Кпд газотурбинного двигателя и удельная работа

Идеальные циклы газотурбинных

Двигателей

Принципиальная схема газотурбинного двигателя показана на рисунке 10.1,а. Атмосферный воздух, попадая в компрессор КМ, сжимается и перемещается в камеру сгорания КС, куда одновременно подаётся газообразное или жидкое распыленное форсункой топливо. Горение топлива происходит при постоянном давлении, в результате чего температура и удельный объём газа увеличиваются. Из камеры сгорания газовый поток поступает в турбину ГТ, где происходит преобразование потенциальной энергии газа сначала в кинетическую, а затем в энергию вращения рабочего ротора турбины. Часть работы,

полученной в турбине, расходуется на привод компрессора, находящегося на одном валу с турбиной, а остальная энергия в форме работы передаётся потребителю, которым может быть гребной винт, электрогенератор или иной механизм. Отработавший в турбине газ выбрасывается в атмосферу.

Существуют газотурбинные двигатели с замкнутой системой циркуляции рабочего тела. Схема такого двигателя показана на рисунке10.1,б. Роль камеры сгорания здесь выполняет теплообменник ТИ, в котором от внешнего источника (например, от тепловыделяющих элементов атомного реактора) теплота передаётся рабочему телу. В этой схеме есть теплообменник ТП, в котором теплота передаётся в окружающую среду (охлаждающий атмосферный воздух или вода). В предыдущей открытой схеме роль этого теплообменника выполняет атмосферная среда.

На рисунке 10.2 показан цикл ГТД с изобарным подводом теплоты. На диаграммах:

1-2 — адиабатный процесс в компрессоре,

2-3 — изобарный подвод теплоты в камере сгорания,

3-4 — адиабатное расширение газа в турбине,

4-1 — изобарный отвод теплоты


Отношение давлений в процессе сжатия газа в компрессоре называется степенью повышения давления в компрессоре , а отношение удельных объёмов в процессе изобарного подвода теплоты называется степенью предварительного расширения .

При термодинамическом анализе циклов ГТД следует помнить, что рабочее тело находится в потоке, и это должно найти отражение в применяемых формулах.

Термический кпд рассматриваемого цикла определяется по формуле

(10.1)

Температуры в характерных точках цикла определяются, исходя из того, что известны параметры в точке 1 , а также — безразмерные характеристики b и r:

из соотношения между параметрами в адиабатном процессе 1-2 следует ;

из соотношения между параметрами в изобарном процессе 2-3 определяется неизвестная температура в точке 3;

из соотношения между параметрами в адиабатном процессе 3-4 находится неизвестная температура в точке 4

(10.2)

После подстановки значений температур в формулу (10.1) получается

,

и, после сокращений,

(10.3)

Из формулы (10.3) следует, что термический кпд этого цикла зависит от степени повышения давления и показателя адиабаты газа. В реальных двигателях степень повышения давления в компрессоре составляет b =5-8.

Давления и удельные объёмы в характерных точках цикла определяются с помощью уравнения состояния идеального газа и с учётом особенностей цикла:

Удельная работа цикла ГТД с изобарным подводом теплоты определяется как алгебраическая сумма работ турбины и компрессора, при этом следует понимать, что работа турбины положительна, а работа компрессора отрицательна.

Удельная работа газа в турбине равна

(10.4)

На диаграмме p — v работа турбины изображается площадью 34аб.

Удельная работа газа в компрессоре, изображаемая на диаграмме p — v площадью 12ба равна

(10.5)

С учётом (10.4) и (10.5) удельная работа цикла, определяемая на диаграмме площадью 1234, равна

(10.6)

Газотурбинные двигатели обладают рядом достоинств: они малогабаритны, их конструкция уравновешена, а массовые характеристики наилучшие среди существующих двигателей. Основной их недостаток — низкая экономичность, выражающаяся в больших расходах топлива.

