной.

7Наибольшее распространение получили три схемы охлаждения дисков:

радиальным обдувом, струйное и ком­бинированное струйно-радиальное.

Радиальное течение охлаждающей среды в зазоре между корпусом и бо­ковыми поверхностями дисковых или барабанных роторов возникает во мно­гих конструкциях газовых турбин. Та­кое течение может быть направлено как от оси вращения ротора к пери­ферии дисков, так и в противоположную сторону. Пять типичных режимов

течения охлаждающей среды, возникающих при радиаль­ном обдуве, показаны на рис. Д05, а—-д. Возникновение обрат­ных течений возможно, если расход охлаждающей среды мал.

Вследствие закрутки потока возникает радиальный перепад давлений, 'вызывающий в пограничном слое на корпусе течение

Рис. 105. Схемы радиаль­ного течения охлаждаю­щей среды в зазоре меж­ду диском и корпусом турбины:

а, д - Kv =0, б, г - 0<К„ «»,

в — Kv=<x>; 1 — диск, 2

корпус турбины

от периферии диска к центру. Возникновению обратных токов пре­пятствует расходное течение. Увеличение расхода среды умень­шает закрутку потока и снижает перепад давлений. Характер те­чения в зазоре между диском и корпусом зависит от значения кинематического фактора:

Рис. 104. Охлаждение рото­ра турбины продувкой воз­духа через хвостовые креп­ления рабочих лопаток: / — ротор, 2 — канал для под­вода охлаждающего воздуха, 3 — корпус турбины, 4 — деф­лектор, 5 — рабочие лопатки, 6 — хвостовики лопаток, 7 — диски





где 1>г=(?ов/(ев2лгД) —расходная радиальная составляющая ско­рости в зазоре (Д — зазор между диском и корпусом).

V Разновидностью охлаждения радиальным обдувом является охлаждение с помощью специального покрывного диска — дефлек­тора (рис. 106). Такая схема охлаждения позволяет быть уверен­ным, что даже если в зазор между диском и корпусом проникнут горячие газы (это возможно при больших ,/(„), то они не будут перемешиваться с охлаждающим воздухом и, следовательно, на­гревать диск. Как правило, охлаждающий воздух после дефлектор





Рис. 106. Охлаждение диска с дефлектором:

/ — уплотнение, 2 — корпус, 3 — дефлектор, 4 — диск

Рис. 107. Формы каналов (а, б, в) и схема течения

воздуха (г) при струйном охлаждении диска:

/ — корпус, 2 —каналы для подвода охлаждающего воздуха,

~3 — диск

pa проходит через зазоры между хвостовиками рабочих лопаток и пазами диска, отводя часть теплоты, поступающей к диску, через перо рабочей лопатки.

у Струйное охлаждение применяют для резкого усиления тепло­обмена на ограниченной поверхности. В газовых турбинах обычно возникает необходимость охладить периферию диска (наиболее нагретую его часть). Струйное охлаждение позволяет, не повышая расхода охлаждающей среды, увеличить скорость ее натекания на поверхность диска.

Для этого охлаждающую среду подают через узкий кольцевой канал либо отдель­ными струями, вытекающими из располо­женных на одной окружности круглых или прямоугольных сопл (рис. 107, а г). В зоне, расположенной между осью вращения ротора и местом подвода воздуха, возника­ет циркуляционное течение, в которое, как правило, вовлекаются горячие газы из про­точной части турбины. Следовательно, при струйном охлаждении необходимо тщатель­но уплотнять приторцовую полость диска, отделяя ее от проточной части турбины.

В большинстве случаев как по условиям распределения темпе­ратур в диске турбины, так и по чисто конструктивным соображе­ниям нельзя применять чисто струйное охлаждение. Поэтому ис-

93



Рис. 108. Комбинирован­ное струйно-радиальное охлаждение диска:

/, 3 — каналы подвода ох*

лаждающего воздуха, 2 —

корпус, 4 — диск

пользуют комбинированное струйное охлаждение периферии диска и радиальный обдув его внутренней части (рис. 108). Такая схема охлаждения позволяет отбирать основное количество теплоты от диска в наиболее нагретой его части — местах крепления хвосто­виков рабочих лопаток.

