книги / Основы технической термодинамики, термохимии и анализ циклов газотурбинных установок
..pdfИз уравнений (3.6) видно, что расхождение между статическими параметрами и параметрами торможения существенно, если кине тическая энергия потока составляет заметную долю от статической энтальпии или если член 1+0,5(£-1)Л/ 2 больше единицы. Так, Т*
превышает Т менее чем на 1%, если М <0,2. В выполненных ГТУ число Маха — М, как правило, превосходит значение 0,2 на входе
вкомпрессор, на выходе из камеры сгорания и турбины. Поэтому циклы ГТУ любых тепловых схем удобно изображать и рассчиты вать в параметрах торможения (цикл на рис. 3.1,6 приведен в пара метрах торможения, кроме точки 5). Для упрощения записи здесь и
вдальнейшем индекс * при параметрах состояния будем опускать, но будем иметь в виду, что это — параметры торможения. Заметим, что при необходимости вычислить скорость потока (число М или приведенную скорость А.) и статические параметры следует вос пользоваться уравнением неразрывности, куда, как известно, входит площадь сечения потока и массовый расход.
Перейдем к рассмотрению идеального цикла Брайтона, изобра женного на рис. 3.1,6 пунктирными линиями. Условия идеализации,
восновном, те же, что и у идеальных циклов ДВС, а именно: отсут ствуют гидравлические потери во всех элементах тепловой схемы и поэтому все процессы обратимы; неизменны теплофизические свойства и расход идеального рабочего тела, т.е. не учитываются следующие факторы: различие в свойствах воздуха и продуктов сгорания, расход топлива, поступающего в камеру сгорания (1 ...2% от расхода воздуха), отборы воздуха на охлаждение и утечки. С учетом этих условий идеальный цикл Брайтона состоит из двух об ратимых адиабат (изоэнтроп) сжатия 1ид, 2ид и расширения 3,4ид, а также двух изобар теплоподвода 2ид, 3 и теплоотвода 4ид, 1ид. От сутствуют изотермные (в параметрах торможения) процессы во входном и выхлопном устройствах.
Как видно из рис. 3.1,6, при сопоставлении в общей диаграмме состояния идеального и реального циклов были приняты следую щие два условия: общая точка 0 и 1ид, т.е. одинаковые параметры состояния окружающей среды (в идеальном цикле эти параметры соответствуют входу в компрессор); общая точка 3, определяющая параметры состояния на входе в турбину (начальную точку 1ид да лее будем обозначать без индекса).
вимых результатов вводится понятие так называемой международ ной стандартной атмосферы (MCA) или стандартных атмосферных условий (САУ): Рп =1,01325 бар=1,013бар, 7^ = 288К.
Максимальную температуру цикла, как известно, всегда целесо образно иметь возможно более высокой. В данном случае это видно из уравнения (3.9), согласно которому с ростом Г3 работа цикла f.t
непрерывно увеличивается. В ГТУ максимальная температура Т3
определяется возможностью изготовления турбины по условиям жаростойкости и жаропрочности элементов конструкции. Из этих соображений и задается температура Т , а задачей термодинамиче
ского анализа циклов является определение степени влияния Т на
термодинамическую эффективность цикла.
У существующих стационарных ГТУ средний уровень темпера туры Г3 составляет примерно 1423ЛТ (1150 °С), а максимальный дос
тигает 1723АГ (1450 °С). Поэтому здесь и в дальнейшем при иссле довании циклов ГТУ примем два значения Т3: 1423К (1150 °С) — в
качестве минимального и \12ЪК (1450 °С) - в качестве максималь ного значения. Это соответствует двум значениям отношения Т3/Т{
=4,94; |
*3 |
=5,98. |
(3.10) |
|
VI У |
||||
|
|
|
||
Наконец, последний из параметров цикла, |
влияющих на |
(' — степень повышения давления пк может осуществляться в дос
таточно широких пределах. Поэтому основной задачей термодина мического анализа простейшего цикла Брайтона является определе
ние оптимального значения |
пк , обеспечивающего максимальные |
|
показатели термодинамической эффективности. |
||
Рассмотрим зависимость |
от пк при Г( = const и Т3 = const по |
|
уравнению (2.9). Представим это уравнение в следующем виде: |
||
|
|
\ |
>,‘ с ,т; ( v - O |
Z L L - i |
|
Т. я,"' |
||
Отсюда следует, что (,t - 0 |
при двух значениях |
Jttl=l |
и л |
(3.11) |
Между этими значениями лк функция (3.9) имеет один макси