Для выяснения причин низкой экономичности следует сравнить цикл ГТД с циклом ДВС. Такое сравнение представлено на рисунке 10.3,а где в диаграмме T — s показаны эти циклы при следующих условиях :

— одинаковые начальные параметры газа;

— одинаковы давления в конце процесса сжатия;

— одно и то же количество подведённой теплоты в одинаковых процессах подвода теплоты;

— одно и то же рабочее тело.

В цикле ДВС ( ) отвод теплоты производится в изохорном процессе , а в цикле ГТД ( ) это происходит в изобарном процессе . При одинаковой подведённой теплоте (пл.23mn) в цикле ГТД отводится меньше теплоты на величину площади . Это означает, что термический кпд цикла ГТД больше чем в цикле ДВС. Отсюда следует, что причину низкой экономичности следует искать не в форме цикла, а в температурах подвода и отвода теплоты.

На рисунке 10.3,б показаны циклы ГТД и ДВС, в которых учтены особенности реальных процессов подвода теплоты. В поршневых дизелях максимальная температура горения достигает 2000 К, а в реальных газотурбинных установках эта температура не превышает 1200 К. Такое различие обусловлено принципом действия этих двигателей.

В поршневом ДВС после процесса горения детали камеры сгорания омываются потоком всасываемого относительно холодного воздуха, и детали на такте всасывания остывают. В камере сгорания и проточной части турбины детали находятся в постоянном потоке горячего газа и, естественно, для их надёжной работы температуру потока следует иметь более низкую. В дизелях коэффициент избытка воздуха, определяющий температуру газа при горении, составляет 1,4-2,0 , а в ГТД он более 4-5. Это означает, что кроме воздуха, необходимого для горения исходя из химических соотношений, в камеру сгорания ГТД подаётся в 4-5 раз больше холодного наружного воздуха.

Из графика видно, что при одинаковом количестве подведённой в циклах теплоты ( ) отведённая в цикле ДВС ( ) теплота, определяемая площадью , значительно меньше отведенной в цикле ГТД ( ) теплоты, характеризуемой площадью . Таким образом, низкая экономичность газотурбинных двигателей по сравнению с поршневыми ДВС обусловлена более низкой средней температурой горения топлива, которая, в свою очередь, ограничена термостойкостью материалов, из которых выполняются детали двигателей.

Для повышения термического кпд и снижения расхода топлива в ГТД применяют регенерацию теплоты. Схема газотурбинной установки с регенератором РГ показана на рисунке 10.4.

Идея регенерации проста — теплота отработанных газов используется для предварительного нагрева сжатого в компрессоре КМ воздуха. После сжатия воздух поступает в регенератор РГ, нагревается за счет теплоты отработанных газов и затем направляется в камеру сгорания КС, где его параметры (температура и удельный объём) доводятся до определённых значений при подводе теплоты в процессе горения топлива. После этого газ поступает в турбину, где отдаёт энергию ротору турбины, затем он проходит регенератор, передавая теплоту сжатому воздуху, и выбрасывается в атмосферу.

Читайте также:  Если перегреть двигатель что случается

В цикле регенеративного ГТД, изображенного в диаграмме T — s на рисунке 10.4, показаны следующие процессы:

1-2 — адиабатное сжатие в компрессоре;

2-2’ — изобарный подвод теплоты к сжатому воздуху в регенераторе;

2’ -3 — изобарный подвод теплоты с воздуху в камере сгорания;

3-4 — адиабатное расширение в проточной части турбины;

4-4’ — изобарный отвод теплоты от продуктов сгорания в регенераторе;

4’-1 — изобарный отвод теплоты от продуктов сгорания в атмосферу.

Регенерация теплоты возможна в том случае, когда температура выпускных газов выше температуры воздуха после компрессора.

В идеальном случае теплота процесса 4-4’ численно равна теплоте процесса 2-2’:

В реальных условиях осуществить полную регенерацию невозможно, так как теплообмен возможен только при наличии разности температур между греющим газом нагреваемым воздухом. Эффективность теплообмена оценивается степенью регенерации s, которая представляет собой отношение реально используемого перепада температур к располагаемому температурному перепаду:

, (10.7)

где — максимальная температура нагрева воздуха в регенераторе

В судовых газотурбинных установках регенерация применяется довольно часто, так как этот метод позволяет значительно снизить удельный расход топлива.