Подбором расхода воздуха на радиальный обдув можно пред­отвратить или резко снизить приток горячих газов из проточной части турбины в зазор между диском и корпусом. Кроме того, соответствующее соотношение расходов воздуха на струйное и радиальное охлаждение обеспечивает необходимое распределение температур в диске.

§ 31. Охлаждение сопловых и рабочих лопаток

Сопловые и рабочие лопатки, непосредственно омываемые го­рячими газами, практически нагреваются до температуры тормо­жения газа Гг*. При охлаждении лопаток их температура Та ста­новится меньше температуры газа. Количество теплоты, поступающего газа к лопатке, зависит от разницы их температур и ко­эффициента теплоотдачи а:

где гл — площадь поверхности лопатки, омываемой горячим га­зом.

Поступающая к лопатке теплота Qa должна быть отведена ох­лаждающей средой, в качестве которой чаще всего используют воздух после компрессора. Охлаждающий воздух, проходя через специальные каналы в лопатках, нагревается, отбирая теплоту от лопатки. Нагрев воздуха зависит от его расхода GB, теплоемко­сти ср и количества отбираемой теплоты фл

QJljJ

Охлаждение должно обеспечивать необходимую температуру Тл металла лопаток и ее постоянство по их поверхности.

Схемы охлаждения лопаток газовых турбин классифицируют по конструктивным признакам, термодинамическим свойствам, ви­ду теплоносителя и др. Однако ни одна классификация не явля­ется универсальной.

Рассмотрим простейшие схемы тепло- и маслообмена в охлаж­даемых лопатках.

Для наружного охлаждения рабочих лопаток используют три схемы (рис. 109, а—в). При парциальном подводе (рис. 109, а) охладитель продувается через несколько сопловых каналов и ра­бочие лопатки охлаждаются, проходя через его поток. Охладитель можно также подводить внутри сопловых лопаток и впрыскивать в поток газа через щель в их выходной кромке (рис. 109, б). При индивидуальном наружном охлаждении рабочих лопаток 94

(рис. 109, в) охладитель через специальные каналы впрыскивается на поверхность каждой лопатки.

При заградительном охлаждении на поверхности Лопаток со­здается защитная пленка охладителя. Такая пленка может созда­ваться двумя способами: подачей охладителя через щели или от-





Рис. 109. Наружное охлаждение рабочих лопаток газовых турбин:

2 — парциальным подводом охладителя, б, в — впрыском охла­дителя в поток газа и на лопатку

верстия (рис. 110, а) либо продавливанием (эффузией) через пористое тело лопатки, изготовляемой по специальной технологии (рис. ПО, б). Кроме того, для уменьшения потока теплоты в ло­патку на нее наносят твердое покрытие низкой теплопроводности (рис. 111). Эти способы снижения потока теплоты используют как для рабочих, так и для сопловых лопаток.





Рис. НО. Заградительное охлаждение лопа­ток: а — пленочное, б — зффузионное

Рис. 111. Лопатка с твер­дым керамическим по­крытием:

/ — покрытие, 2 — тело> ло­патки

/ Виды внутреннего воздушного проточного охлаждения (рис. 112, ав) определяются прежде всего конструкцией самих лопаток и направлением движения охладителя. В лопатке с деф­лектором— полой тонкостенной вставкой (рис. 112, а) образуют­ся каналы для прохода охладителя, который течет в том же на­правлении, что и горячий газ, и выбрасывается через щель в вы­ходной кромке лопатки. В лопатке с наружной тонкостенной гиль­зой (рис. 112, б) также образуются каналы для прохода охлади­теля, который сбрасывается через выходную кромку.

Монолитная лопатка, внутри которой вблизи поверхности вы­полнены для прохода охладителя каналы, идущие от ее корня к вершине, показана на рис. 113, в. Охладитель в этом случае течет в каналах между дефлектором И телом лопатки. В местах наибольших значений коэффициента теплоотдачи от газа к лопатке охладитель выводится на ее поверхность и создает тон­кую пленку.







