Как найти кпд газовой турбины

Газотурбинные установки

Газотурбинные
циклы

1.
Расчет
термического КПД цикла ГТУ с опорой на
базовые понятия

2.
Цикл ГТУ: построение диаграмм и расчет
термического КПД: (pic) 
MAS
11 MCS
14

Цикл
Брайтона/Джоуля — термодинамический
цикл, описывающий рабочие
процессы газотурбинного,
турбореактивного
и прямоточного
воздушно-реактивного двигателей
внутреннего сгорания, а также газотурбинных
двигателей внешнего сгорания с замкнутым
контуром газообразного (однофазного)
рабочего тела.

Цикл назван
в честь американского инженера Джорджа
Брайтона, который изобрёл
поршневой двигатель внутреннего
сгорания, работавший по этому циклу.

Иногда этот
цикл называют также циклом Джоуля —
в честь английского физика Джеймса
Джоуля, установившего механический
эквивалент тепла.

P — V диаграмма цикла Брайтона

(T — S) диаграмма цикла Брайтона

Идеального
(1—2—3—4—1)

Реального (1—2_p—3—4_p—1)

Идеальный
цикл Брайтона состоит из процессов

• 1—2
  Изоэнтропическое сжатие.

• 2—3
  Изобарический
  подвод теплоты.

• 3—4
  Изоэнтропическое расширение.

• 4—1
  Изобарический
  отвод теплоты.

С учётом
отличий реальных адиабатических
процессов расширения и сжатия от
изоэнтропических, строится реальный
цикл Брайтона (1—2_p—3—4_p—1
на T-S диаграмме)

Термический
КПД
идеального цикла Брайтона принято
выражать формулой:

где

 —
степень повышения давления в процессе
изоэнтропийного сжатия (1—2);

 —
показатель
адиабаты (для воздуха равный
1,4)

Следует
особо отметить, что этот общепринятый
способ вычисления КПД цикла затемняет
суть происходящего процесса. Предельный
КПД термодинамического цикла вычисляется
через отношение температур по формуле
Карно:

.

где

—
температура холодильника;

—
температура нагревателя.

Ровно это
же отношение температур можно выразить
через величину применяемых в цикле
отношений давлений и показатель адиабаты:

.

Таким
образом, КПД цикла Брайтона зависит от
начальной (
)
и конечной температур (
)
процесса сжатия ровно так же, как и КПД
цикла Карно. При бесконечно малой
величине нагрева рабочего тела по линии
(2-3) процесс можно считать изотермическим
и полностью эквивалентным циклу Карно.
Величина нагрева рабочего тела

при
изобарическом процессе определяет
величину работы отнесённую к количеству
использованного в цикле рабочего тела
и не влияет на рассчитанный по вышеуказанной
формуле термический КПД цикла.

Однако при
реализации цикла нагрев стремятся
производить до возможно больших величин,
ограниченных жаростойкостью применяемых
материалов — с целью минимизировать
размеры механизмов, осуществляющих
сжатие и расширение рабочего тела.
Поэтому верхней температурой цикла
практически является температура

.
Соответственно, КПД цикла Брайтона
меньше КПД цикла Карно, реализованного
в диапазоне температур

—

.

На
рис. 15.1 показана схема простейшей
газотурбинной установки

(ГТУ)
со сгоранием при р = сonst. ГТУ такого типа
наиболее

распространены.

Воздушный
компрессор (К), приводимый в действие
от

газовой
турбины (ГТ), нагнетает воздух в камеру
сгорания (КС). Туда же

подается
в распыленном виде топливо от топливного
насоса (ТН). Из КС

продукты
сгорания направляются в газовую турбину,
где их энергия

превращается
в работу для вращения электрогенератора
(ЭГ),

компрессора,
топливного насоса и других агрегатов.
При запуске

установки
турбина вращается пусковым электродвигателем
(ПД).

Идеальный
цикл ГТУ в диаграммах p,υ и T,s приведен
на рис. 15.2а (11.13) и

15.2б
(11.14).

Рис. 11.13. Цикл ГТУ в диаграмме p,υ

Рис. 11.14. Цикл ГТУ в диаграмме T,s

В
этом цикле: 1-2 – адиабатный процесс
сжатия в ВК от начального

давления
Р1
до
давления Р2,
2-3 – изобарный (Р2
=
соnst) подвод теплоты в

количестве
q1,
3-4 – адиабатное расширение рабочего
тела в ГТ от

давления
Р2
до
давления Р1
и,
наконец, 4-1 – изобарный процесс

возвращения
рабочего тела в исходное состояние, при
этом отводится

теплота
q2.
На диаграмме p,υ (рис. 11.13) площадь 1-2-6-5-1

соответствует
технической работе компрессора

,
а площадь 3-4-5-6-3 –

технической
работе газовой турбины

.
Работа цикла равна

.

На
диаграмме T,s (рис. 11.14) подведенная теплота
q₁
соответствует

площади
2-3-6-5-2, а отведенная теплота q₂
–
площади 4-1-5-6-4.

Полезно
использованная теплота в цикле равна

.