мум при оптимальном значении, пк( которое может быть найдено
из уравнения
Отсюда следует, что
(3.12)
Из сопоставления уравнения (3.12) с уравнением (3.11) видно,
что
(3.13)
Выражение для t tmu получается подстановкой уравнения (3.12) в
уравнение (3.9)
Графически зависимость £ от пк приведена на рис. 3.2,а при
двух указанных выше значениях T}/Tt равных 4,94 и 5,98. При рас
чете этих зависимостей теплофизические параметры идеального га за приняты средними между их значениями для воздуха и продук тов сгорания
*=1,36; R=287,8 Дж/кг-К; /« =— =0,265;
к
С =—=1,09 кДж/кг-К. |
(3.15) |
' т |
|
Рис. 3.2. Зависимости работы £t и КПД Т(/ цикла Брайтона
от степени повышения давления пк:
♦ ♦ -— термический |
КПД Т|/ |
ц и к ла;-------— |
внутренний КПД Т|. цикла при |
|
Т^/Г, =5,98; -о-^о-— |
работа идеального цикла £f |
при Тъ/ Т =4,94; - о - о -----работа |
||
идеального цикла £f при 7"3/Zj =5,98; А — значения |
Kkopt( = (T^/Tj )1/2ш при I |
для |
||
TjT{=4,94 и 5,98; ■ — значения |
Пк2=(Тг/Т])'1" при ^=0 для TjT{ =4,94 |
и 5,98; |
||
X— значения термического КПД Г|( при £1ми для |
7,/Г , =4,94 и 5,98; + — значения |
|||
термического КПД Т|; 0ЦК открытого цикла Карно при ^ = 0. |
|
Из рис. 3.2,а следует, что температура перед турбиной Т} очень
сильно влияет на работу цикла. Так, при увеличении отношения T3/Tt с 4,94 до 5,98, т.е. на 17% значение l t возрастает с 469 до
656 кДж/(кг-К), т.е. на 29%. При этом пк ( повышается с 20,4 до 29,2.
V S
Рис. 3.3. Влияние степени повышения давления на площадь идеального цикла Брайтона при Тг = const
Влияние пк на £t можно проиллюстрировать также на циклах,
изображенных в диаграммах состояния Р,\ и T,S при различных значениях пк и при Тг =const (см. рис. 3.3). Откуда видно, что пло
щадь цикла, эквивалентная t t, стремится к нулю при l t1 и при т)(, а
при некотором значении l t площадь цикла максимальна.
Перейдем к рассмотрению термического КПД. Используя урав нения (3.8), получим
|
|
Ч\ |
т2ид 2 г |
(3.16) |
|
|
J |
||
|
т |
т |
Тгид |
|
Поскольку |
|
|
||
T| |
=- 2 - = якт , то это уравнение приобретает вид |
|||
|
Uud |
|
|
|
|
|
|
|
(3.17) |
Таким образом, оказалось, что КПД идеального цикла зависит только от одного параметра рабочего процесса — степени повышения
давления. Зависимость л, |
Т |
|
= {TjTx)'lm приведена на рис. 3.2,6 |
от л; |
((,Ц) |
||
сплошной линией. |
’к |
|
|
|
|
|
Из уравнения (3.17) видно, что с ростом к к величина КПД цикла
повышается, и при пк-> ~ формально т|, 1 . Однако при заданной
температуре цикла Г, нельзя неограниченно повышать %к, так как
максимально возможное значение тс определяется равенством
температуры Т1ид в конце сжатия и заданной температуры Ту С уче том уравнения (3.11) получается, что
При этой степени повышения давления i t = 0, и цикл вырожда
ется в вертикальную линию 1-3 (см. рис. 3.3).
Подставляя в уравнение (3.17) выражение (3.11) для л,> получим КПД обратимого цикла Карно
(3.18)
Этот результат следует также из рассмотрения цикла на рис. 3.3, поскольку по мере увеличения l t вплоть до лГ обратимый цикл
Брайтона по коэффициенту заполнения площади приближается к обратимому циклу Карно. Значение Л, =Л,ода ПРИК к = п пне нах0‘
дится в противоречии с тем, что Ct = 0, так как одновременно со гласно уравнению (3.8) имеем qx = 0. Выражение для КПД л, = (,/я[
превращается в неопределенность вида |
Нетрудно убедиться в |
том, что раскрытие этой неопределенности с помощью уравнений (3.8) и (3.9) при пк=Ршх приводит к уравнению (3.18).
При nk=nkt термический КПД цикла, согласно уравнениям (3.12) и (3.17) равен
\< = l~ |
'ZL |
(3.19) |
|
Тъ' |
|
С увеличением отношения T}/Tt, КПД г|((. возрастает, но гораздо
слабее, чем (.чпах
Как видно из рис. 3.2, при изменении п( в интервале ntt — nt2
работа и КПД цикла изменяются в противоположных направлениях. Поэтому рациональные значения Г3 следует выбирать в этом интер
вале, принимая то или иное компромиссное решение между работой и экономичностью ГТУ. Более определенные рекомендации термо динамический анализ сделать не позволяет, и необходимо привле чение иных критериев технико-экономической эффективности.