Источник

1.3. Коэффициент полезного действия и удельная работа действительного цикла гту

Действительный цикл газотурбинной установки отличается от теоретического прежде всего наличием внутренних необратимых потерь, которые являются следствием наличия гидравлических сопротивлений по трактам ГТУ, несовершенством преобразования энергии в осевых компрессорах и газовых турбинах, механических потерь в подшипниках, неполноты сгорания топлива, потерь тепла в окружающую среду со стороны внешнего корпуса установки, а также утечек рабочего тела через различные лабиринтные уплотнения. В реальных установках, эксплуатируемых на газопроводах, неизбежны также вспомогательные расходы энергии: на привод топливных и масляных насосов, подогрев топлива, на вентиляторы воздушного и масляного охлаждения и т. д.

В силу этого приведенный эффективный КПД газотурбинной установки можно представить как произведение следующих сомножителей:

(1.16)

где — КПД эффективно-термодинамического цикла ГТУ;— КПД систем организации цикла ГТУ;— коэффициент, учитывающий утечки рабочего тела в цикле установки.

Эффективно-термодинамическим циклом газотурбинных двигателей называются круговые процессы, удовлетворяющие требованиям термодинамической теории тепловых двигателей и требующего наименьшего количества эмпирических данных для расчетного определения основных показателей внутренних процессов реальных двигателей – коэффициента полезного действия и удельной работы ГТУ [3].

Естественно, что основным сомножителем в выражении (1.16) является величина , определяемая видом цикла, термодинамическими и гидродинамическими характеристиками действительных процессов в установке.

На Рис. 1.7 приведены принципиальная схема простейшей одновальной ГТУ (в целях простоты рассмотрения) и ее действительный цикл в координатах p-vиT-sсо сгоранием топлива в процессеp=idem. Следует отметить, что в показателях одновальной и двухвальной установки на номинальном режиме работы нет принципиальной разницы.

Определим для этой установки выражение эффективно-термодинамического КПД — с. С учетом соотношений (1.2) и (1.3) потенциальные работы расширения в турбине WT и сжатия в компрессоре WK имеют вид (цифрами со штрихом отмечены фактические параметры рабочего тела на выходе компрессора и газовой турбины):

WK = (1.18)

где к и т — соответственно внутренние относительные КПД компрессора и газовой турбины.

Введем в расчеты коэффициенты, отражающие необратимость действительных процессов цикла:

Изменение физических свойств воздуха в процессе сжигания в нем топливного газа

(1.19)

гидродинамические потери в трактах газотурбинной установки

(1.20)

Введение этих коэффициентов позволяет преобразовать выражение (1.17) — работы расширения к виду () :

(1.21)

Полное количество тепла, подведенного к воздуху в камере сгорания

(1.22)

Соответственно будет формироваться расчетное выражение эффективно-термодинамического КПД цикла ГТУ [2]:

(1.23)

(1.24)

(1.25)

m – приведенный эффективный КПД турбомашин:

(1.26)

В отличие от теоретического цикла, функция (1.23) при заданных значениях температурной характеристики , КПД турбомашин и гидравлических сопротивлений имеет максимум по параметру , или, что то же, по величине k.

Очевидно, что характер зависимостей с = с () определяется характером двух кривых —  = 1 - =  () и (). На диаграммах Рис. 1.8 приведены все эти три функции при  = 4: для теоретического цикла а), цикла с учетом только относительных значений КПД турбомашин б),(к = т = 0,85) и цикла, учитывающего гидравлические сопротивления в),(к = т = 0,85; 1 = 1; 2 = 0,9).