Рис. 116. Проточное воздушное охлаждение рабочих лопаток:

а — через радиальные отверстия, 6 — с выходом охлаждающего воз­духа через тело и выходную кром­ку; / — перо, 2 — хвостовик

Рис. 117. Комбинированное воздуш­ное охлаждение сопловых лопаток с одним (о) и двумя (б) дефлекторами;

/ — тело лопатки, 2 — дефлекторы

§ 32. Распределение температур в элементах ГТУ

Рабочие лопатки многих газовых турбин охлаждаются отво­дом теплоты через корень (корневое охлаждение). В этом случае температура лопаток изменяется по их высоте. Наименьшая тем­пература будет в корневом сечении. На небольшом расстоянии дт

корня температура лопатки ста­новится равной температуре тор­можения газа.

Распределение температур в рабочей лопатке при корневом охлаждении показано на рис. 118, а, б. В корневом сечении гк тем­пература лопатки Гдк. На графике по оси ординат отложено рассто­яние и, отсчитываемое от корня вдоль пера лопатки, а по оси абс­цисс—температура лопатки Тл, которую приближенно можно рассчитать по формуле rp . ch /я (/ — х)



Рис. 118. Рабочая лопатка (а) и

распределение в ней температур

при корневом охлаждении (б)

Т —Т *•

1 л — * г

ch ml

где /=rn —/„ — высота лопатки; m~~}/a.Un/(f}I'k) — величина, за­висящая от интенсивности теплообмена между газом и пером ло­патки и теплопроводности ее корневого сечения (/л и (/л — пло­щадь поперечного сечения и периметр профиля корня лопатки; X — теплопроводность материала лопатки).

Температуру сопловых и рабочих лопаток, охлаждаемых внут­ри, можно приближенно рассчитать по формуле ,

где Гв — температура охлаждающего воздуха; ав — коэффициент теплоотдачи от охлаждающего воздуха к поверхности лопатки.

Таким образом, для определения температуры лопатки необ­ходимо знать не только температуру таза и коэффициенты тепло­отдачи от него к лопатке, но и температуру воздуха и коэффици­енты его теплоотдачи. Внутри лопатки воздух проходит довольно сложный путь, его температура постоянно увеличивается й при­ближенно составляет

где Гв0 — температура воздуха на входе в охлаждающие каналы; к — расстояние от начала каналов по направлению течения воз­духа.

Значение s зависит от коэффициентов теплоотдачи газа и воз­духа, расхода воздуха, его теплоемкости и периметра UB охлаж­дающего канала:

s •= UB

98

(« + «в)

Диски газовых турбин нагреваются теплотой, которая переда­ется им газом через рабочие лопатки и поверхности межлопаточ­ных каналов. Эта теплота отбирается с боковой поверхности дис­ков охлаждающим воздухом, а также при продувке воздуха через зазоры в хвостовиках рабочих лопаток. Распределение темпера­тур в дисках зависит от интенсивности их нагрева, конструкции, а также хвостового крепления рабочих лопаток, расхода охлаж­дающего воздуха, схемы охлаждения и др.

Система охлаждения должна не только обеспечивать приемле­мую температуру дисков, но и необходимое ее распределение.

Сопоставим распределение температур при струйном и ради­альном охлаждении диска (рис. 119). По оси абсцисс отложен радиус диска г, а по оси ординат — его температура Гд. Если си­стемы охлаждения сконструированы так, что температуры пери­ферии дисков Гид одинаковы, то при этих способах охлаждения распределения температур значительно отличаются.

При струйном охлаждении "слишком нагретой оказывается центральная часть диска, в которой напряжения, возникающие при вращении, наибольшие, а при радиальном эта часть переохлажде­на. Большая разница температур между периферией диска и цент­ром приводит к появлению больших температурных напряжений, которые суммируются с растягивающими напряжениями, возника­ющими при вращении диска.

Обычно выбирают такую систему охлаждения, которая снижает температуру периферии диска до заданного значения Тпд и не вызывает появления больших температурных напряжений.

Особенно большие температурные напряжения могут возникать в лопатках и дисках, при пусках ГТУ.