Характеристиками
цикла являются: степень повышения
давления в компрессоре

π_к
=
р2/р1
и
степень изобарного расширения ρ
=
υ3/υ2.

Количество
подводимой и отводимой теплоты
определяется по формулам

(ср
–
постоянная изобарная теплоемкость
рабочего тела):

Тогда
термический КПД цикла равен

.

Выражение
(11.22) после преобразования принимает
вид

.
(11.23)

В
реальной ГТУ из-за потерь на трение,
вихреобразование и т.п.

процессы
сжатия в компрессоре и расширения в
турбине не являются

адиабатными.
Действительный цикл ГТУ показан на рис.
15.3 и 11.15 в

диаграмме
T,s.

Рис.
11.15. Действительный цикл ГТУ

Потери
в компрессоре оцениваются адиабатным
КПД

где

–
теоретическая (адиабатная) работа в
компрессоре, равная

;

– действительная
работа в компрессоре, равная

.

Величина
адиабатного КПД компрессора η_кад

достигает
0,8 – 0,85.

Потери
в турбине оцениваются относительным
КПД, который равен

где

–
действительная работа расширения в
турбине, равная

′

–
адиабатная
работа расширения в турбине, равная

.

У
современных газовых турбин


=
0,8 – 0,9. Для того, чтобы построить
действительный цикл ГТУ или определить
параметры в точках

2′
и
4′,
нужно задаться значениями


и

(из
справочной литературы).

Работа
действительного
цикла
ГТУ равна

Теплота,
подведенная в КС реальной
ГТУ,
подсчитывается по

формуле

.

Внутренний
КПД ГТУ,
учитывающий указанные выше потери в
компрессоре и турбине, равен

Эффективный
КПД,
учитывающий
все составляющие преобразования теплоты
в электроэнергию, включая тепловые
потери в камере сгорания, механические
потери на трение в подшипниках и потери
в электрическом генераторе,

равен

где
η_м
–
механический КПД, равный обычно 0,95 –
0,99;

– КПД
камеры сгорания, равный 0,98;

– КПД
электрического генератора

Задание
№ 2.

Расчет
эффективного КПД ГТУ (pic)
http://twt.mpei.ac.ru/MCS/Worksheets/PTU/GTU.xmcd

ГТУ.
Определить
эффективный КПД

газотурбинной
установки (ГТУ) без регенерации теплоты
(рис. 11.12), если

дано:
степень повышения давления в компрессоре
π_к
=
p₁/р₂
и
температура

газов
перед турбиной t₃
–
приведены по вариантам в таблице 11.2;

температура
воздуха на входе в компрессор t₁
=
30^оC;

адиабатный
КПД компрессора
(внутренний
относительный КПД компрессора)

=η_кад
=
0,82;

относительный
внутренний КПД турбины

=0,87;

механический
КПД η_м
=
0,98;

КПД
камеры сгорания

0.98

КПД
электрического генератора

Таблица
11.2

Исходные
данные к задаче ГТУ по вариантам

Указания:
а) для воздуха и продуктов сгорания
принять k
= Ср/Сv
=
1,4;

Ср
=
1,05
кДж/(кг·К)

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #

В статье рассказывается о том, как вычисляется КПД простейшей ГТУ, даны таблицы разных ГТУ и ПГУ для сравнения их КПД и других характеристик.

В области промышленного использования газотурбинных и парогазовых технологий Россия значительно отстала от пере­довых стран мира.

Мировые лидеры в производстве газовых и парогазовых энергоустановок большой мощности: GE, Siemens Wistinghouse, ABB — достигли значений единичной мощности газотурбинных установок 280—320 МВт и КПД свыше 40 %, с утилизационной паросиловой надстройкой в парогазовом цикле (называемом также бинарным) — мощности 430—480 МВт при КПД до 60 %. Если есть вопросы по надежности ПГУ — то читайте эту статью.

Эти впечатляющие цифры служат в качестве ори­ентиров при определении путей развития энергомашиностро­ения России.

Как определяется КПД ГТУ

Приведем пару простых формул, чтобы показать, что такое КПД газотурбинной установки:

Внутренняя мощность турбины:

• Nт = Gух * Lт, где Lт – работа турбины, Gух – расход уходящих газов;

Внутренняя мощность ГТУ:

• Ni гту = Nт – Nк, где Nк – внутренняя мощность воздушного компрессора;

Эффективная мощность ГТУ:

• Nэф = Ni гту * КПД мех, КПД мех – КПД связанный с механическими потерями в подшипниках, можно принимать 0,99

Электрическая мощность:

• Nэл = Ne * КПД эг, где КПД эг – КПД связанный с потерями в электрическом генераторе, можно принять 0,985

Располагаемая теплота топлива:

• Q расп = Gтоп * Qрн, где Gтоп – расход топлива, Qрн – низшая рабочая теплота сгорания топлива

Абсолютный электрический КПД газотурбинной установки:

• КПДэ = Nэл/Q расп

КПД ПГУ выше, чем КПД ГТУ так как в Парогазовой установке используется тепло уходящих газов ГТУ. За газовой турбиной устанавливается котел-утилизатор в котором тепло от уходящих газов ГТУ передается рабочему телу (питательной воде) , сгенерированный пар отправляется в паровую турбину для генерации электроэнергии и тепла.

