Новини освіти і науки:

G+

Тлумачний словник
Авто
Автоматизація
Архітектура
Астрономія
Аудит
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Винахідництво
Виробництво
Військова справа
Генетика
Географія
Геологія
Господарство
Держава
Дім
Екологія
Економетрика
Економіка
Електроніка
Журналістика та ЗМІ
Зв'язок
Іноземні мови
Інформатика
Історія
Комп'ютери
Креслення
Кулінарія
Культура
Лексикологія
Література
Логіка
Маркетинг
Математика
Машинобудування
Медицина
Менеджмент
Метали і Зварювання
Механіка
Мистецтво
Музика
Населення
Освіта
Охорона безпеки життя
Охорона Праці
Педагогіка
Політика
Право
Програмування
Промисловість
Психологія
Радіо
Регилия
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Технології
Торгівля
Туризм
Фізика
Фізіологія
Філософія
Фінанси
Хімія
Юриспунденкция

Постійного горіння

Високотемпературні і інші цикли ГТУ

Лекція №8

Список використаної та рекомендованої літератури

І. Цивільний кодекс України //www.rada.gov.ua

2. Господарський кодекс України //www.rada.gov.ua

3. Цивільно-процесуальний кодекс України //www.rada.gov.ua

4. Господарський процесуальний кодекс України //www.rada.gov.ua

5. Кодекс законів про працю України //www.rada.gov.ua

6. Кримінальний кодекс України //www.rada.gov.ua

7. Загальне положення про юридичну службу міністерства, іншого органу виконавчої влади, державного підприємства, установи та організації (затверджено постановою Кабінету Міністрів України від 26.11.2008 №1040) //Офіційний вісник України вiд 15.12.2008 - 2008 р., № 93, ст. 3068.

Циклиз високотемпературним стисненням. Як вже було показано, чим вища середньодинамічна температура підведення тепла в циклі Т_1ср, тим вище його термічний к.к.д. і тим, як правило, вище ефективний к.к.д. установки.

Величина Т1ср відповідає середній величині між верхньою температурою циклу Т₃ = Т_max і температурою початку підведення тепла палива Т_нач.За наявності регенерації Т_нач представляє температуру регенеративного підігріву повітря відпрацьованими газами, а при її відсутності — температуру кінця стиснення повітря в компресорі T₂. При дуже високих ступенях стиснення досягається висока Т₂, перевищуюча температуру газів Т₄, що йдуть (мал. 3.15, а). В цьому випадку регенерація виявляється неможливою. Низька температура газів, що йдуть, Т_ух в цьому випадку забезпечується великим ступенем розширення газу.

Застосовуючи надвисокий тиск в кінці стиснення (до 15,0 МПа), можна здійснити багатократне підведення тепла в циклі без регенерації при помірних значеннях температури газів, що йдуть. В таких випадках опиняється вигідним поєднання проміжного охолоджування в області низького тиску повітря, що стискається, з високотемпературним стисненням в зоні високого тиску.

Ефективний к.к.д. газотурбінних установок при роботі по циклу, зображеному на мал. 3.15, би, може досягати 35—38% і більш.

Разом з тим цикли з високотемпературним стисненням виявляються вельми чутливими до внутрішніх втрат при стисненні і розширенні. Високий ефективний к.к.д. і економічна доцільність їх здійснення досягаються тільки при значеннях η_оі компресора і газових турбін не нижче 0,9. Чим вище значення вказаних к.к.д., тим вище ефективність таких циклів в порівнянні із звичайними.

Цикли високотемпературних ГТУ з охолоджуваними турбінами.Прагнення підвищити термічний к.к.д. циклів газотурбінних установок привело до вживання надвисоких температур газу на вході в газові турбіни, що доходять до 1100—1200°С. Проте оскільки робочі лопатки турбіни по умові механічної міцності вживаних сталей не дозволяють підняти їх температуру вище 600— 650°С, стає обов'язковим охолоджування металу проточної частини таких турбін.

В даний час розроблена велика кількість систем охолоджування, які можна розбити на три групи: зовнішнє охолоджування лопаток і сопел; внутрішнє охолоджування (повітряне або рідинне); охолоджування тепловідводом в корінь лопаток. Якнайкращими є перші дві групи способів, дозволяючі підняти початкову температуру газу до 1100—1200 °З і навіть до 1300°С при рідинному охолоджуванні. Охолодження тепловідводом в корінь лопаток застосовне тільки при температурі газу, не перевищуючої 800—900°С.

У високотемпературних газових турбінах втрати тепла на охолоджування залежать від температури газів і допустимої температури поверхні лопаток і доходять до 5—8% від теплоперепаду, що використовується. Це призводить до того, що для кожного типу такої ГТУ з'являється гранична верхня температура газів, перевищення якої дає перепал палива.

На мал. 3.16 приведено дві принципові схеми високотемпературних газотурбінних установок з охолоджуваними турбінами, відмінні між собою системами охолоджування. В схемі 3.16, а охолоджування робочих і направляючих лопаток проводиться за допомогою вбудованого в газову турбіну охолоджувача (води або пари), а в схемі на мал. 3.16,6 — за допомогою «холодного» повітря, відібраного після компресора перед регенератором.

Це повітря після охолоджування лопаток змішується з продуктами згоряє, що працюють в турбіні, і бере участь потім в роботі подальших ступенів. В обох випадках робочий процес в турбіні відрізняється від звичайної (адіабатного) наявністю ділянки із зменшенням ентропії.

На мал. 3.17 показаний реальний цикл 1234 таких установок, де штриховою лінією нанесені ізоентропії стиснення 12s і розширення 34s. Штрихова лінія 34 відповідає адіабатному розширенню з тертям за відсутності охолоджування проточної частини турбіни. Як видно з малюнка, наявність охолоджування викликає зсув кривої процесу розширення вліво і приводить до пониження температури газів на виході з турбіни від T_4’ до Т₄. За наявності регенерації це приводить до зменшення величини q_рег(на ∆q_рег), зниження температури повітря перед камерою згоряє і відповідного збільшення тепла q₁, що підводиться. Додаткова витрата тепла палива ∆q₁ рівний величині ∆q_рег і може бути розрахований через зменшення ентальпії відпрацьованих газів:

(3.41)

де с_р— середня теплоємність відпрацьованих газів на ділянці 44'.

Відведена теплота при охолоджуванні лопаток q_ох рівна пл. 3455'4', тобто більше ∆q_рег на величину, відповідну пл. 434'.

Робота газової турбіни по балансу енергії

Робота компресора, як і для звичайних циклів.

Підведене в циклі тепло палива

Відповідно цьому внутрішній к.к.д. циклу

(3-42)

Вся трудність розрахунку по (3.42) полягає у визначенні дійсного значення ентальпії i₄, залежної від величини тертя і охолоджування на кожному елементі процесу розширення. При розрахунку реальних циклів ця трудність може бути подолана, якщо допустити, що робочий процес 34 здійснюється в турбіні з нескінченним числом ступенів [6]. Тоді дійсна робота потоку в ступені при розширенні газу на величину dр складе

де — відносний к.к.д. процесу розширення, званий часте політропним к.к.д.; dhs — ізоентропійний перепад.

Кількість тепла, відведена на охолоджування, можна вважати пропорційною різниці температур між газом і охолоджуваною поверхнею лопатки (Т — Т_л),

де з — коефіцієнт інтенсивності охолоджування. Згідно першому закону термодинаміки

або з урахуванням вище приведеного

Рахуючи с_р і з постійними і допускаючи , одержимо

і після інтеграції

(3.43)

Враховуючи, що відношення р₃/p₄ є ступенем розширення , з (3.43) знайдемо значення температури газу на виході з охолоджуваної турбіни

(3.44)

де

Дійсну роботу газу в турбіні виразимо за допомогою політропного к.к.д :

Інтегруючи dl в межах від Т3 до Т4 і потім підставляючи сюди значення Т4 з (3.44), одержимо

(3.45)

де

Робота компресора визначається так само, як і для ГТУ з неохолоджуваною турбіною, тобто

(3.46)

При цьому формула внутрішнього к.к.д. реального циклу ГТУ з охолоджуваною турбіною прикмет вигляд:

(3.47)

Формула (3.47) дозволяє знайти оптимальне значення ступеня підвищення тиску _опт, при якому досягається максимальний внутрішній к.к.д. циклу ГТУ. Рішення такої задачі відноситься до спеціального курсу газових турбін.

Важливою особливістю циклів охолоджуваних ГТУ є наявність оптимального значення верхньої температури циклу Т3. Це пояснюється тим, що підвищення Т3 не тільки збільшує той, що використовується в турбіні h_Т, але обов'язково викликає необхідність посилення охолоджування лопаток і збільшення .

Різне збільшення і , що відбувається при підвищенні Т₃, приводить до наявності оптимального значення цієї температури, при якому досягається максимум внутрішнього к.к.д. циклу. Очевидно, що для кожної системи охолоджування, тобто для кожної залежності , буде своє оптимальне значення Т₃. Наприклад, вже при Т₃= 1500 До вплив q_ох виявляється настільки великим, що подальше збільшення Т₃не приводить до підвищення .

Аналогічним виявляється вплив збільшення числа ступенів відведення тепла z: чим більше z, тим більше . Це призводить до того, що в циклах охолоджуваних ГТУ застосовують тільки однократне підведення тепла.

Особливості розрахунку реальних високотемпературних процесів в газових циклах.В технічній термодинаміці при аналізі циклів, як правило, розраховують роботу, теплоту і термічні к.к.д. циклів стосовно ідеальних газів, теплоємність яких не залежить від температури, а склад газу у всіх точках циклу вважають незмінним. Такі допущення дають можливість одержувати відносно прості формули, що встановлюють головні зв'язки між основними показниками циклів. Проте результати розрахунків, одержувані по цих формулах, істотно відрізняються від дійсних. Це пояснюється перш за все неврахуванням залежності теплоємності реальних газів від температури і тиску. Чим вище температура газу, тим більше виявляється його теплоємність. Крім того, при високих температурах (особливо вище 1500 До) гази часткове дисоціюють. Істотну погрішність викликає і неврахування зміни складу робочого тіла в процесі підведення тепла (в камері згоряє). Так, наприклад, при розрахунку циклу ГТУ із ступенем підвищення тиску = 8 неврахування вказаних чинників завищує розрахункове значення термічного к.к.д. в порівнянні з дійсним на декілька відсотків.

Вплив вказаних чинників можна врахувати, якщо користуватися для розрахунків i — s-діаграмами повітря і продуктів згоряє. При цьому для кожного складу продуктів згоряє треба мати свою діаграму.

В практичних розрахунках циклів газотурбінних установок достатньо враховувати залежність теплоємності газів тільки від температури, вважаючи газ ідеальною сумішшю відповідних продуктів згоряє (N₂, СО₂, О₂, СО , Н₂О і т. п.).

Розглянемо приклад такого розрахунку [7]. Приймемо як одиниця робочого тіла 1 моль речовини, для якої рівняння стану

Не дивлячись на те, що теплоємність міняється, можна вважати

Технічна робота в турбіні (при однократному розширенні)

(3.48)

де

Зміна ентропії за умови оборотності процесів

а після інтеграції

(3.49)

Таким чином, зміна ентропії складається з частини, визначуваної тільки зміною температури

і частини, залежної тільки від зміни тиску

Таблиця 3.1

Значення ентропій S_Т,кДж / (кмоль До), між 0 ^ОС і t при р > 0.

t, ^ОС	H2	N2	O2	CO	H2O	CO2	O2	повітря
	8,80 15,71 21,37 25,89 30,17 33,77 37,04 39,97 42,70 45,21 47,56 49,78 51,87 54,26 56,15	9,13 16,00 21,66 26,48 30,63 34,57 38,09 41,27 44,25 47,05 49,70 52,21 54,47 56,65 58,74	9,26 16,47 22,50 27,74 30,63 36,41 40,18 43,62 46,80 49,73 52,46 55,06 57,44 59,67 61,80	9,13 16,17 21,70 26,61 32,30 34,99 38,42 41,90 44,54 47,68 50,40 52,84 55,14 57,32 59,41	10,47 18,69 25,35 31,13 36,33 41,14 45,63 49,73 53,63 57,32 60,75 64,02 67,17 70,14 72,95	11,39 21,58 30,17 37,92 44,06 51,03 56,86 62,30 67,29 72,03 76,42 80,62 84,60 88,28 91,72	12,95 23,55 32,76 40,85 44,79 54,47 60,34 65,70 70,63 75,17 79,44 83,38 87,07 90,67 93,90	9,13 16,05 21,62 26,56 30,92 34,90 38,55 41,90 44,92 47,68 50,32 52,80 55,10 57,28 59,33

Значення Sр не розраховують, а відразу визначають їх різницю. Величини ST визначають по таблицях термодинамічних властивостей газів (табл. 3.1).

Оскільки в адіабатних процесах циклу ентропія залишається незмінною, той приріст ентропії, викликаний зміною тиску, повинен в точності компенсуватися приростом іншої її частини, залежної від температури. Отже, в цьому процесі

. (3.50)

Значення ентальпій різних газів приведені в табл. 3.2. Ентальпії і ентропії сумішей газів розраховують по формулах:

(3.51)

Технічну роботу адабатного розширення суміші газів в заданому інтервалі тиску розраховують таким чином. Підрахувавши для заданої суміші значення ентальпій I і ентропійнох функції для різних температур, будують графіки і (мал. 3.18). Потім відшукують в крапках, відповідних заданій початковій температурі (крапки 1’ і 1), значенняі Величину знайдемо по (3.49) як різниця між і величиною

Таблиця 3.2

Ентальпія І , кДж/кмоль, між 0 ^ОС і температурою t для деяких газів в ідеальному стані

t, ^ОС	H2	N2	O2	CO	H2O	CO2	O2	повітря
	2 889 5 821 8 753 11 694 14 648 17 619 20 619 23 652 26 724 29 833 32 984 36 185 39 436 42 730 46 056	2 920 5 858 8 832 11 858 14 950 18 118 21 352 24 646 27 989 31 379 34 806 38 267 41 762 45 285 48 839	2 954 5 996 9 130 12 362 15 691 19 085 22 538 26 037 29 577 33 155 36 767 40 408 44 075 47 766 51 482	2 920 5 870 8 870 11 937 15 076 18 289 21 574 24 905 28 291 31 722 35 192 38 695 42 227 45 784 49 362	3 377 6 830 10 374 14 041 17 828 21 738 25 773 29 937 34 228 38 640 43 170 47 804 52 538 57 369 62 288	3 830 8 041 12 574 17 372 22 383 27 570 32 912 38 381 43 974 49 647 55 396 61 216 67 057 72 994 78 9881	4 081 8 510 13 215 18 122 23 229 28 484 33 801 39 277 44 749 50 280 55 853 61 425 67 040 72 738 78 437	2 920 5 874 8 874 11 933 15 063 18 286 21 541 24 868 28 241 31 660 35 112 38 602 42 114 45 658 49 232

Останню легко підрахувати, знаючи склад суміші і тиску початку р₁ і кінця р₂ процесу.

Знайшовши на верхній кривій по значенню крапку 2', визначимо температуру Т₂ і відповідну величину I₂ (в крапці 2). Різниця ординат крапок 1 і 2 дає шукану величину роботи L..

Розглянутий прийом може бути використаний і при розрахунку стиснення чистого повітря або паливно-повітряної суміші. Проте оскільки ці процеси відбуваються при низьких температурах, достатньо точні результати можна одержати і шляхом елементарного розрахунку з постійними теплоємностями. Якщо той, що згоряє, відбувається при постійному тиску, то ентальпія, відлічена від 0°С, змінюється на величину теплоти згоряє Q_р, а при тому, що згоряє в постійному об'ємі внутрішня енергія міняється на величину теплоти згоряє Qv. Таким шляхом можна розрахувати всі процеси циклу.

Цикли ГТУ, працюючих по замкнутому процесу.Всі приведені раніше цикли газотурбінних установок були розглянуті за умови їх роботи по так званому відкритому процесу, коли в компресор поступає повітря з навколишнього середовища, а відпрацьовані продукти згоряє викидаються в атмосферу.

В газотурбінних установках, що працюють по відкритих циклах, практично можна використовувати (спалювати) тільки високосортні, безсірчисті рідкі або газоподібні палива. Це диктується тим, що в них продукти згоряє, безпосередньо контактуючі з робочими лопатками турбіни, за наявності в паливі сірки і ванадію викликають при низькій температурі сірчисту корозію, а при високій — ванадієву. Верхня температура реального циклу при спалюванні мазуту щоб уникнути ванадієвої корозії обмежується 650—700сС.

В таких установках через небезпеку золового зносу лопаток абсолютно не допускається спалювання твердих палив, що в сильному ступені гальмує широке вживання газових турбін в енергетиці країни.

Використовування твердого і будь-якого низькосортного рідкого палива виявляється цілком можливим при «замкнутому» процесі газотурбінної установки, де продукти згоряє не є робочим тілом циклу і є тільки гарячим джерелом тепла. Робочим тілом таких циклів звичайно є якийсь спеціально підібраний газ (наприклад, водень), який нагрівається продуктами згоряє в спеціальному теплообміннику (газовому казані). Після виходу з турбіни цей газ охолоджується циркуляційною водою в поверхневому охолоджувачі, а потім знову поступає в компресор. Принципова схема газотурбінної установки, що працює по замкнутому процесу, представлена на мал. 3.19. Там же показаний її цикл в Т — s-діаграмі, ідентичний циклу звичайної ГТУ постійного горіння і також що складається з двох ізобар і двох адіабат.

Робота замкнутої установки здійснюється таким чином. В топку газового казана ГК. поступає паливо і повітря, там відбувається процес згоряє, тепло якого нагріває стислий робочий газ (водень). Охолоджені продукти згоряє викидаються в атмосферу. Нагрітий газ поступає в газову турбіну ГТ, де скоює роботу розширення (процес 34), після чого поступає в регенератор, де віддає тепло стислому в компресорі холодному газу і прямує в охолоджувач. Процеси в регенераторі відповідають на діаграмі ізобарним ділянкам 4b і 2а, відведення тепла в охолоджувачі — ділянці b1. Охолоджений до температури Т₁робочий газ поступає в компресор, стискається там до заданого тиску р₂ і прямує через регенератор в газовий казан, звідки знову поступає в газову турбіну і т. д

Процес горіння палива і охолоджування газів котлоагрегату, що йдуть, в циклі не відображаються .

Замкнутий процес ГТУ володіє ще однією важливою перевагою. В цьому циклі найнижчий тиск може бути у декілька разів більше атмосферного, що дає можливість при тих же ступенях стиснення мати менший об'єм газу і менші розміри компресорів і турбін. Крім того, підвищення тиску газу збільшує його коефіцієнт тепловіддачі і відповідно зменшує потрібні поверхні нагріву.

Перевагою замкнутої схеми є також можливість кращого регулювання установки при змінних режимах її роботи. Цього досягають простою зміною кількості газу, що бере участь у всіх процесах циклу. Останнє здійснюють підключенням до схеми додаткової місткості, куди випускається частина газу при малих навантаженнях і звідки він знову забирається і додається в систему при великих навантаженнях.

Великим недоліком замкнутих газотурбінних установок є практична неможливість досягнення високої верхньої температури циклу і відносна громіздкість газового казана і інших теплообмінників. Це пояснюється тим, що в газовому казані робоче тіло нагрівається через металеву стінку, по іншу сторону якій знаходяться продукти згоряє.

Внаслідок цього робоче тіло не може мати температури вище, ніж ця металева стінка, а верхня температура циклу виявляється менше допустимої температури металу на декілька десятків градусів. Тому термічний к.к.д. циклів ГТУ, що працюють по замкнутому процесу, завжди більш низький, ніж звичайних.

Певний інтерес для таких установок представляють газові цикли на низькокиплячих речовинах з частковим відведенням тепла в області насичення і стисненням робочого тіла в рідкій фазі. Один з можливих варіантів таких циклів і відповідна схема установки приведені на мал. 3.20. Тут в компресорах К₁ і К₂ стискається весь газ, відпрацьований в турбіні, а в компресорі Kз — тільки біля 40% його. Майже 60% робочого газу після K₂ прямує в конденсатор, де конденсується, віддаючи своє тепло по ізотермі, близькій до Т_о. Ця частина газу надалі працює по паровому циклу 123'4'5678. Інша частина (40%) робочого тіла працює по чисто газовому циклу 1d245678. Регенерація для обох частин газу здійснюється одночасно. Весь газ нагрівається в регенераторі Р від стану крапок 4' і 4 до крапки а, після чого поступає в газовий казан ГК1 (мал. 3.20).

При T₅ = Т₇ = 835 До; к.к.д. турбіни η_Т = 0,89; к.п.д. компресорів η_К відповідно 0,87, 0,87, 0,82 і к.к.д. насоса η_Н = 0,78, внутрішній к.к.д. циклу досягає ηoi = 42,7%. Щонайвищий тиск в циклі р₅= 25,2 МПа, найнижчий р₈= 2,9 МПа при Т₁ = 300 К. При зниженні початкового тиску до 12,0 МПа ηi зменшується до 40%.

Читайте також:

<== попередня сторінка	\|	наступна сторінка ==>
ПИТАННЯ 5.	\|	Цикли ГТУ з підведенням тепла при постійному об'ємі

Не знайшли потрібну інформацію? Скористайтесь пошуком google:

Генерація сторінки за: 0.011 сек.