Данные диаграмм Рис. 1.8 показывают, что во всех случаях величины коэффициентов полезной работы  = 1-  и относительной характеристики подвода тепла с повышением значения монотонно снижаются вплоть до нулевого значения. Изменение с определяет различный характер протекания этих зависимостей. В теоретическом цикле условия  = 0 и = 0 имеют место при одном и том же значении = . Введение в расчеты потерь в турбомашинах (их относительных КПД ) приводит к тому, что повышается крутизна прямой линии  =  () и, что главное, численное значение  = 0 получается при меньших значениях , нежели = 0. Именно это обстоятельство и приводит к образованию максимума функциис и прохождению ее через вторую нулевую точку. Гидравлические сопротивления еще в большей степени усугубляют это положение – сдвиг функции с = с () в сторону меньших значений величины  приводит и к снижению численного значения самой этой функции в).

Влияние гидравлических сопротивлений на КПД установки зависит от величины коэффициента полезной работы  = 1 — . Чем выше этот коэффициент , тем меньше чувствительность цикла к необратимым потерям. Если принять, например,  = 0,6-0,7, то оказывается, что снижение коэффициента 2 на 1% приводит к повышению КПД цикла на 2,5-3%, что весьма ощутимо.

Следует отметить, что на положение экстремума самой кривой с = с (k) влияет вид закона сопротивлений по трактам ГТУ, который принимается в расчетах установки в качестве независимой величины. Наиболее часто в расчетах используется закон о неизменности абсолютной величины потерь напора в отдельных элементах установки (на входе осевого компрессора, по камере сгорания ГТУ, на выхлопе газовой турбины и т.д.).

Численная величина потери мощности ГТУ при известном сопротивлении какого-либо участка установки может быть определена по следующему соотношению, непосредственно вытекающего из понятия потенциальной работы сжатия (расширения):

для воздушной стороны ГТУ (участок, вход воздуха – камера сгорания)

для газовой стороны НТУ (выход турбины – дымовая труба)

Читайте также:  Из за чего греется двигатель на лада приора

где рв , рг — соответственно гидравлические сопротивления рассматриваемых участков воздушного и газового трактов ГТУ, выраженные в паскалях (1 мм.вод.ст.  10 Па); Vв , Vг — соответственно объемные расходы рабочего тела на рассматриваемом участке ГТУ, м 3 /сек; к и т соответственно кпд осевого компрессора и газовой турбины.

Выражение удельной работы рассматриваемого цикла может быть сведено к виду [2]:

(1.27)

Функция he = he (k) дважды обращается в нуль: один раз при  =1, второй раз при  = 1, т.е. когда  =  2 m (соотношение 1.24). Следовательно, уравнение (1.27) проходит через максимум.

Оценка состояния проточной части газотурбинной установки в целом может быть осуществлена, например, на основе сопоставления между собой температур реального процесса расширения по газовой турбине (z = T3 / T4 1 ) — по компрессору (с = Т2 1 / Т1) [ 17 ]:

(1. 28)

(1.29)

где коэффициенты — характеризуют потери давления соответственно в процессе подвода теплоты на участке тракта компрессор-турбина, потери давления на входе в осевой компрессор (на входном патрубке и фильтрах) и потери давления на выхлопе турбины (регенератор, утилизационные устройства, выхлопная труба); к  — показатель внешнеадибатического (реального) процесса сжатия (расширения):

к = Срv (1. 30)

Коэффициент потерь работы в уравнении (1.30) – величина абсолютная , а знак перед ним соответствует знаку работы (плюс в процессах расширения, минус в процессах сжатия). Следовательно, показатель реального процесса расширения всегда меньше показателя адиабаты (к   к ), показатель реального процесса сжатия всегда больше показателя адиабаты (к   к).