Весьма существенным является вопрос о том, насколько резуль таты анализа идеального цикла справедливы для цикла реального (1-2-3-4-5 на рис. 3.1). Используя метод адиабатных КПД процессов сжатия и расширения, получим следующее уравнение для внутрен ней работы реального цикла:
L=T |
Л- |
(3.20) |
|
I |
1 тг г, ^ |
/ Vi-К "* -1) |
|
где пТ= PjPt — степень расширения газа в турбине;
т|т , ц.к — внутренние относительные КПД турбины и компрессора,
индексы «К» и «Г» относятся соответственно к теплофизическим параметрам воздуха и продуктов сгорания.
Различие в расходах продуктов сгорания и воздуха за счет топ лива, отборов на охлаждение и утечек можно учесть соответствую щим изменением внутреннего КПД турбины.
Гидравлические потери во входном и выходном устройствах и камер сгорания оцениваются коэффициентами падения давления
P t;
V
-А
вых р
4
II |
| о * |
v К„.Сc. = Aр
р < |
Г 2 |
С помощью этих коэффициентов легко установить связь между
где v_ = v |
v |
вых КС |
. |
|
|
|
|
Z |
BX |
|
|
|
|
|
|
Подставляя соотношение (3.2 1 ) в уравнение (3.20), получаем |
|||||||
|
|
|
|
Rr'HiT |
|
|
(3.22) |
|
|
|
|
mr Tl f i - , |
\ |
1 |
|
|
|
|
|
Чис^к |
|||
В |
частном |
случае для |
идеального цикла при Rr = RK=R, |
тг =тк =т, лТ2( уравнение (3.22), как и должно быть, переходит в
уравнение (3.9).
Выражение для l Jnmx, при котором достигается максимум зави симости (j от 71k при 7’3/7'| = const, определяется решением уравне
ния Э^/Эя* =0 |
|
|
|
|
|
V |
J__ |
|
Rr HiT^iK Ъ |
m/'+mк |
|
Як.и - |
R, V - - |
|
(3.23) |
|
|
Из сопоставления уравнений (3.22) и (3.23) с уравнениями (3.9) и (3.12) следует, что в качественном отношении зависимости внут ренней работы и работы идеального цикла (, от параметров ра бочего процесса тгк и r-,/Tj аналогичны. Но количественные разли
чия весьма существенны. Они состоят в том, что |
и это есте |
ственно объясняется наличием гидравлических потерь; |
£/=0 при |
я*>1 и тск < пкг \ значение лк (. примерно в 1,5 раза меньше, чем лк(
у идеального цикла; ^,тах также намного ниже t lmm: на 65% при T3/Tt = 4,94 и на 52% при Г3/Г, = 5,98.
Рассмотрим внутренний КПД реального цикла T3/Tt . Теплота,
подводимая в реальном цикле (см. |
рис. 3.1), равна |
|
^ Срycj(7) |
~Тт), |
(3.24) |
где С усд — условная теплоемкость процесса теплоподвода. |
|
Температуру воздуха за компрессором Тг можно определить, приравняв два идентичных выражения для внутренней работы ком прессора — в форме (3.2) и с использованием внутреннего КПД компрессора
£ = С |
(т-т,)=с |
2 |
J |
|
|
(3.25) |
|||
iK |
р ср I V 2 I / |
р ср |
|
1чк |
Решая уравнение (3.25) относительно Т2, получим |
||||
|
|
<* - 1 |
(3.26) |
|
|
Т2- ТI 1+-*---- |
|||
|
|
Пк |
|
, |
Для определения qt в функции параметров рабочего процесса
Ту/Тх и кк подставим выражение (3.26) для Т2 в уравнение (3.24)
ч,=т,с |
"Г1 - 1 I |
(3.27) |
“ I I р |
л |
|
|
|
|
Внутренний КПД реального цикла |
|
|
|
4 = ^ -. |
(3.28) |
После подстановки в выражение (3.28) уравнений (3.22) и (3.28) можно убедиться в том, что в отличие от термического КПД иде ального цикла, который определяется уравнением (3.17), внутрен ний КПД т|., зависит не только от п(, но и от отношения Т2/Тг В
этом состоит одно из существенных отличий т|. от .
Как показывает анализ уравнений (3.22), (3.27) и (3.28), внут ренний КПД т/, не возрастает монотонно с увеличением лк при Гз/Г, = const, а имеет максимум при некотором значении як2>лк(. , а затем падает до нуля при том значении лк, при котором £{ - О (пунктирная кривая на рис.3.2,б). Это объясняется тем, что при £, =0 теплота в цикле должна подводиться, т.е. qx > 0, а работа цик ла полностью затрачивается на преодоление гидравлических по терь. Таким образом, при лк < ккц зависимости г/, и щ от лк в каче