В лопатках (рис. 120, а) при нагреве горячими газами быстрее всего прогреваются входные и выходные кромки, а более массив­ная средняя часть прогревается медленнее. Перед пуском ГТУ





Рис. 119. Диск ,.(а) и распределение-

температур в нем (б) при струйном

(кривая /) и радиальном (кривая 2)

охлаждении

Рис. 120. Лопатка (а), распределение температур в ней при прогреве вдоль скелетной линии (б) и изменение пе­репада температур Д Г в зависимости от времени (в)

(т=0) лопатка имеет температуру Тл0. Распределение температур вдоль скелетной линии сплошной лопатки в различные моменты времени Ti — Т5 показано на рис. 120, б.

По мере нагрева лопатки разница температур ДГ наиболее и наименее прогретых ее частей вначале увеличивается (рис. 120, в), а затем начинает уменьшаться и через некоторое время, когда лопатка оказывается полностью прогретой, становится равной ну­лю. В тот момент, когда разница температур становится макси­мальной (АТтах), в лопатке возникают наибольшие температур­ные напряжения: в кромках — сжимающие, а в массивной части — растягивающие. Чем быстрее пускается ГТУ, т. е. чем быстрее растет температура газа перед турбиной, тем больше разница температур ДГтах и, следовательно, температурные напряжения.

Аналогичная картина наблюдается при прогреве дисков на пусковых режимах. Периферия диска прогревается быстрее, а цент­ральная часть — медленнее (рис. 121, а, б). Так же как в лопат­ке, в некоторый момент времени разница температур периферии и центра диска достигает. наибольшего значения ATmax., Наиболь­шими в этот момент будут и темпера­турные напряжения. Причем у пери­ферии диска они будут сжимающими, а в центре—растягивающими.

При слишком больших скоростях пуска (т.е. подъема температуры газа перед турбиной) температурные нап­ряжения могут достигнуть значений, при которых материал дисков и лопа­ток начнет пластически деформиро­ваться. При повторении таких пусков в лопатках вследствие малоцикловой усталости металла могут появиться трещины, которые при последующих пусках под действием сил, возникаю­щих при вращении, быстро развива­ются и вызывают разрушение лопат­ки или диска.



Рис. 121. Диск (а) и распре­деление в нем температур при прогреве (б)

Контрольные вопросы

1. Каково назначение систем охлаждения?

2. Как охлаждается корпус газовой турбины?

3. Как подается воздух для охлаждения ротора газовой турбины?

4. Какие способы охлаждения сопловых и рабочих лопаток вы знаете?-

5. Как изменяется температура лопаток дисков при пуске ГТУ?

Глава седьмая

Переменные режимы работы газотурбинных установок

§ 33. Работа газовых турбин при частичных нагрузках

В зависимости от схемы ГТУ в них применяют одну, две или три газовые турбины,' которые могут быть включены последова­тельно или параллельно и установлены на одном или на разных валах. Камеры сгорания располагают перед каждой газовой тур­биной или только перед первой.

Относительный расход газа через турбину при частичных на­грузках можно рассчитать по формуле

>2-1 \1,2

где бо и б— степени расширения газа в турбине при расчетном режиме и режиме частичной нагрузки.

Эта формула справедлива для турбин, которые имеют более трех ступеней' и значительную степень реактивности.

Изменение кпд турбины при частичных нагрузках прежде все­го зависит от режима работы ее средней ступени. Кпд любой сту­пени существенно зависит от величины ха=и1са. Если эту величи­ну на расчетном режиме обозначить через хол, отношение Ua/*oa)cp для средней ступени будет зависеть от относительной частоты вращения и относительного располагаемого тепло перепада на турбину:

/ха\ = _я_ /Я»,ту.»

\*оа/ср Яо \//Ог I

где Я°от и Hoi — располагаемые тепло перепады на турбину при расчетном режиме и режиме частичной нагрузки.

Зависимость кпд турбины от отношения (д;а/-«оа)ср рассчитыва­ют заранее. С помощью этой зависимости и формулы для опреде­ления относительного расхода газа через турбину G можно при любых частоте вращения, степени расширения газа б, начальном давлении рй и температуре Тс определить расход газа и кпд от­дельной турбины.