Анализ уравнения (1.29) показывает, что коэффициент суммарно определяет все виды потерь в цикле ГТУ, характеризует совершенство ее проточной части, а также отклонения от исходного состояния в результате загрязнения, коробления и т. п. численные значения этого коэффициента для регенеративных ГТУ и установок с развитой системой утилизации могут находиться в диапазоне 0, 90-0,93; для установок без регенерации теплоты отходящих газов на уровне 0,95-0,97. В процессе эксплуатации эти величины изменяются относительно слабо (Рис. 1. 9). Данные Рис. 1.9 на примере установки ГТ-750-6 в зависимости от наработки одновременно отражают и влияние относительных КПД осевого компрессора и газовой турбины на характеристику.

Как показывают данные Рис. 1.9, значительно большее влияние на изменение характеристики проточной части ГТУ, а следовательно и на характеристики агрегата в целом, оказывают изменения численных значений ее относительных КПД – осевого компрессора и газовой турбины.

Общее исходное выражение для относительных КПД осевого компрессора и газовой турбины можно записать в виде (верхние знаки для турбины, нижние для осевого компрессора):

(1.31)

(1.32)

Соотношение (1.32) известно как выражение политропного КПД турбомашин (верхние знаки для процесса расширения, нижние –для сжатия).

Между показателями реального процесса и внутренними относительными КПД компрессора (турбины) прослеживается четкая линейная зависимость (Рис. 1.10):

(1.33)

(1.34)

Наличие графических зависимостей (Рис.1.10) между относительными КПД и показателями реальных процессов сжатия (расширения) дает возможность в эксплуатационных легко определять численные значения относительных КПД осевого компрессора и газовой турбины по показаниям штатных контрольно-измерительных приборов.

Определение показателей реальных процессов сжатия (расширения) осуществляется по уравнению политропы с переменным показателем:

(1.35)

(1. 36)

где индексами «1» и «2» отмечены соответственно начальные и конечные параметры рабочего тела в процессе сжатия и расширения.

Численные значения относительных КПД осевого компрессора и газовой турбины, характеризующие степень совершенства процессов сжатия и расширения, а также изменение их в процессе эксплуатации, одновременно могут быть подсчитаны (как отмечалось выше) через соотношения соответствующих удельных работ в реальных процессах и соответствующих адиабатных перепадов процессов рабочего тела по компрессору (газовой турбине).

Зная изменение численных значений относительных КПД осевого компрессора и газовой турбины в процессе эксплуатации, относительно несложно, в частности, определить их влияние на относительное изменение КПД установки в целом.

Влияние изменения численных значений относительных КПД компрессора и газовой турбины на КПД установки в целом, а также изменение оптимального соотношения давлений сжатия по условию достижения максимального значения КПД ГТУ характеризуются данными Рис. 1.11, которые свидетельствуют о том, что увеличение численных значений КПД компрессора и турбины не только увеличивает значение КПД установки, но и осуществляет сдвиг оптимального соотношения давления сжатия в сторону больших значений.

Предположим, что относительные значения КПД осевого компрессора и газовой турбины в соотношении (1.31) изменились на величину . Тогда уравнение для определения удельной работы ГТУ после изменения относительного КПД на величинусоставит [ 12 ]:

(1.37)

Сопоставляя между собой соотношение (1.37) и аналогичное ему, но только без учета изменения численного значения относительного КПД осевого компрессора, получим:

(1.38)

Аналогичными рассуждениями можно оценить и влияние изменения КПД осевого компрессора на КПД установки в целом. Действительно, КПД установки определяется как отношение удельной работы агрегата к удельному количеству тепла, подведенного в камере сгорания на единицу количества поступившего воздуха:

(1.39)

где q– количество удельного тепла, подведенного в камере сгорания ГТУ на единицу количества поступившего воздуха при исходном значении КПД осевого компрессора:

(1.40)

где t3 – температура газов на выходе из камеры сгорания (на входе в ТВД);t2 1 — температура воздуха на входе в камеру сгорания (в без регенеративных ГТУ – на выходе из осевого компрессора);— КПД камеры сгорания, величина довольно стабильная.