КПД ПГУ обычно представляют соотношением:

• КПД пгу = КПД гту*B+(1-КПД гту*B)*КПД псу

B – степень бинарности цикла

КПД псу – КПД паросиловой установки

• B = Qкс/(Qкс+Qку)

Qкс – теплота топлива, сжигаемого в камере сгорания газовой турбины

Qку – теплота дополнительного топлива сжигаемого в котле-утилизаторе

При этом отмечают, что если Qку = 0, то B = 1, т. е. установка является полностью бинар­ной.

Влияние степени бинарности на КПД ПГУ

B	КПД гту	КПД псу	КПД пгу
1	0,32	0,3	0,524
1	0,36	0,32	0,565
1	0,36	0,36	0,590
1	0,38	0,38	0,612
0,3	0,32	0,41	0,47
0,4	0,32	0,41	0,486
0,3	0,36	0,41	0,474
0,4	0,36	0,41	0,495
0,3	0,36	0,45	0,51
0,4	0,36	0,45	0,529

Давайте приведем последовательно таблицы с характеристиками эффективности ГТУ и вслед за ними показатели ПГУ с этими газовыми машинами, и сравним КПД отдельной ГТУ и КПД ПГУ.

Характеристики современных мощных ГТУ

Газовые турбины фирмы ABB

Характеристика	Модель ГТУ
GT26ГТУ с промперегревом	GT24ГТУ с промперегревом
Мощность ISO МВт	265	183
КПД %	38,5	38,3
Степень повышения давления компрессора	30	30
Расход рабочего тела на выхлопе ГТУ кг/с	562	391
Начальная температура, перед рабочими лопатками 1 ст. С	1260	1260
Температура рабочего тела на выхлопе С	610	610
Частота вращения генератора 1/с	50	50

Парогазовые установки с газовыми турбинами ABB

Характеристика	Модель ГТУ
GT26ГТУ с промперегревом	GT24ГТУ с промперегревом
Состав газотурбинной части ПГУ	1х GT26	1х GT24
Модель ПГУ	КА26-1	КА24-1
Мощность ПГУ МВт	387.0	267.3
КПД ПГУ %	58.5	57.3

Газовые турбины фирмы GE

Характеристика	Модель ГТУ
MS7001FA	MS9001FA	MS7001G	MS9001G
Мощность ISO МВт	159	226,5	240	282
КПД %	35,9	35,7	39,5	39,5
Степень повышения давления компрессора	14,7	14,7	23,2	23,2
Расход рабочего тела на выхлопе ГТУ кг/с	418	602	558	685
Начальная температура, перед рабочими лопатками 1 ст. С	1288	1288	1427	1427
Температура рабочего тела на выхлопе С	589	589	572	583
Частота вращения генератора 1/с	60	50	60	50

Парогазовые установки с газовыми турбинами GE

Характеристика	Модель ГТУ
MS7001FA	MS9001FA	MS7001G	MS9001G
Состав газотурбинной части ПГУ	1хMS7001FA	1хMS9001FA	1хMS9001G	1хMS9001H
Модель ПГУ	S107FA	S109FA	S109G	S109H
Мощность ПГУ МВт	259.7	376.2	420.0	480.0
КПД ПГУ %	55.9	56.3	58.0	60.0

Газовые турбины фирмы Siemens

Характеристика	Модель ГТУ
V64.3A	V84.3A	V94.3A
Мощность ISO МВт	70	170	240
КПД %	36,8	38	38
Степень повышения давления компрессора	16,6	16,6	16,6
Расход рабочего тела на выхлопе ГТУ кг/с	194	454	640
Начальная температура, перед рабочими лопатками 1 ст. С	1325	1325	1325
Температура рабочего тела на выхлопе С	565	562	562
Частота вращения генератора 1/с	50/60	60	50

Парогазовые установки с газовыми турбинами Siemens

Характеристика	Модель ГТУ
V64.3A	V84.3A	V94.3A
Состав газотурбинной части ПГУ	2хV64.3A	2хV84.3A	2хV94.3A
Модель ПГУ	GUD2.64.3A	GUD2.84.3A	GUD2.94.3A
Мощность ПГУ МВт	205.0	499.0	705.0
КПД ПГУ %	54.4	56.9	57.2

Газовые турбины Westinghouse-Mitsubishi-Fiat

Характеристика	Модель ГТУ
501F	501G	701F	701G1	701G2
Мощность ISO МВт	167	235,2	251,1	271	308
КПД %	36,1	39	37	38,7	39
Степень повышения давления компрессора	14	19,2	16,2	19	21
Расход рабочего тела на выхлопе ГТУ кг/с	449,4	553,4	658,9	645	741
Начальная температура, перед рабочими лопатками 1 ст. С	1260	1427	1260	1427	1427
Температура рабочего тела на выхлопе С	596	590	569	588	574
Частота вращения генератора 1/с	60	60	50	50	50