Если две турбины включены последовательно и между ними нет камеры сгорания, массовые расходы газа через них одинако­вы. Температура газа перед второй турбиной равна температуре газа после первой. Степени расширения 6i и бг первой и второй турбин связаны с общей степенью расширения ГТУ:

Если известен режим работы первой турбины, можно опреде­лить режим работы второй. Приведенный расход газа через вто­рую турбину можно определить по формуле

ваЫОа

где Gni и 61 — приведенный расход и степень расширения в первой турбине; т]п — политропический кпд турбин.

Степень расширения во второй турбине можно определить по формуле .

Отношение теплоперепадов двух турбин зависит от степени расширения в них газа:

При уменьшении расхода во второй турбине ее степень расширения бг, теплоперепад Я2 и, следовательно, мощность уменьша­ются гораздо больше, чем в первой. Таким образом, при последо­вательной работе режим турбины низкого давления изменяется сильнее, чем турбины высокого давления. Если между турбинами установлена промежуточная камера сгорания, диапазон регули­рования нагрузок ГТУ становится больше. В этом случае темпе­ратура перед второй турбиной Та определяется не только режимом работы турбины высокого давления, но и может быть изменена произвольно в результате изменения подачи топлива во вторую камеру сгораний. Тогда соотношения между приведенными расхо­дами, степенями расширения и теплоперепадами первой и второй турбин приобретут вид:

"10

С1

( Ч\2 / Si2 ~ ' ) Те* Тс19 I 80 - 1. Л /8210 \«.

я.

т ~Т~а

Промежуточный подогрев газа позволяет перераспределять мощности, вырабатываемые турбинами высокого и низкого дав­ления, регулируя температуру Тс2 изменением подачи топлива в камеру сгорания.

§ 34. Работа компрессоров при частичных нагрузках,

В зависимости от схемы ГТУ может работать с одним, двумя или тремя компрессорами. Как правило, компрессоры устанавли­вают последовательно, располагая между ними, если необходимо, промежуточные охладители воздуха. Массовые расходы воздуха (без учета утечек) через все компрессоры одинаковы. Обозначим индексом 1 величины, относящиеся к компрессору низкого давле­ния (первому), а индексом 2 — к компрессору высокого давления (второму). Приведенные расходы воздуха через компрессоры свя­заны следующим соотношением:

= Gn

М Л/ Та2

«1 У Tail

Общее отношение давлений е при режиме частичной нагрузки связано со степенями сжатия ei и ег в первом и втором компрес­сорах следующим выражением:

е =

где Яв — коэффициент, учитывающий потери давления в воздуш­ном тракте.

Если известен приведенный расход Gm компрессора низкого давления, то по его характеристике можно найти ei. Чтобы рас­считать приведенный расход компрессора высокого давления, нужно знать температуру Та1 и Та2 перед обоими компрессорами и степень сжатия ею в первом компрессоре на расчетном режиме.

Если между компрессорами установлен промежуточный охла­дитель, можно приближенно считать, что температура перед вто­рым компрессором постоянна Та2~Та2о. Температуру воздуха пе­ред первым компрессором можно считать не зависящей от режима работы: Ta&Taio, В этом случае приведенные расходы связаны соотношением:

Если промежуточного охладителя нет, температура воздуха Таг перед вторым компрессором равна температуре воздуха Ты за первым и зависит от режима работы:

Зная еь Tai и"т|и первого компрессора, можно рассчитать Taz-

Эти формулы позволяют определить приведенный расход Gnz компрессора высокого давления и по его характеристике найти ег, а затем рассчитать общую степень сжатия е.

Так определяют расход компрессора высокого давления и об­щую степень сжатия на режиме частичной нагрузки.

При совместной работе обоих компрессоров с постоянной час­тотой вращения диапазон изменения расходов оказывается, зна­чительно меньше, чем при работе одного компрессора. Если пер­вый компрессор работает при переменной частоте вращения, а второй при постоянной то совместная их работа возможна при большом изменении частоты вращения ротора первого компрессо­ра. Если оба компрессора работают при переменных, но одина­ковых частотах вращения, диапазон изменения степени сжатия и расхода становится меньше, чем в предыдущем случае.