При изменении КПД осевого компрессора, уравнение (1.39) принимает вид:

(1.41)

Сопоставляя между собой соотношения (1.39) и (1.41) и полагая, что при незначительном изменении КПД осевого компрессора, расход топлива по камере сгорания остается неизменным, получим:

(1.42)

Аналогично, можно проследить и то, как будет изменяться КПД ГТУ при изменении относительного КПД газовой турбины. Действительно при исходном выражении КПД турбины, КПД установки имеет вид:

(1.43)

При изменении относительного КПД турбины, уравнение (1.43) принимает вид:

(1.44)

Сопоставляя между собой соотношения (1.43) и (1.44), получим:

(1.45)

где — во всех случаях представляет собой соотношение мощностей (работ) осевого компрессора и газовой турбины.

Если принять, к примеру, величину на уровне 0,01, то при= 0,67, соотношение (1.45) показывает, что КПД установки при этом увеличивается на 3%; при= 0,60 это увеличение составит 2,5% и т.д. Это свидетельствует о том, что чем меньше значение величины, тем меньше влияние изменения относительного КПД турбины на изменение КПД ГТУ и наоборот.

Читайте также:  Как проверить двигатель при покупке без авто

Примерно таким же соотношениям подчиняется и изменение удельной работы ГТУ при изменении относительных КПД турбины и осевого компрессора:

(1.46)

Следует также отметить, что влияние относительного изменения КПД турбины на мощность ГТУ несколько больше, чем в случае изменения относительного КПД осевого компрессора, а применительно к оценке экономичности двигателя это различие еще более ощутимо (Рис. 1.12).

В реальных циклах на его показатели большую роль играют температурные параметры (Т1, Т3и соотношение Т31).

При заданных величинах гидравлических сопротивлений по циклу и эффективности турбомашин, каждому значению температурной характеристики соответствует оптимальное значение параметров компрессора (), при котором эффективно-термодинамический КПД установки достигает максимума. Приведенные выше диаграммы (Рис. 1.8) показывают, что повышение температуры газов перед турбиной Т3или понижение температуры воздуха перед компрессором Т1 , что эквивалентно увеличению, приводит к неизменному и весьма существенном повышению КПД установки и ее удельной работы.

Задача 1.3. Определить основные показатели эффективно-термодинамического (реального) цикла газотурбинной установки простейшей схемы при следующих исходных данных: начальная температура воздуха на входе в осевой компрессор, t1 = +15 C; температура продуктов сгорания на входе в газовую турбину, t3 = 800 C; относительный адиабатический КПД осевого компрессора, = 0,85; относительный адиабатический КПД газовой турбины; приведенная характеристика сети, учитывающая влияние гидравлических сопротивлений, а также различие в средних теплоемкостях рабочего тела в процессах сжатия и расширения,; потери и служебные расходы воздуха, 1-m =0,05. Сама величина m определяется как отношение количества рабочего тела, проходящего через турбину к количеству рабочего тела, поступившего на сжатие; КПД камеры сгорания = 0,95; степень регенерации,= 0,80 .

Решение [3]. По уравнению (1.10) определяется соотношение граничных абсолютных температур цикла:

Произведение основных относительных коэффициентов полезного действия, характеризующих отличие реальных процессов от идеальных:

Приведенное (действительное) соотношение граничных абсолютных температур цикла (с учетом необратимых потерь):

Из уравнения (1.11а) определяется характеристика адиабатического расширения, соответствующая условию получения наибольшей удельной работы:

В целях упрощения результатов расчета в качестве рабочего рассматриваемого цикла рассматривает рассматривается сухой воздух.

Графическое отображение зависимости приводит к выводу, что при заданной степени регенерациихарактеристика адиабатического расширения в условиях энергетически наивыгоднейшего режима работы (составит:

Следовательно, средняя абсолютная температура рабочего тела (воздух) в процессе адиабатического расширения может быть определена соотношением:

Соответствующее значение теплоемкости рабочего тела Срm,тур.= 1,1225 кДж/кг К;

Отсюда следует соотношение граничных давлений расширения по турбине:

Средняя абсолютная температура воздуха в процессе адиабатического сжатия:

Соответствующее значение теплоемкости воздуха в процессе, согласно соответствующим таблицам, составит: Срm,ком = 1,0529 кДж/кгК.