Парогазовые установки с газовыми турбинами Westinghouse-Mitsubishi-Fiat

Характеристика	Модель ГТУ
501F	501G	701F	701G1	701G2
Состав газотурбинной части ПГУ	1x501F	1x501G	1x701F	1x701G1	1x701G2
Модель ПГУ	1x1501F	1x1501G	1x1701F	1x1701G1	1x1701G2
Мощность ПГУ МВт	256.4	349.1	356.1	400	454
КПД ПГУ %	56.2	58.3	55.1	58	58

Газовые турбины АО ЛМЗ и СПБ «Машпроект»

Характеристика	Модель ГТУ
ГТЭ-150	ГТГ-110
Мощность ISO МВт	160	110
КПД %	32,1	36
Степень повышения давления компрессора	12,6	14,7
Расход рабочего тела на выхлопе ГТУ кг/с	630	367
Начальная температура, перед рабочими лопатками 1 ст. С	1068	1163
Температура рабочего тела на выхлопе С	525	517
Частота вращения генератора 1/с	50	50

Парогазовые установки с газовыми турбинами АО ЛМЗ и СПБ «Машпроект»

Характеристика	Модель ГТУ
ГТЭ-150	ГТГ-110
Состав газотурбинной части ПГУ	2хГТЭ-150	2хГТГ-110
Модель ПГУ	ПГУ-480	ПГУ-325
Мощность ПГУ МВт	482	315
КПД ПГУ %	50	51,5

(Visited 8 298 times, 1 visits today)

3. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ ГАЗА В ТУРБИНЕ

В главе рассматриваются следующие вопросы:
— назначение газовой турбины в ТРД;
— схема и принцип действия осевой газовой турбины;
— окружное усилие, эффективная работа газа, кпд и мощность турбины;
— основные параметры, определяющие мощность тур­бины;
— совместная работа турбины и компрессора в ТРД;
— многоступенчатые турбины и особенности работы тур­бин двухвальных двигателей;
— выходные устройства ВРД.

3.1. НАЗНАЧЕНИЕ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ В ТРД

Газ, обладающий значительной потенциальной энергией, из камеры сгорания поступает я турбину.
Газовая турбина представляет собой лопаточную маши­ну, преобразующую энергию сжатого и нагретого в камерах сгорания газа в механическую работу на валу.  В ТРД турбина служит для вращения ротора компрессо­ра и всех обслуживающих агрегатов: топливных, масляных, гидравлических насосов и др.
В сравнении с другими двигателями, преобразующими энергию газа в механическую работу, газовая турбина имеет ряд преимуществ:
— возможность получения больших мощностей в одном агрегате при малых габаритах и весе;
— высокий кпд, что обусловлено хорошей аэродинамикой проточной части и отсутствием крутых поворотов потока;
— простота и надежность конструкции.
Турбины классифицируют по направлению движения по­тока газа, по числу ступеней и другим признакам.
По направлению движения потока газа турбины могут бытьрадиальными, когда поток движется от центра к пери­ферии вдоль радиуса элементов турбин, и осевыми, у которых поток движется вдоль оси турбины.
В ТРД применяются осевые турбины.
—По числу ступеней турбины ТРД выполняются одно, двух или много ступенчатыми в зависимости от величины степени расширения газа в турбине.
Классификация турбин по другим признакам рассматри­вается в следующем параграфе.

3.2. СХЕМА И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ СТУПЕНИ ОСЕВОЙ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

  Основными элементами ступени турбины являются сопло­вой аппарат (СА) и рабочее колесо (РК) рис. 26.
  Лопатки СА и РК образуют систему каналов проточной части турбины, по которым протекает поток газа.
  Для рассмотрения принципа действия ступени турбины рассечем ее цилиндрической поверхностью а— а и развернем ее на плоскость. Получим плоскостную турбинную решетку, состоящую из сечения СА и РК (рис. 27).
  В поперечном сечении лопатки СА и РК представляют со­бой аэродинамические профили.
  Газ из камеры сгорания с абсолютной скоростью потока С₃, давлением Р₃ и температурой Т₃ поступает в каналы соп­лового аппарата. Сопловой аппарат предназначен для преоб­разования потенциальной энергии давления газового потока в кинетическую энергию. С этой целью каналы СА выполне­ны сужающимися по потоку (f₃΄< f₃, где f — площадь сечения канала).