§ 35. Режимы работы ГТУ при частичных нагрузках

Даже рассчитав возможные режимы работы турбин к компрес­соров, необходимо, для определения зоны возможных режимов работы ГТУ ввести дополнительные ограничения.

Совмещенные характеристики компрессора и турбины простой ГТУ показаны на рис. 122, на котором приведены кривые 1—6, ограничивающие зону возможных режимов ее работы.

Кривая 1 соответствует границе помпажа. Слева от нее — зона неустойчивой работы. Работа ГТУ 7 непосредственно на границе помпажа недопустима. Режим работы должен быть таким, чтобы до границы помпажа оставался некоторый запас по расходу и степени сжатия Кривая 3 соответствует границе возможных режимов работы ГТУ вблизи помпажа.

Кривая 2 соответствует такой минимальной частоте вращения «mm ротора компрессора, при которой в камеру сгорания пода­ется достаточно воздуха, чтобы поддерживать устойчивый режим горения.

Кривая 4 представляет собой характеристику турбины при максимально допустимой температуре газа Гстах перед ней. По

emit





n.-comt

Рис. 122. Зона допустимых жимов работы ГТУ при - Рис. 123. Изменение режима работы ГТУ ре­./-граница помпажа. г-линия постоянной частоте вра-

постоянной минимально допустимой щения ротора

частоты вращения ротора, 3 — гра­ница режимов работы с запасом по

покпажу, 4 — линия постоянной

максимально допустимой темпера­туры газа перед турбиной, 5 —ли- _. ння рабочей частоты вращения ро­тора, в — линия минимально до­пустимой температуры газа перед турбиной

условиям прочности лопаток газовой турбины поднимать темпера­туру газа выше Тещах нельзя.

Кривая 5 соответствует постоянной частоте вращения ротора, равной расчетной частоте пр. По условиям прочности рабочих ло­паток ротора турбины и компрессора увеличивать частоту враще­ния нельзя.

Кривая 6 также представляет собой характеристику турбины, но при минимально допустимой температуре газа перед ней Тсш При этой температуре еще обеспечивается устойчивое горение в камере сгорания.

Таким образом, зона, ограниченная кривыми /, 3, 4, 5, 6, явля­ется зоной возможных режимов работы ГТУ (на рис. 122 заштри­хована).

Режимы частичной нагрузки в основном возникают потому, что необходимо изменить вырабатываемую ГТУ мощность, которая зависит от удельной полезной работы Я и расхода G рабочего тела: N=GH. Очевидно, что изменять мощность ГТУ можно, из­меняя расход рабочего тела G, удельную полезную работу Я или оба эти параметра.

'.. Изменение мощности ГТУ изменением только расхода или удельной полезной работы называют соответственно количествен­ным и качественным способами регулирования. При одновремен­ном изменении этих параметров регулирование мощности назы­вают смешанным.

Количественный способ регулирования мощности наиболее эко­номичен, так как позволяет поддерживать" расчетные отношения температур т и давлений е в ГТУ. При этом кпд ГТУ сохраняется максимальным. Однако практически реализовать такой способ регулирования можно только в ГТУ замкнутого цикла. Удаляя из тракта ГТУ или прибавляя в него рабочее тело, можно изме­нять массовый расход G. При этом давление во всем тракте будет изменяться пропорционально изменению расхода, а отношение давлений е сохраняться постоянным. Температуру перед газовой турбиной можно держать постоянной, регулируя расход топлива, а перед компрессором—регулируя расход охладителя.

Качественный способ регулирования наименее экономичен, так как удельную полезную работу Н можно изменить, только умень­шая температуру газа перед турбиной, что снижает термодинами­ческий кпд цикла ГТУ. Кроме того, при уменьшении температуры газа снижается давление перед турбиной. В результате изменя­ется степень сжатия е и падает кпд ГТУ, так как режим ее работы становится неоптимальным.