Характеристика адиабатического сжатия с учетом приведенной характеристики сети составит:

Соответственно, соотношение граничных давлений сжатия (соотношение граничных давлений цикла):

По уравнению (1.9) определяется соотношение мощностей осевого компрессора и газовой турбины в энергетически наивыгоднейшем режиме цикла:

Удельная работа в энергетически наивыгоднейшем режиме:

Конечные абсолютные температуры рабочего тела в процессах расширения и сжатия:

Соотношение разностей температур, характеризующее возможности регенеративного использования тепла:

КПД эффективно-термодинамического цикла простейшего реального газотурбинной установки в условиях энергетически наивыгоднейшего режима работы в итоге составит:

В цикле наибольшей удельной работы средние температуры и основные показатели подсчитываются аналогично.

Результаты расчетов показывают, что в условиях регенеративного использования тепла энергетически наивыгоднейший режим работы имеет несомненные преимущества сравнительно с режимом наибольшей работы, в особенности в эксплуатационной нагрузке установок. Основная характеристика переменного режима работы играет особенно большую роль в стабилизации показателей рабочего процесса на частичных нагрузках и при ухудшении относительных КПД компрессора и газовой турбины.

Задача 1.4. Определить относительный адиабатический КПД осевого компрессора, работающих при следующих исходных данных: степень сжатия по компрессору равна 10; начальная температура процесса сжатия t1=+15 C; конечная температура реального процесса сжатия t2 =340 C.

При расчетах термодинамических циклов газотурбинных агрегатов с достаточно высокой степенью точности расчетов можно использовать соотношения законов идеальных газов (прежде всего в силу небольших соотношений давлений рабочего тела по тракту установки). При этом условии все параметры рабочего тела определяются только в функции температуры рабочего тела.

Относительный адиабатический КПД компрессора в этом случае определяется как отношение обратимой работы в процессе адиабатического сжатия к реальной работе в пределах заданных температур процесса.

где ha и hp – соответственно энтальпия в адиабатическом (обратимом) и реальном процессах сжатия, определяемые только как функции температуры процессов; Сpm и C 1 pm – средние теплоемкости а адиабатическом и реальном процессах сжатия. В силу стабильности теплоемкостей при таких уровнях температур, в расчете их можно принять численно равными; Та— конечная температура адиабатического процесса сжатия. Из уравнения адиабаты эта температура определяется соотношением:

Задача 1.5. В результате проведенного ремонта проточной части газовой турбины (наплавка метала на концы лопаток, установка сотовых уплотнений и т.п.) относительный КПД газовой турбины увеличился на 2,4%, с величины 0,85 до величины 0,87: или на 2,4 %. Определить как это отразилось на изменение КПД и мощности установки в целом.

Решение. При заданных значениях относительных КПД компрессора и газовой турбины, выражение для внутреннего КПД установки записывается в форме (соотношение 1.43):

(а)

При изменении внутреннего относительного КПД турбины на величину , приведенное соотношение принимает вид:

(б)

Сопоставляя между собой соотношения (а) и (б) и принимая во внимание, что при изменении относительного КПД турбины удельный расход топлива по камере сгорания практически не изменяется, получим:

(в)

Последнее соотношение получили, разделив числитель и знаменатель на величину и введя в рассмотрение параметр, характеризующий соотношение удельных работ компрессора и газовой турбины, численная величина которого на номинальных режимах работы ГТУ изменяется в диапазоне 0,65-0,70. Следовательно, при, увеличение относительного КПД газовой турбины на 2,4% приведет к увеличению КПД установки в целом примерно на 4%.

Аналогичным соотношением определяется и изменение мощности установки при изменении относительного КПД газовой турбины.

Используя различные численные значения величин, входящих в соотношение (в), можно проследить как будет меняться КПД установки и при других исходных данных.

Источник