Рис. 26

  Скорость потока в СА увеличивается от С₃ до С₃‘, а давление и температура газа падают (Р₃‘<Р₃ и Т₃‘<Т₃).
 С абсолютной скоростью С3′ газ поступает на лопатки ра­бочего колеса, вращающегося с окружной скоростью U. В межлопаточном канале РК газ движется с относительной ско­ростью W₃‘, равной на входе в РК геометрической разности абсолютной С₃‘ и окружной скорости U, т.е. W₃‘ = C₃‘ – U.
  План скоростей на входе в РК показан на рис. 27. Для обеспечения безударного входа передние кромки ло­паток РК устанавливаются по направлению относительной скорости W₃‘.     В связи с увеличением окружной скорости от основания лопатки к концу и необходимостью обеспечения безударного входа на всех радиусах, лопатка РК подвер­гается «крутке».
  В рабочем колесе кинетическая энергия газового потока преобразуется в механическую работу. Абсолютная скорость потока уменьшается в каналах РК от С₃‘ до С₄.
  В зависимости от типа турбины газ в межлопаточных ка­налах РК либо продолжает расширяться (давление падает от Р₃‘ до Р₄), либо только изменяет направление движения, а давление остается неизменным.
  Турбина, в которой происходит расширение газа в межлопаточных каналах РК, называется реактивной. Турбина, в которой осуществляется только поворот потока в РК, назы­вается активной.
  В реактивной турбине межлопаточные каналы выполнены сужающимися (f₄<f₃«). В связи с этим относительная ско­рость газа в каналах РК такой турбины растет от величины Wз’ до W₄. План скоростей на выходе из РК и эпюры изме­нения абсолютной С, относительнойW скоростей, давления P и температуры газов Т в сечениях турбины показаны на рис. 27.
  В ТРД применяются только реактивные турбины. Актив­ные турбины используются в турбодетандерах, турбонасосах. Механическая работа на валу турбины получается за счет того, что на лопатках РК, находящихся под действием газодинамических сил, создаются окружные усилия, т. е. си­лы, совпадающие с направлением скорости. Эти силы созда­ют крутящий момент на валу турбины. В реактивной турбине окружное усилие на лопатках РК возникает по двум причинам:

а) активного импульса газа, связанного с возникновением на лопатке, находящейся в потоке, аэродинамической силы Р_а (рис. 28);

Рис. 28

б) за счет реактивной силы Р_р , возникающей при разго­не газовой струи от скорости W₃‘ до W₄ > W₃‘. Силы Ра и Рр можно разложить на осевую и окружную составляющие.
  Результирующая осевых составляющих активной Р_ао и реактивной Р_ро  сил, равная
ΔР_о = Р_ао — Р_ро ,  восприни­мается подшипниками ротора двигателя.
  Результирующая же окружных составляющих активной Раи и реактивной Рри  сил создает   окружное   усилие Р_u = Р_аu + Р_pu,  используемое для получения крутящего момента и полезной мощности на валу турбины.

3.3. ОКРУЖНОЕ УСИЛИЕ, ЭФФЕКТИВНАЯ РАБОТА ГАЗА, КПД И МОЩНОСТЬ ТУРБИНЫ

а). Определение величины окружного усилия Р_u.
   Величину силы Р_u   можно получить на основании изве­стной теоремы технической механики: «Изменение количест­ва движения секундной массы газа в направлении вращения рабочего колеса (окружном направлении) равно секундно­му импульсу силы, действующей в этом же направлении».
Для составления уравнения количества движения постро­им совмещенный план скоростей ступени турбины (рис. 29).

Рис. 29

Из совмещенного плана скоростей видно, что
W_3’u = С_3’u — u
W_{4 u} =  u — С_{4 u}
Δ С _u = С_3’u — С_{4 u}
При составлении уравнения изменения количества движения положительным направлением считаем направление враще­ния (направление окружной скорости u).
Окончательно окружное усилие равно
Р_u =  [кг];
б). Эффективная работа газа.
Работа окружного усилия 1 кГ газа Lu равна

гдеG_г — секундный расход газа [кГ/сек].
Подставиввеличину окружного усилия, полу­чим формулу работы окружного усилия

Работа 1 кГ газа, переданная на вал турбины, называет­ся эффективной работой газа
Lэ — Эта работа меньше работы окружного усилия на величину потерь: трение газа, перетекание газа в зазорах, трение в подшипниках, вихреобразование. Перечисленные потери невелики и составляют у мощ­ных турбин 2—3 % от общей мощности. Поэтому с достаточ­ной для практических целей точностью считают, что Lэ Lu. Тогда эффективная работа газа равна

Таким образом, эффективная работа газа тем больше, чем больше закрутка газа в рабочем колесе и окружная ско­рость или обороты ротора турбины,

в). К п д  турбины.

На пути преобразования адиабатической работы расши­рения газа в турбине в механическую работу на ее валу име­ются потери. Величина потерь учитывается эффективным кпд турбины, который равен отношению эффективной рабо­ты Lэ к адиабатической работе расширения газа в турбине L ад расш т.е.

Эффективный кпд турбины ηT учитывает как внутренние (гидравлические) потери, так и потери энергии с выходной скоростью .  Потеря с выходной скоростью является относительной, так как кинетическая энергия , недоисполь­зованная для создания мощности на валу турбины, в после­дующем используется для создания реактивной тяги двига­теля.
У современных одноступенчатых газовых турбин ТРД ве­личина кпд равна ηT = 0,7 — 0,86.
г). Мощность, развиваемая турбиной.
Мощность турбины — это работа, совершаемая газом в течение одной секунды и переданная на вал турбины.
Из определений мощность турбины равна;
N_T =
Мощность турбины определяется вели­чинами секундного весового расхода газа G_г, температуры газа перед турбиной Т₃*, степенью расширения газа в турби­не π_T и кпд турбины η_T .    Мощность турбины тем больше, чем больше величина указанных параметров.
В современных ТРД мощность, развиваемая турбиной, достигает больших значений NT=10000—50000 л. с. и более.
Эта мощность расходуется в основном на вращение ком­прессора двигателя и только 2—3 % на привод обслуживаю­щих агрегатов.