\/ В реальных ГТУ открытого цикла можно осуществлять только смешанное регулирование. Дело в том, что, по крайней мере, два ■ параметра не могут быть изменены произвольно — температура и давление воздуха перед компрессором, так как они определяются лишь состоянием атмосферного воздуха. При любом изменении температуры перед турбиной изменяются степень сжатия е и расход рабочего тела G.

Характер изменения расхода и кпд ГТУ зависит от ее схемы и типа потребителя мощности. Рассмотрим поведение простой ГТУ при двух типах потребителей мощности: с постоянной и перемен­ной частотой вращения ротора.

Допустим, что простая ГТУ работа на расчетном режиме, ко­торый на рис. 123 изображается точкой О на пересечении харак­теристик компрессора при частоте вращения, равной расчетной «р, и турбины при температуре газа перед ней, равной расчетной 1 Ср. Чтобы уменьшить мощность ГТУ, необходимо уменьшить рас­ход топлива и снизить температуру газа перед турбиной до неко­торого значения Тс<7ср. Этой температуре будет соответствовать новая характеристика турбины (пунктирная линия на рис. 123). Характеристика компрессора останется той же, так как частота вращения не изменялась. Новый режим работы ГТУ будет соот­ветствовать точке / пересечения этих характеристик.

Оказывается, что при уменьшении мощности простой ГТУ, ра­ботающей при постоянной частоте вращения, расход рабочего тела должен возрасти: Gi>G. Это объясняется тем, что при снижении г температуры газа перед турбиной, ротор которой вращается с постоянной частотой, ее гидравлическое сопротивление уменьшает­ся, В результате того что расход рабочего тела увеличивается, температуру газа перед турбиной приходится снижать так, чтобы уменьшение удельной полезной работы Н было значительнее уве­личения расхода и мощность ГТУ действительно уменьшалась.

Если простая ГТУ работает с пере­менной частотой вращения (например, для привода нагнетателя природного газа), то совместный режим работы турбины и компрессора определяется характеристикой потребителя мощнос­ти. Линия их совместной работы по­казана на рис. 124 штрих пунктиром. При изменении мощности ГТУ изме­нится также частота вращения ротора: при ее уменьшении снизится расход рабочего тела. Таким образом, в дан­ном случае расход изменяется в ту же сторону, что и мощность. При этом уменьшать удельную полезную работу

Н так же значительно, как в первом случае, не нужно. Следова­тельно, меньше изменится температура газа перед турбиной и значительно меньше будет изменение кпд ГТУ. Введение регене­рации приводит к еще более устойчивому сохранению кпд ГТУ при изменении нагрузки.

Как уже отмечалось, характер изменения расходов и кпд ГТУ также зависит от ее схемы. Чтобы повысить кпд ГТУ на частич­ных нагрузках, создают двух- и трехвальные установки.



Рис. 124. Изменение ре­жима работы ГТУ при переменной частоте вра­щения ротора

.1 2

Y

3 1

«V,



-1

с)

i)



Рис." 125. Варианты компоновки агрегатов двухвальной ГТУ:

а, 6 — с последовательно работающими турбинами, в — с параллельно работающими, турби­нами; / — компрессор, 2, 3 — турбины высокого и низкого давления, 4 — камера сгорания, 5 — регенератор, 6 — турбина привода компрессора, 7 — силовая турбина

Рассмотрим особенности работы двухвальной ГТУ, состоящей из одного компрессора, двух турбин и одной камеры сгорания при трех возможных схемах их компоновки (рис. 125, а—б). После компрессора воздух попадает в регенератор, а затем — в камеру

сгорания. Компрессор расположен на свободном валу, к которому не подсоединен потребитель мощности. Для привода компрессора и потребителя мощности используются разные турбины.

При первом варианте компоновки (рис. 125, а) компрессор вращает турбина высокого давления, при втором (рис. 125, б) — турбина низкого давления, а при третьем (рис. 125, в) —обе тур­бины работают параллельно, причем одна служит для привода компрессора, а вторая — потребителя мощности.