3.4. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ МОЩНОСТЬ ТУРБИНЫ

Основными параметрами, определяющими мощность тур­бины являются:
— секундный весовой расход газа Gг;
— обороты ротора турбины n;
— температура газа перед турбиной Тз*;
— степень реактивности турбины ρ.

а). Секундный весовой расход газа Gг.
Величину секундного расхода газа можно определить из уравнения неразрывности учитывая, что в сопловом ап­парате обычно устанавливается критический перепад дав­лений или близкий к нему.
Это означает, что   в   узком (критическом)   сечении СА (fкр) устанавливается критическая скорость Скр, рав­ная местной скорости звука а. Уравнение для этого слу­чая запишется в виде:

где  γкр —удельный вес газа в критическом сечении СА [кГ/м3].
Известно, что
, а

Так как давление и температура газа в критическом сечении СА Ркр и Ткр  пропорциональны давлению Рз и темпе­ратуре газа Тз на входе в турбину, то можно написать:
  или

.
Таким образом, при постоянной температуре газа перед турбиной Тз расход газа Gг определяется величиной давления газа Рз перед нею. Увеличение давления газа Рз ведет к увеличению расхода газа и мощности турбины;

б). Обороты ротора турбины n.

При постоянной температуре   газа   перед   турбиной Тз* = Соnst, увеличение оборотов ротора турбины n ведет к увеличению мощности турбины NT.
Это объясняется следующим. Увеличение оборотов рото­ра турбины n (ротора двигателя) ведет к увеличению рас­хода воздуха Gв и степени повышения давления воздуха в компрессоре двигателя  πК. Увеличение πК приводит к увеличению давления на выходе из компрессора Р2* и на входе а турбину Р3*= σКСР2*.
Увеличение давления Рз*, с одной стороны, увеличивает расход газа через турбину Gг, с другой стороны увеличивается степень расширения газа в турбине πТ. Таким образом, при увеличении оборотов ротора турбины мощ­ность турбины N т растет из-за увеличения расхода газа Gг и степени расширения газа в турбине πТ .
Известно, что при Тз*=Const мощность турбины NT, про­порциональна числу оборотов турбины n в степени2,5, т. е.
NT = f (n2,5)

в). Температура газа перед турбиной Тз*
При заданных и постоянных оборотах   ротора турбины n= Const увеличение температуры газов перед турбиной Тз* ведет к увеличению мощности турбины NT , так как при этом адиабатическая работа расширения газа в турбине Lадрасш увеличивается, в первой степени, а расход газа через турбину Gг уменьшается в степени 1/2.

Величина температуры газа перед турбиной ограничи­вается прочностью лопаток турбины. В современных двигате­лях она равна Тз* = 1100—1300°К.

г). Степень реактивности турбины ρ.

Степень реактивности турбины характеризует распреде­ление работы расширения газа между сопловым аппаратом и рабочим колесом турбины.
Степенью реактивности турбины называется отношение адиабатической работы расширения газа в рабочем колесе Lадрк к адиабатической работе расширения газа в ступени турбины L_адрасш.
.
Величина степени реактивности турбины может изме­няться от 0 до 1, т. е.
0< ρ <1.
Приρ = 0 расширение газа происходит только в сопло­вом аппарате, турбина чисто активная, а при р = 1 турбина чисто реактивная.
Величина степени реактивности турбины влияет на кпд турбины, а следовательно,  и ее мощность.   Зависимость ηT =f(ρ)    показана на рис. 30. Характер зависимости таков, что имеется оптимальная величина  ρ ≈ 0,5, при кото­рой кпд турбины принимает максимальное значение. Объяс­няется это следующим. Степень расширения газа в турбине πТ = Р3*/Р4 можно рассматривать как произведение степеней  расширения газа в СА  πСА  =Р3*/Рз’ на степень расширения газа в РК  πРК  = Р’3 / Р4, т.е. πТ = πСА · πРК . При заданной сте­пени расширения газа в турбине πT увеличение степени ре­активности ρ означает увеличение расширения газа в РК, т. е. увеличение πРК. Это возможно за счет увеличения дав­ления газа перед РК Рз’. Увеличение Рз’ сопровождается

Рис. 30

уменьшением абсолютной С’₃ и относительной W_з‘ скоростей перед РК. Уменьшение скорости W_з‘ приводит к уменьшению гидравлических (внутренних) потерь, а следовательно, к уве­личению кпд турбины   η_т. С другой стороны, увеличение расширения газа в РК с увеличением степени реактивности турбины ρведет к увеличению потерь с выходной скоростью (увеличивается кинетическая энергия ), что при­водит к уменьшению кпд турбины η_т.

3.5. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ТУРБИНЫ И КОМПРЕССОРА В ТРД

Так как в системе ТРД компрессор и турбина соединены общим валом, то их работа взаимозависима. Взаимозависи­мость их работы, кроме механической связи, обусловлена общим расходом воздуха через компрессор и газа через турби­ну, определяющих их мощности.
Мощность, развиваемая турбиной Nт, является распола­гаемой мощностью. Она может быть равна, больше или мень­ше потребной мощности для вращения компрессора NК;
В зависимости от этого различают следующие режимы совместной работы турбины и компрессора:
1. Равновесный режим, когда Nт = NК;
2. Режим разгона (увеличения оборотов двигателя), ког­да NТ > NК;
3. Режим торможения  уменьшения оборотов двигателя), когда Nт < NК .
Очевидно, что изменить режим работы двигателя (управ­лять двигателем) можно путем изменения мощности турби­ны.
Наиболее удобным параметром, с помощью которого мож­но изменять мощность турбины является температура газа перед турбиной Тз*. Изменение Тз* достигается изменением количества топлива Gт, подаваемого в камеру сгорания двигателя.
Ранее было показано, что мощность, потребная для вра­щения компрессора NК пропорциональна числу оборотов двигателя n в третьей степени, т. е.
NК = f (n3),
а мощность, развиваемая турбиной Nт, при заданной и по­стоянной температуре газов перед ней Тз*=Const, пропорциональна числу оборотов n в степени 2,5, т. е.
NT= f (n2,5).
Совмещенные графики зависимостей NК = f (n)  и  NT= f (n) показаны на рис. 31. Из графика видно, что при увеличении числа оборотов двигателя мощность компрессора  NК  растет быстрее, чем мощность турбины Nт.

Мощность турбины пропорциональна температуре газов Тз*.
Кривая 1 на графике показывает зависимость NT= f (n) при Тз*max =Соnst, а кривые 2, 3, 4… при меньших, но по­стоянных температурах Тз*. 
В точках пересечения кривых 1, 2, 3, 4… с кривой NК = f (n) мощности компрессора и турбины равны, т.е. N_T = N_К.   Эти точки определяют равновес­ные режимы. Минимальные nmin и максимальные nmax обо­роты двигателя достигаются при Т3*=Т3*max. Обороты мень­шие nmin или большие nmax могут быть получены только путем повышения температуры выше предельно-допустимой Т_3*max, что может привести к выходу из строя турбины.
При увеличении оборотов от nmin до nmax температура газа перед турбиной Т3* сначала уменьшается от Т₃*max до Т₃*min  на средних оборотах (рис. 31), а затем снова увели­чивается до Т3*max при n = nmax.  Такой характер изменения температуры Т3* объясняется условиями совместной работы компрессора и турбины в системе ТРД и обусловлен разным законом изменения NК и NT  по числу оборотов.
Высокое значение Тз* на nmax  и  nmin  свидетельствует о большой теплонапряженности двигателя на этих режимах. Поэтому работа двигателя на максимальных оборотах nmaxдопускается ограниченное время (5—10 мин), а обороты ма­лого газа nмг обычно на 1000—1500 об/мин превышают  nmin т. е.
nмг = (1000—1500) об/мин + nmin .
При запуске двигателя на участке оборотов, где NT < NК  раскрутка ротора турбокомпрессора   производится с по­мощью пусковых двигателей (электростартеров, турбодетандеров и др.). Сначала в раскрутке ротора принимает участие только пусковой двигатель, затем в работу вступает турбина и раскрутка ротора до оборотов nмг  продолжается совмест­но пусковым двигателем и турбиной. На оборотах nмг или несколько меньших, но больших  nmin  пусковой двигатель автоматически отключается.
Время непрерывной работы на  nмг  также ограничивает­ся, так как Т3* относительно велика, а эффективность охлаж­дения деталей турбины на этом режиме недостаточна.
Для увеличения оборотов двигателя выше nмг необхо­димо увеличить мощность турбины, что достигается увеличе­нием подачи топлива в камеру сгорания. При этом возрастает температура газа Тз*, появляется избыток мощности турбины Nт  и происходит раскрутка ротора двигателя до оборотов, на которых N_T = N_К (кривые а и б на рис. 31). Уменьшение оборотов ротора до­стигается уменьшением пода­чи топлива в камеру сгорания, уменьшением Тз* и Nт.   Обо­роты падают до величины, на которой снова N_T = N_К (кри­вая в на рис. 31).

3.6. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ТУРБИНЫ И ОСОБЕННО­СТИ РАБОТЫ ТУРБИН ДВУХВАЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Многоступенчатые турбины

 
Возможности одноступенчатой турбины ограничиваются максимальным (критическим) перепадом давления в сопло­вом аппарате, когда на выходе из него (критическое сече­ние косого среза) скорость потока достигает скорости звука. Этот перепад давлений (он равен примерно 2) обеспечивает получение   адиабатической   работы   расширения   газа
L_{ад расш} ≤ 25000—30000 кг·м/кГ при температурегаза навходе в турбину 850 — 9б0 °C и окружной скорости на среднем радиусе, равной U =350—370м/сек.
Когда в турбине нужно сработать больший перепад дав­лений с целью получения большей величины мощности, применяют двух или многоступенчатые турбины.
Многоступенчатая турбина в сравнении с одноступенча­той имеет следующие преимущества:
а) меньшие потери энергии газа в проточной части, что обусловлено меньшими скоростями потока по причине мень­ших перепадов давлений в каждой ступени;
б) использование эффекта возврата тепла. Вследствие трения газа выделяется тепло, которое в одноступенчатой турбине является потерей, а в многоступенчатой частично ис­пользуется в последующей ступени;
в) лучшее использование выходной скорости газаиз пре­дыдущих в последующих ступенях, что снижает потери с вы­ходной скоростью и повышает кпд турбины.
Недостатками многоступенчатых турбин являются:
а) Конструктивная сложность;
б) Увеличение длины и веса (правда, в диаметре много­ступенчатая турбина меньше одноступенчатой);
в) Высокий температурный режим лопаток первой ступе­ни и хуже условия охлаждения лопаток второй и последую­щих ступеней.
В современных ТРД широкое распространение получили двух и трехступенчатые турбины.

2. Особенности работы турбин двухвальных двигателей

 
Турбина двухвального двигателя двухступенчатая, но между ступенями имеется только газодинамическая связь. Рабочее колесо турбины первой ступени приводит во враще­ние ротор компрессора высокого давления (РВД), а рабочее колесо второй ступени ротор компрессора низкого давления (РНД). Схема роторов высокого и низкого давления пока­заны на рис. 32.
Первая ступень турбины (РВД) и вторая ступень турби­ны (РНД) выполнены так, чтобы на расчетном и близком от него режимах в сопловых аппаратах устанавливались кри­тические (или близкие к нему) перепады давлений. Распре­деление работы расширения газа между ступенями при из­менении режимов работы двигателя происходит автоматиче­ски.Это обусловлено следующими основными причинами.

Рис. 32

а). При изменении оборотов двигателя степени расшире­ния газа на ступенях турбины в некотором диапазоне режи­мов, когда перепад давления в выходном сопле двигателя близок к критическому, остаются практически постоянными, т. е.
πТРВД   и πТРНД = Соnst, а следовательно,
πTΣ = πТРВД · πТРНД = Const;
б). При постоянстве степени расширения газа в турбине остается неизменным и кпд турбины, т. е.
ηТРВД   и ηТРНД = Соnst;
в). Так как эффективная работа турбины
L_ЭТ = ,
то Lэтрнд и Lэтрвд   пропорциональнытолько температуре газа перед ступенью турбины _Тз*рнд и Тз*рвд соответствен­но. При изменении режима работы двигателя происходит пропорциональное изменение Тз*рнд и Тз* рвд .
Поэтому распределение располагаемой эффективной работы между ступенями остается неизменным, т. е.
LЭТРНД  / LЭТ РВД   =  Const .
Известно, что дросселирование двигателя при­водит к увеличению потребной работы для вращения комп­рессора низкого давления   (ступени   «затяжеляются») и уменьшению потребной работы для вращения компрессора высокого давления (ступени «облегчаются»). При неизмен­ном распределении располагаемой работы между ступенями турбины это ведет к более интенсивному снижению оборотов РНД, чем РВД;
г). При значительном дросселировании двигателя, когда на выходе устанавливается докритический перепад давления, происходит снижение общей степени расширения
газа в турбине πTΣ , главным образом, за счет   падения πТРНД  и    LЭТРНД,   а   πТРВД почти не меняется. Это приводит к еще более интенсивному падению оборотов РНД в сравнении с РВД, что способствует обеспечению устойчивой работы двухкаскадного компрессора.

оглавление

Сжатие воздуха в компрессорах ТРД.	стр. 2
1.1. Требования, предъявляемые к компрессорам ТРД и типы компрессоров.	2
1.2. Сжатие воздуха в центробежных компрессорах.	2
1.3. Неустойчивая работа центробежного компрессора и меры борьбы с ней.	7
1.4. Сжатие воздуха в осевых компрессорах.	8
1.5. Неустойчивая работа осевого компрессора и борьба с ней.	15
2. Организация процесса горения в камерах сгорания ТРД.	19
2.1 Назначение камер сгорания.	20
2.2 Основные требования к камерам сгорания и оценка их выполнения.	20
2.3. Типы камер сгорания и их устройство.	23
2.4. Принцип действия и рабочий процесс камеры сгорания.	24
2.5. Зависимость полноты и устойчивости сгорания от условий эксплуатации.	25
3. Процесс расширения газа в турбине.	26
3.1. Назначение газовой турбины ТРД.	26
3.2 Схема и принцип действия ступени осевой газовой турбины.	26
3.3.Окружное усилие, эффективная работа газа, КПД и мощность турбины.	28
3.4. Основные параметры, определяющие мощность турбины	30
3.5 Совместная работа турбины и компрессора в ТРД.	32
3.6. Многоступенчатые турбины и особенности работы турбин двухвальных     двигателей.	34

Методическое пособие составил мастер п/о Заболотный В.А.

Предложите, как улучшить StudyLib

(Для жалоб на нарушения авторских прав, используйте

другую форму
)