В первом случае (рис. 125, а) компрессор потребляет мощность турбины высокого давления. При переменном режиме ее мощность изменяется меньше, чем мощность турбины низкого давления, ко­торая несет полезную нагрузку. Следовательно, расход воздуха, который выдает компрессор, будет изменяться незначительно и в основном изменение полезной мощности будет происходить в_ ре­зультате уменьшения теплоперепада в турбине низкого давления.

Во втором случае (рис. 125, б) даже относительно небольшое изменение полезной мощности вызовет существенное изменение расхода воздуха, так как турбина высокого давления вырабаты­вает полезную мощность, а турбина низкого давления приводит в действие компрессор. Следовательно, изменение полезной мощно­сти будет происходить в основном в результате изменения расхода рабочего тела.

Сопоставление первого и второго, вариантов компоновки агре­гатов показывает, что регулирование мощности ГТУ при втором варианте ближе к количественному способу, а следовательно, ее кпд на частичных нагрузках должен быть больше. Этот вывод подтверждается расчетами и экспериментами.

Однако в основном распространение получил первый вариант компоновки агрегатов, так как при втором варианте ГТУ имеют ограниченный диапазон изменения мощности. Это происходит вследствие того, что при снижении полезной, нагрузки резко умень­шается расход воздуха через компрессор и он при полезной на­грузке, немного меньшей, чем половина номинальной, попадает в помпаж; Чтобы ГТУ работала при меньшей мощности, необходимо открыть противопомпажные клапаны, что резко снижает ее кпд.

Третий вариант компоновки агрегатов ГТУ (рис. 125, в) близок по схеме к одновальной ГТУ, работающей с переменной частотой вращения. Однако он не получил распространения из-за того, что обе турбины срабатывают полный теплоперепад и число ступеней в каждой из них равно сумме ступеней турбин высокого и низкого давления при первом варианте компоновки, а следовательно, из­готовление их обходится дороже. При этом турбина, служащая для привода потребителя мощности, вырабатывает примерно треть мощности и потребляет около трети расхода рабочего тела, в ре­зультате чего ее лопатки должны быть короткими, что уменьшает кпд.

Для получения высокого кпд ГТУ в широком диапазоне изме­нения полезной мощности применяют трехвальные ГТУ (рис. 126), турбины 4, 3 и 2 которых последовательно соединены газовым

трактом. Эти турбины механически не связаны между собой, ра­ботают при разных изменяющихся частотах вращения и имеют общую камеру сгорания 9 и один регенератор 8 перед ней. Компрес­сорная группа состоит из трех последовательно соединенных воздушным трактом и также механически не связанных между собой компрессоров 1, 6, 5. Компрессор 1-й турбина 2 низкого давления образуют один компрессорный вал, а компрессор 5 и турбина 4 высокого давления — второй; на третьем валу располо­жены компрессор 6 и турбина 3 среднего давления, а также по­требитель полезной мощности.

Объединение турбин и компрессоров в такие группы обеспечи-



Рис 126. Схема трехвальной ГТУ:

/, 5, 6 — компрессоры низкого, высокого и среднего дав­ления, 2. 3, 4— турбины низкого, среднего и высокого давления, 7 — охладитель, в — регенератор, 9 — камера сгорания

вает устойчивый кпд и широкий диапазон регулирования нагру­зок. При изменении нагрузки мощность турбины низкого давления изменяется наиболее сильно, что позволяет в достаточно широких пределах изменять расход воздуха в результате изменения режи­ма работы компрессора низкого давления. Вместе с тем компрес­сор высокого давления работает при гораздо меньшем изменении частоты вращения, так как приводом ему служит турбина высо­кого давления, режим работы которой изменяется меньше, чем двух других турбин.

Контрольные вопросы

1. Чем отличаются количественный и качественный способы регулирования ГТУ?

2. Почему нельзя уменьшать расход воздуха через компрессор до нуля?

3. Как изменяются расходы рабочего тела при режимах частичных нагрузок ГТУ, предназначенных для привода электрических генераторов и нагнета­телей природного газа?

Слив топлива из транспортных ^цистерн

1   2   3   4   5   6


На рис. 92 по оси ординат отложена степень сжатия е, а
Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации