«Исследование газопаротурбинной энергетической установки с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменнике ...»

Государственный комитет по высшему образованию

Российской Федерации

Московский авиационный институт

(государственный технический университет)

На правах рукописи

УДК 629.7.36

Юн Александр Александрович

Исследование газопаротурбинной энергетической установки с

двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменнике Специальность 05.07.05 Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов Диссертационная работа на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель:

кандидат технических наук, ведущий научный сотрудник Крылов Б. А.

Москва МАИ Предисловие Представленная диссертация является итогом трехлетней работы в Московском авиационном институте на кафедре 201 «Теория и расчет воздушно-реактивных двигателей».

В первую очередь, хотелось бы поблагодарить моих научных руководителей Крылова Б.А. и Бакулева В.И. за их чуткое руководство и энтузиазм в научных изысканиях.

Кроме того, я хотел бы выразить благодарность кафедре 201, в особенности ее зав. кафедры Агульнику Б.А. и членам кафедры Батенину А.В., Емину О.Н., Христофорову И.Л., а также доценту каф. Афанасьеву А.А. за поддержку и плодотворные дисскусии во время написания работы.

Отдельное спасибо секретарю ученого совета Никипорец Э.Н. за большую работу, проведенную с документацией.

Также хотелось бы поблагодарить моих коллег и сокурсников, в особенности Хвисюк Е., Вовка М., Поветкина Д., Син Донг Суна, Жмаева Д., Ланцова В. за постоянную готовность помочь, а также веселое время, проведенное в студенчестве.

Отдельная благодарность фирме MTU, представившей данные по серийной стационарной установке с впрыском пара LM 2500+.

Данная работа была бы невозможна без моральной поддержки, терпения и помощи жены, а также отца, инженера по летательным аппаратам.

Юн Александр -2ОГЛАВЛЕНИЕ Перечень основных условных обозначений, сокращения и индексы Введение 1. Газопаротурбинная энергетическая установка с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменном аппарате 1.1 Принцип организации рабочего процесса и термодинамический цикл ГЭУ 1.2 Алгоритм термодинамического расчета ГЭУ с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменном аппарате 1.3 Математическая модель термогазодинамического расчета 2-го уровня 1.4 Проверка достоверности математической модели термогазодинамического расчета 1.5 Параметрический анализ ГЭУ с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла Дроссельные характеристики ГЭУ при т = const и 2. эж = lin 2.1 Программы регулирования ГЭУ Программа регулирования T4 = const, m = var Программа регулирования m = const, T4 = var Программа регулирования T4 = var, m = var 3.1.1 Эжектор с цилиндрической камерой смешения 3.1.2 Эжектор с камерой смешения переменной площади (сужающийся канал) 3.1.3 Эжектор с камерой смешения переменной площади и цилиндрической частью 3.1.4 Расчет геометрических размеров струйного эжектора с цилиндрической камерой смешения 3.2.2 Экспериментальные исследования модельной турбины 3.3.1 Приближенный расчет газожидкостного теплообменника 4. Сопоставление дроссельных характеристик ГЭУ с учетом влияния характеристик эжектора и турбины энергетической установки индексы Основные условные обозначения N – мощность, кВт;

N уд – удельная мощность, кВтс/кг;

L – работа, Дж/кг;

- коэффициент полезного действия (КПД);

е – эффективный КПД;

T - температура, К;

P - давление, Па;

к - степень повышения давления компрессора;

эж - степень повышения давления в эжекторе;

- коэффициент избытка воздуха;

GВ – расход воздуха, кг/с;

G H 2O – расход воды, кг/с;

- коэффициент восстановления полного давления;

m – относительный расход воды;

qт – относительный расход топлива;

Cе – удельный расход топлива, кг/кВтч.

Индексы 0 – невозмущенный поток, окружающая среда;

1 – сечение на входе в компрессор;

2 – сечение за компрессором;

3 – сечение перед турбиной компрессора;

4 - сечение за турбиной компрессора;

4 - сечение за дополнительной камерой сгорания;

4 – сечение за парогазовым эжектором;

5 – сечение за свободной турбиной;

5 - сечение за теплообменным аппаратом.

Остальные обозначения и индексы расшифрованы в тексте.

Народному хозяйству требуются высокоэкономичные, экологически чистые энергетические и двигательные установки высокой и средней мощности для тепловых электростанций, нефте- и газоперекачивающих станций, судовые и локомотивные двигатели.

Основой для разработки и создания таких энергетических и двигательных установок может являться конверсия высокоэффективных современных авиационных газотурбинных двигателей. Одним из вариантов создания такой установки является газопаротурбинная энергетическая установка (ГЭУ), предложенная Бакулевым В. И. и Козляковым В. В. (авторское свидетельство № 5048457/06 от 01.22.1992). Полученный в теплообменнике пар может использоваться, как второе рабочее тело в термодинамическом цикле энергетической установки, с помощью которого можно понизить уровень температуры рабочего тела перед турбиной и увеличить эффективную работу системы. Использование бинарного газопарового термодинамического цикла позволяет также существенно улучшить экологическую чистоту энергетических и двигательных установок. Данная установка имеет значительную мощность и эффективность на уровне современных ГТД.

Также возможно использование горячей воды, полученной из сконденсированного пара, для отопления жилых и производственных помещений, что значительно повысит КПД двигателя. В этом случае ГЭУ превращается в автономную теплоэлектростанцию, позволяющую обеспечить потребителя электрической энергией и горячей водой. Таким образом применение ГЭУ может стать эффективным путем решения проблемы обеспечения теплом и электроэнергией небольших населенных пунктов, отдаленных от единой энергосистемы городских поселков, а также энергоснабжения дальних гарнизонов и мест добычи полезных ископаемых.

Анализ опубликованных работ и постановка задачи исследования Возможности использования авиационных двигателей на земле рассматривались еще на заре газотурбостроения. В 1935 г. В.В.

Уваровым были рассмотрены возможные области применения газовых турбин.

Несмотря на то, что возможности использования авиационных двигателей на земле рассматривались еще на заре газотурбостроения применение газотурбинных двигателей и установок в других областях техники до последнего времени явно отставало от возможностей, которыми располагают эти машины. За последние годы это положение несколько изменилось, главным образом за счет использования газотурбинных установок, в том числе и имеющих авиационную родословную, в качестве энергетических установок на станциях газоперекачки магистральных газопроводов, где основным требованием к ним стало стремление иметь агрегаты, допускающие автономную экономичности не являлись определяющими.

В качестве энергопривода авиационные ГТД используются для электрогенераторов, нефтеперекачивающих и газоперекачивающих агрегатов, буровых установок и т. д.

Авиационные газотурбинные двигатели получили широкое применение в качестве энергоприводов в газоперекачивающих агрегатах. Использование ГТД в газоперекачивающих установках осуществлялось путем перевода двигателей на газообразное горючее, что потребовало замены жидкостной системы питания на газовую, изменения системы смазки и охлаждения, создания системы автоматического управления работой газоперекачивающего агрегата, конструктивного изменения в двигателях, изменения системы регулирования и пусковых устройств.

В качестве источников сжатого воздуха достаточно широкое использование ГТД получили в газоструйных машинах для очистки от льда, снега, мусора взлетно-посадочных полос аэродромов, железнодорожных путей, автомобильных дорог и т. п. В аэропортах гражданской авиации для удаления льда и гололедных образований используется газоструйная машина ТМ-59 на базе ГТД ВК-1. В 1975 г. на базе этого же двигателя была создана более совершенная газоструйная льдоуборочная машина ТМ-255.

С использованием газоструйного двигателя ВК-1 в качестве генератора газа создана землеройная метательная машина. Установка смонтирована на колесном прицепе, на котором установлен двигатель ВК-1, бак для горючего, плужное устройство, эжектор и разгонная труба. При движении машины плугом-ножом подрезается грунт, который поступает в эжектор и воздушным потоком с большой скоростью в раздробленном состоянии удаляется в отвал.

Таковы некоторые примеры использования ГТД в наземных установках народного хозяйства. Рассмотренными примерами далеко не исчерпывается перечень возможного применения наземных установок с ГТД. Так, например, на железнодорожном транспорте применяются установки с ГТД для очистки вагонов от остатков груза; в сельском хозяйстве – поливочные, вентиляционные машины; в горнорудной промышленности — карьерные вентиляционно-оросительные установки, теплохладэнергетические агрегаты низкотемпературных воздушных турбохолодильных машин и т. д.

Газотурбинные установки заказывают в основном для длительной работы (78 % от общей мощности). Для покрытия пиковой нагрузки (7 %) используются ГТУ всех классов мощности. Большое число ГТУ заказано для резервирования. К ним относятся агрегаты небольшой (менее 5 МВт) единичной мощности. Основным видом топлива для ГТУ является газ, резервным – дизельное топливо.

В последнее десятилетие наиболее остро встал вопрос об обеспечении теплом и электроэнергией всех сфер народного хозяйства России. По прогнозам РАО «ЕЭС России» к 2010 г. примерно половина мощностей по законам надежной эксплуатации должна быть лишается всякого резерва мощности.

Несмотря на это, в настоящее время в России не производят энергетических ГТУ, современных по параметрам и показателям.

Недооценка роли ГТУ для энергосистем, а также пассивное отношение заводов к газовым турбинам, требующим высокого уровня и культуры производства, привели к отставанию в области энергетического газотурбостроения.

Вместе с тем огромный практический опыт накопленный в авиационном газотурбостроении, высокая культура производства, высокий научный потенциал, широкие производственные, конструкторские и технологические возможности позволили традиционным оборонным предприятиям предложить потенциальным заказчикам энергетические ГТУ имеющие современные параметры.

Авиадвигателестроительные конструкторские бюро страны за последние годы проработали большое количество установок (от 1 до 100 МВт). Проведены проектные работы, созданы опытные экземпляры, начато серийное производство. В таблице 1* даны проектные показатели отечественных энергетических ГТУ мощностью до 40 МВт.

Эти машины могут эффективно применяться в качестве двигателей передвижных энергоустановок (0,6-2,5 МВт) и приводов электрогенераторов автономных энергоустановок (0,6-10 МВт).

Установки электрической мощностью 2,5-25 МВт, использующие тепло отработанных газов в водогрейных или паровых котлах-утилизаторах, могут явиться основой ГТУ-ТЭЦ, снабжающих теплом и электроэнергией поселки и города населением до нескольких сотен тысяч человек, а также промышленные предприятия. Эти же газотурбинные энергоустановки могут применяться для надстройки существующих тепловых электростанций (ТЭС). Заметим, что уже сегодня газотурбинные приводы, созданные на основе авиационных и судовых машин [изделия НПО "Машпроект", ККБМ, ОАО НПО "Сатурн" и некоторые другие] успешно работают в составе газоперекачивающих агрегатов на газопроводах страны, а турбины НПО "Машпроект" и в энергетике.

Из публикаций о зарубежном газотурбостроении следует, что газотурбинные и парогазовые установки за рубежом получают все большее распространение. Ежегодно появляются новые более экономичные ГТУ. В итоге, в мире устойчиво сохраняется высокий спрос на ГТУ. [4] Производством наземных газотурбинных установок занимаются, такие известные фирмы, как Siemens, Mitsubishi, GM, Snecma, MTU, Lukas и др. Эти фирмы предлагают целую гамму наземных ГТУ в диапазоне мощностей от 1 МВт до 100 МВт и эффективностью от 30% до 38%. Данные двигательные установки отличаются также высокими экологическими характеристиками, некоторые имеют специальные камеры сгорания, с пониженным выходом NOx. Схемы некоторых наземных ГТУ иностранного производства приведены в приложении. (рис. П. 7.1-7.4) исследования:

а) Создать и проверить достоверность математических моделей термогазодинамического расчета наземной газотурбинной установки с впрыском пара ( C р = const, C р = var ), б) Провести параметрический и сравнительный анализ ГЭУ, в) Исследовать законы регулирования ГЭУ т = const, эж = lin и т = f (1 ), эж = f (m ) и выбрать наиболее оптимальный закон регулирования, г) Провести поузловое исследование ГЭУ, д) Реализовать комплекс программ на ЭВМ для расчета ГЭУ.

двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменном аппарате термодинамический цикл ГЭУ Газопаротурбинная энергетическая установка (ГЭУ) с подводом тепла при постоянных давлениях в основной камере сгорания перед турбиной компрессора и дополнительной камере сгорания перед свободной турбиной, совмещенной с парогазовым эжектором и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменнике, схема которой представлена на рис. 1.1, работает на основе бинарного (смешанного) термодинамического цикла. Идеальный газопаровой бинарный цикл ГЭУ можно представить в виде смешанного цикла, состоящего из двух термодинамических циклов: идеального газовоздушного цикла с двукратным подводом тепла при постоянных давлениях, повышением давления газа в эжекторе и регенерацией тепла рис. 1.2 и идеального парового цикла с подводом тепла при постоянном давлении и подводом тепла с понижением давления в эжекторе, а также с регенерацией тепла рис. 1.3. [2; 60] Теоретическую суммарную работу бинарного термодинамического цикла lt можно представить как сумму работ газовоздушного ltг и парового ltп циклов:

где m = GH 2O / GВ - относительный расход пара (воды), GH 2O - расход воды, GВ - расход воздуха.

Термический КПД бинарного термодинамического цикла можно записать в виде:

где q1' - количество тепла, подведенного к газу при сгорании топлива в основной камере сгорания, q1'' - количество тепла, подведенного к газу в дополнительной камере сгорания, q2 - количество тепла, отведенное в окружающую среду газом, q2 H 2O - количество тепла, отведенное в окружающую среду жидкостью и паром.

Рассмотрим принцип организации рабочего процесса в ГЭУ, схема которой представлена на рис. 1.1.

Воздух из атмосферы через воздухозаборник поступает в компрессор-1. В компрессоре идет процесс сжатия воздуха, показанный линией 1-2 на рис. 2.2. После компрессора воздух с повышенным давлением поступает в основную камеру сгорания - 16, куда насосом регулятором - 2 подается топливо. В основной камере сгорания идет избытка воздуха > 1. Процесс подвода тепла в основной камере сгорания показан линией 2-3 на рис. 1.2. Из основной камеры сгорания газ с высокой температурой T3* поступает на турбину компрессора - 17, которая передает мощность на привод компрессора - 1. Процесс расширения газа на турбине -17 показан линией 3-4 на рис. 1.2. Из турбины -17 газ с избытком окислителя поступает в дополнительную камеру сгорания -3, куда насосом - регулятором -14 подается топливо. В дополнительной камере сгорания идет процесс подвода тепла к газу за счет сгорания топлива с суммарным коэффициентом избытка воздуха, 1, который показан линией 4– 4 на рис. 1.2. После дополнительной камеры сгорания газ с очень высокой температурой T4' поступает в парогазовый эжектор - 5, где в процессе смешения с паром его температура понижается до заданной величины температуры газа перед свободной турбиной - T4, а давление повышается (давление P4 ) за счет энергии водяного пара. Процесс сжатия газа в эжекторе - 5 с понижением его температуры показан линией 4 - 4 на рис. 1.2. Из эжектора - 5 парогазовая смесь с температурой T4 поступает на свободную турбину - 6, передающую создаваемую мощность (крутящий момент - M кр ) на вал к потребителю. Изоэнтропический процесс расширения газа на свободной турбине - 6 изображен линией 4 - 5 на рис.1.2. После свободной турбины - 6 парогазовая смесь поступает в газожидкостный теплообменник - 7, где отдает тепло воде, поступающей в теплообменник - 7 из расходного бака - 12 через насос - регулятор При охлаждении парогазовой смеси в теплообменнике - 7 водяной пар частично конденсируется. Процесс повышения давления воды насосом - регулятором - 10 показан линией 1* - 2* на рис. 1.3. Процесс отвода тепла от парогазовой смеси в теплообменнике - 7 изображен линиями 5 – 5 на рис. 1.2 и рис. 1.3.

Вода из расходного бака - 12 через насос - регулятор - поступает в газожидкостный теплообменник - 7, где нагревается и испаряется, а затем пар поступает в эжектор - 5. В эжекторе - 5 водяной пар перемешивается с высокотемпературным газом, понижает его температуру и повышает давление. Процесс подвода тепла в теплообменнике к жидкости и ее испарение показан линией 2* - 3 на рис. 1.3, линией 3 - 4 показан процесс понижения давления с повышением температуры пара в эжекторе, а линией 4 - 5 процесс расширения сухого пара в турбине - 6 (рис. 1.3).

Для обеспечения полной конденсации пара из газопаровой смеси в выхлопную систему 8 через форсунки 9 подается вода с температурой окружающей среды, которая помогает полностью или почти полностью конденсировать пары воды.

Вода с повышенной температурой собирается в поддон выхлопной системы 8 и направляется в бак системы охлаждения и очистки воды 11, оттуда охлажденная и очищенная от примесей вода поступает в расходный бак 12, а из расходного бака через насос-регулятор 10 в теплообменный аппарат 7 ГЭУ.

которая нужна для компенсации возможных потерь воды при выбросе отработанного газа в атмосферу.

ГЭУ, схема которой представлена на рис. 1.1, а бинарный идеальный термодинамический цикл на рис. 1.2 и рис. 1.3, при большой суммарной теоретической работе lt имеет высокий термический КПД - t, на уровне термических КПД традиционных газотурбинных двигателей (ГТД).

ГЭУ данной схемы может иметь теоретически нулевой, а практический очень небольшой расход воды только из - за потерь при выбросе отработанных газов в атмосферу.

двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменном аппарате Построим алгоритм термогазодинамического расчета газопаротурбинной энергетической установки (ГЭУ) на базе математической модели первого уровня, отражающей реальные условия совместной работы отдельных элементов в системе ГЭУ, с дискретным изменением теплоемкостей рабочих тел и формальным заданием коэффициентов, характеризующих потери в элементах ГЭУ. [47] Целью термогазодинамического расчета ГЭУ является определение термогазодинамических параметров газовоздушных и пароводяных потоков в характерных сечениях проточной части, работы свободной турбины (удельной мощности) и эффективного КПД (удельного расхода топлива), а также мощности на валу свободной турбины при заданных значениях основных параметров рабочего процесса.

Термогазодинамический расчет ГЭУ ведется по параметрам заторможенного потока, которые определяются последовательно в характерных сечениях ГЭУ. Расчетная схема ГЭУ с обозначением характерных сечений проточной части представлена на рис. 1.1.

Исходными данными для расчета ГЭУ являются:

GВ – расход воздуха, кг/с;

к - степень повышения давления компрессора;

T3 - температура газа перед турбиной компрессора, К;

T4 - температура газа перед свободной турбиной, К;

- суммарный коэффициент избытка воздуха;

вх - коэффициент восстановления давления в воздухозаборнике ;

к - КПД компрессора;

кс - коэффициент восстановления давления в основной камере г - коэффициент полноты сгорания топлива в основной камере дкс - коэффициент восстановления давления в дополнительной камере г - суммарный коэффициент полноты сгорания в камерах сгорания;

тк - КПД турбины компрессора;

ст - КПД свободной турбины;

тог - коэффициент восстановления давления в теплообменнике по тракту газ – пар;

T -температура газа и воды на выходе из теплообменного аппарата, К;

TH 2O - температура воды на входе в теплообменник, К;

эж - степень повышения давления газа в эжекторе;

мк - КПД механический ротора компрессора;

мс - КПД механический свободной турбины;

и канале подвода пара к камере сгорания;

св - коэффициент восстановления давления в системе выхода газа в атмосферу.

Ограничения, накладываемые на параметры рабочего процесса:

T2 п / T5 - температурный напор на входе газа в теплообменник, где T5 - температура газа за свободной турбиной, T2 п - температура пара на выходе из теплообменника, TH 2O / T5'' - температурный напор на выходе газа из теплообменника, Суммарный коэффициент избытка воздуха -, Основные параметры рабочих тел.

R - газовая постоянная, Дж /(кг К ).

Вода: c рH 2O = 4187 Дж /(кг К ) ; TH 2O - температура кипения воды, К ;

rH 2O - теплота парообразования воды, Дж / кг.

1. Определение параметров на входе в компрессор.

( P0 = 101300 Па ) и температура T0 ( T0 = 288 К ) окружающей среды.

Полное давление на входе в компрессор:

Температура торможения на входе в компрессор:

Давление за компрессором:

Работа компрессора:

Температура воздуха за компрессором:

3. Параметры газа, получаемые в процессе сгорания с заданным значением температуры газа перед турбиной компрессора T3.

Относительный расход топлива:

Топливо - керосин: H u = 42900кДж / кг.

Зависимости C pT и C рпT от температуры T приведены в работах [47; 60].

Коэффициент избытка воздуха в основной камере сгорания:

где L0 - стехиометрический коэффициент.

Для керосина L0 = 14.8кг возд / кг топл.

Давление газа перед турбиной компрессора:

сгорания:

Работа турбины компрессора:

компрессора.

Перепад температур газа на турбине компрессора:

Степень понижения давления на турбине компрессора:

Давление за турбиной компрессора:

Температура газа за турбиной компрессора:

5. Параметры газа, полученные в процессе сгорания в дополнительной камере сгорания с заданным значением суммарного коэффициента избытка воздуха :

определяется из уравнения, взятого из работы [60]:

равным qT с заданным.

Давление на выходе из дополнительной камеры сгорания:

Количество тепла, подведенного к газу в дополнительной камере сгорания:

6. Параметры газа перед свободной турбиной.

Давление газопаровой смеси перед свободной турбиной:

где эж - степень повышения давления газа в эжекторе.

Температура газа перед свободной турбиной T4 - задается.

7. Параметры газа за свободной турбиной.

Давление за свободной турбиной (на входе в газожидкостной теплообменник):

Степень понижения давления на свободной турбине:

Перепад температуры газа на свободной турбине:

Температура газа за свободной турбиной:

Относительный расход воды в системе ГЭУ:

Здесь T2кH 2O - температура кипения воды в теплообменнике, r2 H 2O теплота парообразования воды.

дана на рис. 1.4. [51], а зависимость теплоты парообразования воды rH 2O от температуры кипения TH 2O показана на рис. 1.5 [51].

Парциальное давление пара:

Расчет m ведется методом последовательных приближений:

задается PH 2O m Pп, в случае если Pп PH 2O, PH 2O принимается равным Pп и расчет продолжается до тех пор пока Pп = PH 2O.

Относительное количество испаренной в теплообменнике воды:

Относительное количество сконденсированного пара из газопаровой смеси:

Давление в теплообменнике по подводящему тракту:

10. Работа свободной турбины:

11. Удельная мощность ГЭУ:

12. Удельный расход топлива:

13. Эффективный КПД ГЭУ:

15. Размеры характерных проходных сечений проточной части ГЭУ:

где Fi – площадь проходного сечения, Gi – расход рабочего тела расхода, Pi – полное давление, mi – коэффициент уравнения расхода.

Используя предложенный алгоритм термогазодинамического расчета можно провести полный расчет ГЭУ, расчетная схема которого представлена на рис. 1.1.

Данный алгоритм расчета позволяет определить удельные параметры идеальной ГЭУ. Термодинамический цикл идеальной ГЭУ с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменном аппарате показаны на рис. 1.2 и на рис. 1.3.

ГЭУ была разработана автором программа расчета на ЭВМ IBM PC.

(приложение, рис. П. 1.1) На рис. П. 1.2 приведена полная таблица всех термогазодинамических параметров ГЭУ по тракту двигателя.

2-го уровня Приведенный выше алгоритм термогазодинамического расчета 1-го уровня дает приближенную картину работы ГЭУ с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла, вследствии использования постоянных теплоемкостей. Для построения более точной картины работы ГЭУ создан алгоритм, учитывающий переменный характер теплоемкостей. Результаты расчета приведены в приложении (рис. П.1.3). В свою очередь модель первого уровня позволяет исследовать работу двигателя с допустимым уровнем погрешности, поэтому в дальнейшем использовалась модель 1-го уровня.

Для модели 2-го уровня использовались следующие зависимости для теплоемкостей [45]:

термогазодинамического расчета Для проверки математической модели были использованы экспериментальные данные по серийно выпускаемому двигателю с впрыском пара LM 2500+, предоставленные MTU. Ниже представлена схема LM 2500+.

На следующих графиках приведена климатическая характеристика LM 2500+ (зависимости КПД и мощности от температуры на входе в установку), с нанесенными расчетными точками, полученными с математической моделью термогазодинамического расчета ГЭУ.

Зависимость КПД от температуры на тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла Для расчета эффективной работы (удельной мощности) и эффективного КПД ГЭУ с двукратным подводом тепла в камерах сгорания и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменнике (ГЭУрег) будем использовать программу, разработанную автором и основанную на алгоритме приведенном в п. 1.2.

Расчет производился при следующих заданных параметрах.

Суммарный коэффициент избытка воздуха в камерах сгорания:

Температура газа перед свободной турбиной:

Коэффициенты полезного действия:

Полнота сгорания в основной и дополнительной камерах сгорания:

Коэффициенты восстановления полного давления:

Температура газа и воды на выходе из теплообменника:

Температура воды на входе в теплообменник:

На параметры рабочего процесса были наложены следующие ограничения:

Температурный напор на входе газа в теплообменник:

Температурный напор на выходе газа из теплообменника:

зависимости эффективного КПД е и удельной мощности - N уд газопаротурбинной энергетической установки с регенерацией тепла (ГЭУрег) от степени разных значениях температуры газа перед турбиной компрессора – T3 и постоянной температуре газа перед свободной турбиной T4 = 1200 К, которые представлены на рис. 1.9 и 1.10.

При увеличении к от к = 5 при относительно низком значении T3 = 1250 К эффективный КПД ГЭУрег плавно растет до к = 20, а затем монотонно уменьшается. Аналогичным образом ведет себя удельная мощность ГЭУрег (см. рис. 1.10). Отсюда видно, что существует реализуются максимальные значения N уд перед турбиной компрессора T3 = 1250 К оптимальная степень повышения давления компрессора лежит в районе к опт = 20.

При увеличении температуры газа перед турбиной компрессора прежде всего возрастают величины эффективного КПД и удельной мощности (см. рис. 1.9 и рис. 1.10). Увеличение температуры газа перед турбиной компрессора при суммарном коэффициенте избытка воздуха = 1 влечет за собой рост что при увеличении T3 оптимум становится все более пологим.

На рис. 1.11 показаны зависимости относительного расхода воды температуры газа перед турбиной компрессора - T3 при = 1. Величины m не очень сильно зависят от к, а с ростом T3 относительный расход воды уменьшается.

На основе авиационного ГТД ТВ-3-117 был разработан эскизный проект газопаротурбинной энергетической установки с газоводяной регенерацией тепла, продольный разрез которой показан на рис. 1.12.

2.1 Программы регулирования ГЭУ Использование ГЭУ предполагает широкий диапазон работы двигателя. Введение в обычный ГТД дополнительной камеры и использование регенерации тепла позволяет гибко регулировать двигатель.

Дросселирование ГЭУ происходит в 2 этапа. Первый этап – регулирование за счет дополнительной камеры сгорания и подвода пара.

Второй этап – регулирование непосредственно базового двигателя ТВ-3-117.

Регулирование первого этапа возможно 3 способами:

1. Программа регулирования T4 = const, m = var, 2. Программа регулирования m = const, T4 = var, 3. Программа регулирования T4 = var, m = var.

Регулирование второго этапа аналогично регулированию обычного ГТД. Также возможно после полного выключения дополнительной камеры, повторный подвод и нагрев воды в теплообменнике без впрыска в тракт двигателя. Это позволяет дополнительно повысить КПД ГЭУ при глубоком дросселировании, используя тепло выхлопных газов.

При данном законе регулирование двигателя состоит из 2-х частей.

1-я часть: С уменьшением подвода тепла в дополнительную камеру соответственно будет уменьшаться расход воды m и степень повышения давления в эжекторе эж. При этом также будет увеличиваться температура за теплообменником T5'' вследствии уменьшения степени регенерации рег. В первом приближении будем использовать линейные зависимости Так как подвод тепла в дополнительной камере сгорания уменьшается, уменьшаются и потери связанные с подводом тепла тп, Зависимость дкс = f (qтдкс ) представлена на рис. 2.2.

При уменьшении расхода воды до минимального уровня расчет первой части заканчивается.

2-я часть: Полностью прекращается подача воды, происходит дальнейшее уменьшение подачи тепла в дополнительную камеру сгорания, ограничение на температуру перед свободной турбиной T4 = 1200 К снимается.

При достижении минимальной температуры за дополнительной камерой сгорания T4 min = 1050 К расчет заканчивается.

Примечание: достижение температуры T4' = 996 К практически невозможно вследствии срывной характеристики дополнительной камеры сгорания («бедный» срыв), также невозможно добиться около нулевого расхода воды из-за ограниченности работы насоса.

Ниже приведен алгоритм расчета.

Расчет до дополнительной камеры сгорания аналогичен термогазодинамическому расчету двигателя ТВ 3-117.

А) Параметры газа, полученные в процессе сгорания в дополнительной камере сгорания с заданным значением суммарного коэффициента избытка воздуха :

определяется из уравнения, взятого из работы [49]:

приближений - задается T4 ( T4 qт ) до тех пор пока qт не станет равным qт с заданным.

Давление на выходе из дополнительной камеры сгорания:

где дкс - потери в дополнительной камере сгорания, определяются по графику на рис. 2.2.

Количество тепла, подведенного к газу в дополнительной камере сгорания:

Б) Параметры газа перед свободной турбиной.

Давление газопаровой смеси перед свободной турбиной:

определяется по графику на рис. 2.1.

Температура газа перед свободной турбиной T4 - задается.

В) Параметры газа за свободной турбиной.

Давление за свободной турбиной (на входе в газожидкостной теплообменник):

Степень понижения давления на свободной турбине:

Перепад температуры газа на свободной турбине:

принимается постоянным.

Температура газа за свободной турбиной:

Относительный расход воды (определяется из уравнения теплового баланса системы камера смешения-эжектор) дана на рис. 1.4. Зависимость теплоты парообразования воды rH 2O от относительного количества испаренной воды в теплообменнике задается - r2 = 0.8 (80% пара) Расчет m ведется методом последовательных приближений:

Pпар = P2 H 2O.

(определяется из уравнения теплового баланса системы теплообменник – регенератор):

Далее по графику на рис. 2.1 определяется значение эж = f (m ) и при равенстве предыдущему эж расчет заканчивается, в противном случае расчет повторяется с пункта А до достижения вышеуказанного тождества.

Д) Дополнительный подогрев пара Для получения перегретого пара в эжекторе в кожухе дополнительной камеры сгорания осуществляется подвод тепла к влажному пару. Вместе с этим достигается охлаждение стенок дополнительной камеры сгорания.

уравнение теплового баланса:

где Tп - температура перегретого пара;

Е) Теплоемкость парогазовой смеси:

Ж) Работа водяного насоса:

где - плотность воды, а нас - КПД водяного насоса.

З) Работа свободной турбины:

И) Удельная мощность ГЭУ:

К) Удельный расход топлива:

Л) Эффективный КПД ГЭУ:

М) Мощность ГЭУ:

Алгоритм расчета 2-ой части аналогичен вышеприведенному расчету, за исключением пунктов связанных с системой эжектор-теплообменник, а также снимается ограничение температуры перед свободной турбиной При уменьшении подвода тепла в дополнительную камеру будем держать постоянным расход воды m и степень повышения давления в эжекторе эж. При этом также будет возрастать степень рег.

Недостатком данного способа является ухудшение работы теплообменного аппарата (уменьшение теплоперепада) и эжектора (переход к воде), достоинством же является повышение КПД двигателя вследствии повышения степени регенерации тепла. Ниже приведен поверочный расчет:

Найдем давление пара (жидкости) в эжекторе:

из уравнения теплового баланса для системы камера смешения – эжектор находим температуру воды (пара) в эжекторе T2кH 2O :

Значение температуры кипения при полученном давлении:

Получаем, что температура кипения воды значительно выше полученной температуры воды в эжекторе T2кH 2O = 437 К > T2кH 2O = 331К следовательно получаем в эжекторе воду.

предпочтительным, чем две первых программы, так как позволяет получить более высокий КПД двигателя без жидкой фазы воды в эжекторе.

Отличие от первой программы регулирования состоит в том что регенерация тепла продолжается вплоть до выключения дополнительной камеры сгорания.

С уменьшением подвода тепла в дополнительную камеру соответственно будет уменьшаться расход воды m и степень повышения давления в эжекторе эж. При этом также будет увеличиваться температура за теплообменником T5'' в следствии уменьшения степени регенерации рег, будет также уменьшаться температура перед свободной турбиной T4. В первом приближении будем использовать линейные зависимости эж = f (m ), T4 = f (m ). (рис.2.1 и рис. 2.3) Так как подвод тепла в дополнительной камере сгорания уменьшается, уменьшаются и потери связанные с подводом тепла тп, гидравлические потери остаются постоянными.

Зависимость дкс представлена на рис. 2.2.

Алгоритм расчета аналогичен расчету по первому закону, за исключением пункта Б. Значение температуры перед свободной T4 = f (m ).

При достижении минимальной температуры за дополнительной камерой сгорания T4min = 1050 К расчет заканчивается.

3.1 Газопаровой эжектор 3.1.1 Эжектор с цилиндрической камерой смешения Принципиальная схема и процесс работы струйного эжектора с цидиндрической камерой смешения А - рабочее сопло, В – приемная камера, С – камера смешения, D диффузор На рис. 3.1 представлена принципиальная схема струйного эжектора с цилиндрической камерой смещения. Далее принимается перегретый пар с индексом р - рабочий поток (эжектирующий), а газ с индексом н - невозмущенный поток (эжектируемый), смешанный поток с индексом - с. Перегретый пар с давлением Pр и температурой перегрева T р подводится к рабочему соплу, из сопла пар с высоким давлением подсасывает из приемной камеры газ, который поступает в приемную камеру из дополнительной камеры сгорания с давлением Pн и температурой Tн. По мере удаления от сопла массовый расход движущегося потока непрерывно увеличивается за счет присоединения массы инжектируемой среды, а поперечное сечение движущегося потока непрерывно растет. На некотором расстоянии от выходного сечения сопла поток, движущийся по направлению к камере смешения, заполняет все сечении f 4 приемной камеры.

начальный и основной. Соответственно выделяют два участка смесительной камеры. (рис. 3.2) Течение в начальном участке камеры смешения с известным приближением можно уподобить турбулентной струе, движущейся в спутном потоке. Ввиду наличия поперечных пульсационных компонентов скорости, свойственных турбулентному движению, потоки внедряются друг в друга, образуя постепенно расширяющуюся зону смешения – пограничный слой струи. В пределах пограничного слоя происходит плавное изменение параметров газовой смеси от значений их в эжектирующем газе до значений в эжектируемом газе. Вне пограничного слоя в начальном участке камеры смешения имеются невозмущенные потоки эжектируемого и эжектирующего газа.

В начальном участке камеры частицы эжектируемого газа непрерывно захватываются высоконапорной струей и увлекаются ею в зону смешения. Благодаря этому и поддерживается разрежение на входе в смесительную камеру, которое обеспечивает втекание низконапорного газа в эжектор. На некотором расстоянии от сопла, называемом граничным сечением, пограничный слой струи заполняет все сечение смесительной камеры. В этом сечении уже нет областей невозмущенных течений, однако параметры газа существенно различны по радиусу камеры. Поэтому и после граничного сечения в основном участке смесительной камеры продолжается выравнивание параметров потока по сечению. В сечении 3 камеры смешения получается достаточно однородная смесь с давлением P3. Далее поток поступает в диффузор, где его давление растет до Pc. В нашем случае проектирование эжектора сводится к выбору таких геометрических параметров, чтобы при заданных начальных параметрах и соотношении расходов газов получить заданную степень повышения давления в эжекторе, а также построение дроссельной характеристики эжектора.

Расчет допустимой степени повышения давления в эжекторе с цилиндрической камерой смещения 1. Критические скорости рабочего, инжектируемого потока во входном сечении и критическая скорость смешанного потока в выходном сечении:

3. Определение газодинамических функций рабочего потока при предельном режиме в условном сечении S-S:

4. Проверка возможности работы эжектора.

следует задаваться, должны находиться в области скорость смешанного потока в выходном сечении цилиндрической камеры смешения не может быть больше критической.

По этой же причине значение н 2 так же не может быть больше единицы, поэтому возможных только те значения с 3 1 при которых ограничение, скорость инжектируемого потока не может быть превышать критическую скорость нs 1.

Выведем условие возможности работы эжектора.

Критическое сечение любого потока:

где G - расход, кг / с, a - критическая скорость, торможения, Па, - относительное давление в критическом сечении, k - показатель адиабаты.

Также площадь любого сечения f может быть выражена через площадь критического сечения где q - приведенная массовая скорость.

следовательно р 2 = рн.

Площадь инжектируемого потока в сечении 2-2:

Площадь смещанного потока в сечении 3-3:

Gc – расход смешанного потока, q р 2 = q рн, qн массовые скорости рабочего и инжектируемого потоков в сечении 2-2 и сжатого потока в сечении 3-3.

При цилиндрической камере смешения:

f 3 - площадь камеры смешения.

Подставляя, получаем:

На основе данного уравнения можно вывести следующую зависимость приведенных массовых скоростей потока в сечениях 2-2 и 3-3:

Аналогично получаем уравнение для сечения S-S:

Отсюда вытекает условие при p работа эжектора невозможна, так как при этом степень повышения давления при предельном режиме c равна единице или меньше нее.

5. Нахождение степени повышения давления.

Закон сохранения массы:

где u = – коэффициент инжекции.

определяем по следующему уравнению, полученному из уравнения закона сохранения масс и уравнений площадей:

Значения экспериментальных данных.

Если полученное значение pc / pн больше ( pc / pн )пр 2, то принимают 0.97 ( pc / pн )предв / ( pc / pн )найден 1.03.

Ниже приведен пример расчета:

Нач. параметры (получены из предварительного газодинамического расчета):

Газ – Tн = 1937 К, pн = 315000 Па, кн = 1.3, Rн = 288 Дж / кгК ;

Перегретый пар – Tр = 537 К, p p = 696000 Па, к р = 1.3, R р = 462 Дж / кгК ;

Смесь – Tc = 1200 К, pc (тр ) = 472500 Па( эж = 1.5), кн = 1.3, Rн = 360 Дж / кгК ;

Коэффициент инжекции u = Gн / G р = 1.42.

Расчет:

1. Критические скорости:

2. Определение газодинамической функции q :

3. Определение газодинамической функции q в сечении 3-3:

4. Проверка возможности работы эжектора.

Проверяем, нет ли в области c 3 (qc 3 ) 1 диапазона значений qc 3 C, в которой работа эжектора невозможна.

Находим значение C :

значениях c 3 (qc 3 ) 1.

5. Определение газодинамической функции q в сечении S-S.

Задаемся значениями c 3 = 1, qc 3 = 1, Пс 3 = 0.546 :

Принимаем предварительно pc / pн = ( pc / pн )пр 2 = 1.18.

6. Определение газодинамической функции q в сечении 2-2:

7. Определение степени повышения давления в эжекторе:

= 0. Так как мы получили отклонение больше 3 % проводим уточнение, Аналогично просчитываются другие точки с 3 = 0.9,0.8...

Анализ: Проведя полный расчет мы получаем, что при наших заданных параметрах невозможно достичь требуемой степени повышения давления эж = 1.5 при любой скорости с 3. Следовательно, следует повысить давление рабочего потока, соответственно изменяться и температуры рабочего и эжектируемого потоков. Проведем расчет с использованием программы расчета эжектора на ЭВМ (приложение, уточненного газодинамического расчета) :

Газ – Tн = 1732 К, Pн = 315000 Па, кн = 1.3, Rн = 288 Дж / кгК.

Перегретый пар – T р = 728 К, Pр = 15000000 Па, к р = 1.3, R р = 462 Дж / кгК.

Смесь – Tc = 1200 К, Pс (треб ) = 472500 Па( эж = 1.5), кн = 1.3, Rн = 360 Дж / кгК.

Получаем следующие результаты:

(сужающийся канал) Принципиальная схема и процесс работы струйного эжектора с камерой смешения переменной площади В данном случае камера смешения представляет собой переменную по длине площадь сечения. Расчеты и эксперименты показывают, что при смешении потоков в сужающейся камере смешения полное давление смеси может быть более высоким, чем на выходе из цилиндрической камеры при тех же начальных параметрах газов. Основной причиной несколько большей эффективности сужающейся камеры смешения, при дозвуковых скоростях потока является уменьшение разности скоростей потоков и снижение ударных потерь при смешении, так как процесс смешения происходит в ускоряющемся потоке. При сверхзвуковой скорости потока сужение камеры смешения приводит к уменьшению скорости течения и к снижению потерь полного давления в прямом скачке, если он возникает вблизи выходного сечения камеры смешения, или в системе скачков, переводящих поток в дозвуковой. При этом, однако, следует учитывать, что увеличение выходной скорости может привести к возрастанию потерь на выходе, что недопустимо в нашем случае, т. к. у нас за эжектором стоит турбина. Поэтому эжектор данного типа далее не рассматривается.

цилиндрической частью Принципиальная схема и процесс работы струйного эжектора с камерой смешения переменной площади и цилиндрической частью А – рабочее сопло, В – конический участок камеры смешения, С – цилиндрический участок смешения, D – диффузор Эжектор данного типа использует преимущества двух первых типов эжекторов, недостатком же является более усложненная камера смешения. На рис. 3.4 схематически изображен профиль проточной части данного эжектора. Принцип работы каждого участка аналогичен вышеприведенным эжекторам. Такой эжектор позволяет получить более высокую степень повышения давления, чем при эжекторе с цилиндрической камерой смешения, и более низкую скорость на выходе, чем при эжекторе с сужающейся камерой смешения.

Расчет достижимой степени повышения давления Расчет в целом похож на алгоритм расчета эжектора с цилиндрической камерой смешения, единственно надо учитывать геометрию камеры смешения.

1, 2. Аналогичны пунктам 1, 2 главы 3.1.

3. Нахождение комплекса.

Аналогично, как и для цилиндрической камеры смешения выводится формула для сечения 2-2:

где = – отношение сечений начала и конца конической части камеры смешения; оптимальное значение находится подбором для различных начальных условий.

Для предельного режима в сечении S-S, площадь которого f s = f 3 ;

> > 1, параметр = 1.35 1.5 получен из экспериментальных данных.

Получаем для предельного режима, значение комплекса:

Принимаем отсюда находим qн 2 н 2, П н 2.

значение qc 3, полученное для комплекса в случае несовпадения, расчеты проводятся для других значений C.

Значение части.

Ниже приведен пример расчета:

Нач. параметры (для сравнения взяты конечные результаты полученные из расчета эжектора с цилиндрической камерой смешения).

Газ – Tн = 1732 K, Pн = 315000 Па, k н = 1.3, Rн = 288 Дж / кгК.

Смесь – Tc = 1200 K, Pc (треб ) = 472500 Па( эж = 1.5), k н = 1.3, Rн = 360 Дж / кгК.

Расчет:

1. Критические скорости:

2. Определение газодинамической функции q :

3. Определение комплекса:

Принимаем тогда pc qc 3 = 4. Определение газодинамической функции q в сечении 2-2:

Задаемся значениями с 3 = 1, qc 3 = 1, Пс 3 = 0.546.

проводим ряд уточнений, задавая новое значение комплекса, получаем Анализ: Как видно из предыдущего расчета переход на камеру смешения переменной площади не дал ожидаемого значительного роста степени повышения давления. Корни этого результата лежат в том, что мы имеем довольно высокий коэффициент инжекции и не очень высокий перепад давлений, что не позволяет получить более значительного увеличения степени повышения давления. [55] Поэтому считается целесообразным применение эжектора с цилиндрической камерой смешения для данного ГЭУ.

цилиндрической камерой смешения В рабочем сопле аппарата при расчетном режиме происходит расширение рабочего потока от давления p p перед соплом до давления в приемной камере. Сверхзвуковое рабочее сопло показано на рис. 3.5.

находится из уравнения расхода (см. предыдущею главу):

Размер выходного сечения рабочего сопла определяется из уравнения неразрывности:

p1, w p1 - скорость, м/с, и плотность, кг/м3, рабочего потока в где выходном сечении сопла, p, a - те же параметры в критическом сечении сопла.

Отсюда можно получить следующее выражение:

где p – плотность рабочего потока перед соплом.

Приведенная массовая скорость q p1 рабочего потока в выходном сечении сопла находится по газодинамическим таблицам по известному при расчете относительному давлению p1 = рабочего потока в этом подводящем трубопроводе:

Выходное сечение камеры смешения:

приведенная массовая скорость сжатого потока в сечении 3-3.

Объединяя вышеприведенное, получаем отношение выходного сечения камеры смешения к критическому сечению рабочего сопла:

Размер входного сечения камеры смешения можно определить как сумму сечение рабочего и инжектируемого потоков в сечении 2-2:

При расчетном режиме работы эжектора давление рабочего потока в сечении 2-2 принимается равным давлению инжектируемой среды в приемной камере эжектора:

Критическое сечение инжектируемого потока находится по формуле:

Площадь, занимаемая инжектируемым потоком во входном сечении камеры 2-2:

потока в сечении 2-2, она находится из расчета достижимого степени повышения давления.

Аналогично находится выходное сечение рабочего сопла и равная ему площадь, занимаемая рабочим потоком во входном сечении камеры смешения 2-2:

где q рн - приведенная массовая скорость рабочего потока в выходном сечении сопла.

Из совместного решения 4-х последних уравнений получаем Сечениями fp, f рн, f2, f 3 определяются все основные поперечные размеры струйного аппарата.

Осевые размеры эжектора В предыдущей главе уже подробно описывался принцип работы эжектора. На рисунке показана схема дозвуковой свободной струи в безграничном пространстве и поле скоростей для нескольких сечений.

Как показывают экспериментальные исследования, основные закономерности полученные для дозвуковой свободной струи в безграничном пространстве, могут быть использованы с достаточной для практических целей точностью для расчета осевых размеров струйных аппаратов со сверхкритической скоростью рабочей струи. (рис. 3.6) При расчете струйных аппаратов оптимальное расстояние сопла от камеры смешения определяется из условия, что при расчетном входному сечению камеры смешения.

Если диаметр камеры смешения d 2 > d 4 (рис. 3.7. а), то расстояние выходного сечения сопла от входного сечения цилиндрической камеры смешения должно приниматься lc = lc Если диаметр камеры смешения d 2 < d 4 (рис. 3.7. б), то расстояние выходного сечения сопла от входного сечения цилиндрической камеры смешения должно приниматься:

где lc 2 длина входного участка камеры смешения, на которой диаметр меняется от d 4 до d 2.

Это расстояние определяется по формуле:

- угол между образующей входного участка камеры смешения и осью эжектора. Обычно принимается равным 45°.

соответствуюшей длиной камеры смешения струйного аппарата.

На основе опытных данных длина цилиндрической камеры смешения струйных аппаратов выбирается обычно в пределах 5- диаметров камеры смешения:

Длина диффузора определяется исходя из угла раствора 8-10 по формуле:

где d c – диаметр выходного сечения диффузора.

Проведем расчет нашего эжектора по вышеприведенным формулам:

Газодинамические параметры были определены в предыдущей главе.

Определим основные геометрические отношения сечений:

Определим основные геометрические сечения:

Площадь критического сечения рабочего сопла:

Площадь выходного сечения камеры смешения:

Площадь сечения цилиндрической части камеры смешения:

Определим осевые размеры эжектора:

Длина свободной струи:

Диаметр свободной струи:

Диаметр камеры смешения d 2 < d 4 поэтому Длина цилиндрической части камеры смешения:

Длина диффузора:

Под характеристикой эжектора понимается уравнение, описывающее для струйного аппарата заданных геометрических размеров зависимость коэффициента инжекции или производительности от внешних параметров взаимодействующих потоков. Характеристика эжектора показывает, как работает струйный аппарат заданных геометрических размеров не только на расчетном режиме, но и в условиях отличных от расчетных, т. е. при нерасчетном режиме, когда в эжекторе возникают дополнительные потери. Для эжектора неизменных геометрических размеров оптимальные условия имеют место только при одном режиме, который является расчетным для данного аппарата.

Выведем уравнения характеристики эжектора. Как и для уравнения достижимой степени повышения давления исходным в данном случае является уравнение импульсов. Принципиальное различие состоит в том, что при выводе уравнения безотносительно к размерам аппарата находились условия определяющие достижимый коэффициент повышения давления и уже применительно к последним определялись основные геометрические размеры эжектора. Уравнение же характеристики описывает работу эжектора с заданными геометрическими размерами.

Подставляя геометрические размеры в уравнения достижимой степени повышения давления получаем следующее уравнение для характеристики эжектора:

Вышеприведенное уравнение является универсальным. Оно может быть применено для построения характеристик любого равнофазного эжектора с цилиндрической камерой смешения. Для получения уравнения для сужающегося рабочего сопла надо принять в этих Для построения характеристики необходимо знать два основных геометрических параметра эжектора и и внешние параметры двух потоков: рабочего и инжектируемого ( p p, Tp и pн, Tн ) или рабочего и сжатого ( p p, T p и pc, Tc ). Следует иметь в виду, что для цилиндрической камеры смешения при принятом выше упрощающемся предположении:

Расчет характеристики заключатся в нахождении неизвестных внешних параметров ( pc, vc или pн, vн ) для ряда значений коэффициента инжекции струйного аппарата. Задача решается следующим образом. Задаются предварительно ожидаемым давлением ( p c или p н ) при данном коэффициенте инжекции u или u. Определяют значения приведенной массовой скорости рабочего, инжектируемого и цилиндрической камеры смешения. По найденным значениям газодинамических функций q p 2, qн 2, qс 3 находят по газодинамическим таблицам или графикам функции p 2, н 2, с 3, p 2, н 2, с.

характеристики и находят искомое значение, или при данном коэффициенте инжекции u или u. Если найденное таким образом значение p c или pн не совпадает с предварительно принятым, то значения функций qн 2 или qс 3 и затем определяют новое, более точное значение искомого параметра.

превосходит ±3%.

Формулы для расчета приведенной массовой скорости рабочего qр и инжектируемого qн 2 потоков во входном сечении цилиндрической камеры смешения и сжатого потока qс 3 в выходном сечении цилиндрической камеры смешения выводятся на основе уравнений приведенных выше:

Многочисленные экспериментальные исследования показывают, что вышеприведенное уравнение весьма точно описывает работу газоструйных аппаратов. Для иллюстрации на рис. 3.8. приведено сопоставление расчетной характеристики пароструйного эжектора с экспериментальными данными. Сплошными линиями нанесены характеристики эжектора, рассчитанные по уравнению характеристик.

Крестиками показаны опытные точки. Как видно из рисунка характеристика струйного аппарата состоит из двух участков: пологого, на котором уменьшение давления сжатия сопровождается плавным увеличением коэффициента инжекции; - вертикального, на котором при уменьшении давления сжатия коэффициент инжекции остается постоянным. Пологий участок описывается уравнением характеристик.

Рассмотрим вертикальный участок характеристики эжектора, при работе на котором эжектор развивает максимальную, так называемую предельную производительность для данных начальных параметров рабочего и инжектируемого потоков. Предельный режим газоструйного аппарата со сверхкритической степенью расширения рабочего потока в сопле наступает тогда, когда в каком либо сечении камеры смешения аппарата скорость инжектируемого или смешанного потока достигает критического значения. Такой режим может возникнуть, как на участке камеры смешения, на котором рабочий и инжектируемый потоки имеют существенно различные скорости, так и на участке, где движется смешанный поток с выровненным профилем скоростей. Рассмотрим все 3 возможных предельных режима.

Первый предельный режим скорость инжектируемого потока достигла критического значения, т.е.

Предельный расход инжектируемой среды может быть записан так:

Расход рабочей среды:

Следовательно, коэффициент инжекции газоструйного аппарата при первом первичном режиме:

Поскольку вышепривиденное уравнение можно записать так:

Второй предельный режим В рассматриваемом сечении S-S инжектируемые потоки имеют одинаковые давления, но разные скорости. Скорость инжектируемого потока достигает критической. Скорость рабочего потока больше критической. Указанные условия могут быть записаны следующим образом:

Такие условия характерны для промежуточного сечения камеры смещения, находящегося между входным 2 - 2 и выходным 3 - сечениями камеры смещения.

Площадь рабочего потока в рассматриваемом сечении S- S:

Площадь инжектируемого потока в сечении S – S:

Предельный расход инжектируемой среды:

Расход рабочей среды:

режиме:

Третий предельный режим Скорость смешанного потока достигла критической (wcs = ac ). Это условие характерно для выходного сечения 3 – 3 камеры смешения.

Предельный расход инжектируемой среды:

Расход рабочего потока через сопло:

Тогда коэффициент инжекции при третьем предельном режиме:

Переход аппарата на предельный режим определяется по точке пересечения пологой части характеристики (см. рис. 3.9) Для построения характеристики струйного аппарата заданных размеров должны быть определены коэффициенты инжекции при всех возможных предельных режимах. Производительность эжектора ограничивается всегда тем предельным режимом, который наступает при наименьшем коэффициенте инжекции. Построим характеристику эжектора, для этого будем использовать программу расчета INJECTOR, составленную автором. (приложение, рис. П2.3, П2.4). Результаты расчета представлены рис. 3.10. Вертикальная линия – работа эжектора на предельном режиме.

3.2.1 Расчет свободной турбины ГЭУ В газопаротурбинной энергетической установке за счет подведенного пара, увеличивается расход газа через турбину, а также меняется ее температурный режим. Поэтому изменяются параметры свободной турбины ГЭУ, геометрические размеры проточной части, количество ступеней по сравнению со свободной турбиной базового газотурбинного двигателя ТВ 3-117. Ниже приведен алгоритм расчета свободной турбины ГЭУ, который приведен в работах [13, 62].

1.Адиабатическая работа турбины:

Теплоемкость парогазовой смеси - С рсм :

2. Внутренняя работа турбины:

3. Определение площади кольцевого сечения на выходе из турбины:

Расход смеси - Gcм :

Расход топлива - Gт :

Расход пара - GпH 2O :

где S = 0.034[кгК / Дж ], т q( т ), т - приведенная скорость на выходе из турбины, т - угол выхода потока из последней ступени турбины.

Давление на выходе из турбины:

4. Определение числа ступеней турбины:

c тs - фиктивная скорость, соответствующая изоэнтропическому перепаду на турбине:

5.Относительный диаметр втулки на выходе из турбины:

6. Наружный диаметр турбины:

7. Средний диаметр турбины:

8. Мощность турбины:

Параметры треугольника скоростей ступени 1. Окружная скорость на среднем диаметре:

2. Коэффициент нагрузки ступени:

где предварительно определяется теоретическая работа ступени:

3. Окружные составляющие абсолютных скоростей газа в осевом зазоре и за ступенью:

4.Осевые составляющие скорости на входе и выходе из рабочего колеса:

5. Угол относительной скорости потока на входе и выходе из рабочего колеса:

6. Угол потока на выходе из ступени:

Параметры соплового аппарата 1. Приведенная скорость потока на выходе из соплового аппарата:

2. Температура торможения потока в относительном движении в РК:

Предварительно находиться величина приведенной окружной скорости:

3. Приведенная относительная скорость на входе в рабочее колесо:

4. Высота лопатки соплового аппарата на выходе:

а) коэффициент восстановления полного давления в СА:

б) полное давление в осевом зазоре:

в)площадь кольцевого сечения на выходе из СА:

5. Угол раскрытия проточной части СА на периферии:

Предварительно определяется:

а)ширина лопаток СА:

б)величина осевого зазора перед СА рассчитываемой ступени:

6. Угол раскрытия проточной части СА у втулки:

7. Угол поворота потока в решетке СА:

8. Степень конфузорности решетки элементарной ступени СА:

9. Полная степень конфузорности межлопаточного канала СА:

Параметры рабочего колеса 1. Приведенная относительная скорость на выходе из РК:

2. Температура торможения потока за ступенью турбины:

3. Приведенная абсолютная скорость за ступенью:

4.Высота лопатки РК на выходе:

Предварительно определяется:

а) коэффициент восстановления полного давления в СА:

скорости на входе в РК:

скорости на выходе в РК:

в) площадь кольцевого сечения на выходе из СА:

5. Угол раскрытия проточной части РК:

Предварительно определяется:

а) ширина лопаток РК:

б) величина осевого зазора перед СА рассчитываемой ступени:

6. Угол поворота потока в решетке РК:

7. Степень конфузорности решетки элементарной ступени РК:

8. Полная степень конфузорности межлопаточного канала РК:

Общие параметры ступени 1. Полное давление потока, соответствующее торможению абсолютной скорости:

параметрам:

3. КПД турбины по параметрам торможения:

4. Коэффициент, характеризующий нагруженность ступени:

отсюда можно получить 5. Изоэнтропическая степень реактивности на среднем диаметре:

6. Напряжение растяжения у корня лопаток РК:

7. Запас прочности по растягивающим напряжениям:

Параметр Изменение ступеням Проточная часть показана на рис. 3. Расчет параметров потока по высоте лопатки 1-ой ступени.

циркуляции) 1. Определение степени реактивности у втулки m = 1 :

2. Осевая составляющая абсолютной скорости потока на входе в РК:

3. Осевая составляющая абсолютной скорости потока на выходе из РК:

4. Окружные составляющие абсолютной скорости потока на входе:

5. Окружные составляющие абсолютной скорости потока на выходе:

6. Абсолютная скорость потока на выходе:

7. Абсолютная скорость потока на входе:

8. Угол потока на входе:

10. Окружная скорость:

11. Угол потока на входе по относительной скорости:

12. Угол потока на выходе по относительной скорости:

13. Относительная скорость на входе:

14. Относительная скорость на выходе:

15. Степень реактивности:

16. Угол атаки i = 4,3,3.

17. Входной угол профиля:

18. Угол кривизны профиля:

19. Угол изгиба входной кромки:

20. Угол изгиба выходной кромки:

21. Угол установки профиля:

22. Определение хорды профиля и шага решетки:

z = cp - число лопаток турбины.

Результаты расчета приведены ниже в таблице 4*.

3.13.

турбины на различных радиусах.

Построение профилей сечений рабочей части лопатки турбины на различных радиусах (профилирование) производится на основе результатов расчета параметров потока по радиусу лопатки для выбранного закона профилирования.

Задача проектирования подвижных (рабочих) венцов лопаток сводится к поиску такой геометрии лопаток, которая обеспечивала бы заданное изменение скорости потока на всех радиусах проточной части с минимальными гидравлическими потерями.

Исходными данными для построения профилей на различных радиусах являются результаты расчета параметров по радиусу лопатки для ряда контрольных сечений и выбранного закона профилирования.

При профилировании лопаток в качестве расчетных сечений принимаются среднее и два крайних - корневое и периферийное сечение, крайними обычно считают сечения отстоящие на 2 - 4 мм от радиальных границ потока.

Построение профиля лопатки и совмещение сечений пера лопатки на различных радиусах проточной части.

Очертания профиля лопатки можно получить путем изгиба исходных аэродинамических профилей.

Для выбора относительной толщины профиля целесообразно принять:

для лопаток рабочего колеса на периферии c pк.п = т = 4%, Входная и выходная кромки у профилей турбины выполнены в виде дуг окружностей. Входная кромка лопатки имеет больший радиус скругления, чем выходная, т. к. При уменьшении радиуса скругления входной кромки снижаются гидравлические потери в решетке на оптимальном угле атаки. Однако если решетка должна работать и на нерасчетных переменных углах атаки, то увеличение радиуса скругления входной кромки делает профиль менее чувствительным к нерасчетному обтеканию.

Радиус скругления входной кромки r1 = 0.12c, при этом абсолютное значение радиуса входной кромки увеличивается по высоте лопатки от периферии к втулке.

Выходную кромку стремятся делать возможно тоньше, т. к. с уменьшением радиуса скругления r2 снижаются кромочные потери.

Радиус скругления выходной кромки принимается по следующим формулам:

Построение обводов профиля после построения осевой линии производится в следующем порядке:

а) вычисляются и откладываются на хорде расчетные расстояния от носка профиля (точки деления хорды);

б) в точках деления хорды восстанавливаются перпендикуляры до пересечения с осевой линией;

в) в точках деления осевая линия профиля пересекается нормальными к ней прямыми;

г) величины ординат верхней и нижней границ профиля откладываются на нормалях к осевой линии, проведенных через соответствующие точки деления;

д) проводятся радиусы скругления входной и выходной кромок;

е) полученные точки обводов профиля соединяются плавными кривыми, касающимися окружностей скругления входной и выходной кромок.

Координаты турбинного профиля:

- для периферийного сечения относительная толщина ст = 4% - для среднего сечения ст = 10% - для корневого сечения ст = 16% Далее проводится совмещение профилей, соответствующих различным сечениям по высоте. Центры тяжести можно найти по формуле для сечений:

где h - ордината средней линии в точке максимальной вогнутости, b - хорда профиля.

Центры тяжести располагаются так, чтобы использовать действие центробежных сил для изгиба лопатки в направлении противоположному изгибу от газовых сил, чтобы в какой - то мере компенсировать действие изгибных напряжений.

Совмещение профилей показано на рис. 3.15.

Для регулируемого соплового аппарата выбираем относительный шаг решетки tcp равным 1.05 с целью уменьшения числа лопаток.

Зададимся величиной хорды профиля на среднем диаметре:

где h = h / b - относительное удлинение лопаток.

Шаг решетки:

Число лопаток соплового аппарата:

Число лопаток округляется до ближайшего целого числа, принимаем z = 43. Тогда Размер горла решетки:

т. к. мы выбрали регулируемый хвостовик соплового аппарата, он будет работать только на прикрытие. Максимальная величина прикрытия осуществляется при максимальном уменьшении горла на 20% от расчетного, т.е. aприк = 0.2а раск. Максимальная величина прикрытия будет равна 0.009 м. Полученная решетка показана на рис. 3.16.

Профилирование ведется согласно приведенной выше методике.

Относительную толщину профиля на всех радиусах принимают равной нагрузку.

при 1 = var В предыдущей главе были определены основные параметры, а также геометрические размеры турбины. Теперь требуется уточнить полученные значения и построить дроссельную характеристику турбины.

В работе [15] приведен метод решения задачи выбора оптимальных параметров турбины в зависимости от высоты лопатки h и угла поворота 1, т.е. решается интегральная задача. Эта же задача решается и в [16], но уже с учетом зазоров i.

Задача оптимизации турбины сводится к определению наибольшего значения общей функции произведения двух комплексных сомножителей. Первого – суммарного частного КПД, который в обозначениях авторов работы [15], записывается в свою очередь, как произведение трех частных КПД, учитывающих соответственно, влияние высоты лопатки, степени парциальности и угла 1 :

полученные в работе [15] после обработки результатов испытаний одновенчатых осевых турбин.

Второй сомножитель – вводимый обобщающий коэффициент, комплексно учитывающий потери от расходных процессов в зазорах проточной части ОМТ записывается комплексным выражением, полученным в [15]:

В более общем виде целевую функцию можно записать как следующую зависимость:

где i - радиальные и осевые зазоры.

проектировочного газодинамического расчета ступени турбины и реализована соответствующая ей программа на ПЭВМ - TURBINE.

Отличительные особенности разработанной методики от известных состоят в том, что:

1. При расчете потерь в периферийных и межвенцовых зазорах обандаженных ОМТ используются новые комплексные параметры Fприв учитывающие влияние величин радиального r и осевых 1корн ), углов лопаточных аппаратов 1 и 2, геометрических параметров решеток высоты h и среднего диаметра Dcp, степени парциальности.

2. При отличии расчетного режима работы проектируемой турбины по от оптимального, вводится новый корректирующий коэффициент Ku, позволяющий учитывать изменение величины расходных потерь в зазорах турбины от режима ее работы.

3. Потери при обтекании лопаточных решеток соплового аппарата и рабочего колеса учитываются уточненными коэффициентами скорости и, которые определяются путем анализа и обобщения результатов натурных испытаний кольцевых решеток турбин малой и нетрадиционной геометрии с широким диапазоном изменения их основных параметров, проведенных в работе [14], а также известных экспериментальных данных из ранее опубликованных работ.

4. Расчет турбины ведется методом последовательных приближений. В первом приближении КПД и потери в ступени задаются, исходя из значений величин основных параметров, определяющих пропускную способность ступени ; sin1 и, чьи величины определяются на начальном этапе проектирования. В дальнейшем расчет ведется до тех пор, пока результаты расчета КПД в двух соседних приближениях не совпадут с заданной степенью точности.

Исходными данными для расчета являются:

1. Расход рабочего тела Gт, кг/с.

2. Полное давление газа перед турбиной p0, Па.

3. Статическое давление на выходе из турбины p2, Па.

4. Температура торможения на входе в турбину T0, К.

5. Физические константы рабочего тела:

k – показатель адиабаты;

R – газовая постоянная рабочего тела, Дж/кг;

0 - плотность при нормальных условиях, кг/м3;

6. Частота вращения вала турбины n, об/мин.

7. Геометрические параметры турбины Dcp - средний диаметр турбины, м;

1эф - геометрический угол выхода потока из СА, град;

- степень парциальности;

1са - толщина выходной кромки, м;

Bca - ширина лопаточного аппарата, м.

6. Задаются величинами конструктивных зазоров r - радиального зазора, м;

1п - переферийного осевого зазора, м;

1корн - корневого осевого зазора, м.

В процессе расчета последовательно определяются:

1. Степень понижения давления в турбине:

2. Изоэнтропическая работа турбины:

3. Внутренняя удельная работа турбины:

где т – КПД турбины первого приближения.

4. Мощность турбины:

5. Температура торможения потока за ступенью:

6. Теоретическая работа ступени турбины:

где рк - интегральный коэффициент, учитывающий расходные потери в конструктивных зазорах ПЧ и трение диска (в первом приближении можно принять рк = 0.97 ) 7. Окружная скорость на среднем диаметре ступени:

8. Коэффициент нагруженности ступени:

приближении равенством 1 = 1эф :

Индексы 1 и 2 соответствуют сечениям на входе и выходе из рабочего колеса.

10. Приведенные скорости и температура торможения в относительном движении:

11. Коэффициенты скорости вычисляются по аппроксимационной зависимости, полученной из обобщения экспериментальных данных известных из работ [12, 15, 16]:

где поправочный коэффициент, учитывающий размерность проточной части турбины Kh/D, определяется по аппроксимационной формуле:

Поправочный коэффициент влияния повышенной степени закрутки потока за сопловым аппаратом вычисляется по формуле, также полученной из обобщения экспериментальных данных:

Показатель степени n(h ) получен аппроксимацией предложенной авторами работы [16] графической зависимости для широкого диапазона высот проточной части осевых турбин c h = 1…100 мм:

газодинамические функции для турбинной ступени:

13. Степень понижения давления по заторможенным параметрам:

14. Полные давления на выходе из ступени в первом приближении:

аппарате:

определяется по формуле:

где = 0.368 ln (1 + 14.1 (1 )) – коэффициент, учитывающий влияние величины расходных потерь на оптимальное отношение.

В первом приближении задаемся величиной суммарных расходных потерь = 0.03.

18. Рабочее отношение u :

19. Относительный частный КПД, учитывающий потери, связанные с парциальным подводом рабочего тела, по данным работы [15]:

20. Уточненное значение величины внутренней работы ступени:

21. Уточненные значения газодинамиеского угла выхода потока из соплового аппарата:

tca аппроксимационной зависимости, обобщающей статистические данные разработанных турбин:

22. Статическая температура на выходе из ступени:

23. Плотность газа на выходе из ступени:

24. Потери мощности от трения диска и бандажа:

где Dк диаметр диска; 1 = 8...17 – коэффициент, зависящий от объема камеры, в которой вращается диск. Меньшее значение соответствует осевому зазору 0.02 Dcp.

25. Коэффициент потерь от трения диска и бандажа:

26. Потери от периферийного радиального и осевого зазоров при комплексного параметра Fприв :

Потери в осевых зазорах парциальных ступеней определяются по данным исследований [16] в зависимости от комплексного параметра Fприв :

28. Уточненные значения коэффициента рк, учитывающего потери от трения диска, бандажа и расходные потери в зазорах:

29. Уточненное значение КПД ступени турбины:

Если значение КПД соседних приближений совпадает с заданной степенью точности ( например, до 0.1%), то расчет заканчивается. В противном случае вычисления повторяются, начиная с п. 3 данной методики.

На рис. 3.17 приведено сопоставление эксперементальных данных, представленных в работе [37] и численных данных полученных на ЭВМ для турбин с различными радиальными зазорами r. Начальные 0 = 1.29кг / м 2.

расчетные геометрические оптимальные параметры hopt = 9.1мм ) совпадают с геометрическими параметрами изготовленной модельной турбины № 5 ( 1эф = 9.92° ; h = 9.65 мм ). Проведенные стендовые динамические испытания при указанных зазорах ПЧ турбины [37] показали, что уровень ее эффективности тэксп = 0.575 достаточно близок к ожидаемому (расчетному) значению тopt = 0.59. Это свидетельствует о правильности и надежности работы составленной детальной газодинамической оптимизационной методики.

В целом, хорошее совпадение расчетных и экспериментальных значений КПД свидетельствует о том, что заложенные в расчет зависимости по потерям и общие принципы расчета, обеспечивают достоверность получаемых результатов, и могут быть использованы при оптимизационных расчетах турбин.

Для нахождения зависимости КПД свободной турбины т от угла поворота 1 в диапазоне углов 1 от 3° до 16°, будем использовать программу, используемую при оптимизации, доработанную автором, а также импортированной в операционную среду LINUX (приложение, рис.

П3.1). Также воспользуемся данными, полученными в [46] в диапазоне углов 1 от 16° до 24°. Ниже на рис. 3.18 изображена зависимость относительного КПД свободной турбины от угла поворота РСА, а на рис. 3.19 представлена окончательная зависимость КПД свободной турбины т от расхода воды m.

3.3.1 Приближенный расчет газожидкостного теплообменника При составлении алгоритма термогазодинамического расчета мы использовали уравнение теплового баланса для всего ГЭУ. Выделим из общего уравнения, уравнение, описывающее тепловой баланс по газожидкостному теплообменнику:

где в левой части тепло затрачиваемое на подогрев воды до температуры кипения T2кH 2O, тепло парообразования и тепло предварительного подогрева воды за счет конденсации пара; в правой части тепло, отдаваемое смесью газа и пара, а также тепло конденсации воды, Q - передаваемое и принимаемое тепло.

Вторым уравнением, описывающим теплообмен, будет уравнение теплопередачи:

где t cp - средняя логарифмическая разность температур, F - площадь теплообмена, k - коэффициент теплопередачи.

Средняя логарифмическая температура находится по формуле:

где t1, t 2 - температурный перепад на разных концах теплообменного аппарата.

Коэффициент теплообмена рассчитывается по формуле:

где 1 - коэффициент теплоотдачи от смеси газа и пара к стенке, 2 - коэффициент теплоотдачи от стенки к воде, - толщина стенки, - коэффициент теплопроводности. Значения 1 и 2 находят по эмпирическим формулам [45].

Ниже приведен пример расчета, требуемого теплообменного аппарата для ГЭУ.

термогазодинамического расчета: Q = 11.4 МВт ; t смвx = 879 К ;

t смвыx = 373К ; t водвх = 273К ; t водкип = 423К.

Средняя логарифмическая температура находится по формуле:

Коэффициент теплопередачи:

Площадь теплообменника:

Расчет газожидкостного теплообменника не ограничивается вышеприведенным расчетом, требуется также построить характеристику теплообменника для получения полной картины регулирования ГЭУ. В связи с тем, что внутренний контур теплообменника газодинамически связан с наружным контуром, т. е. связан дополнительным уравнением теплового баланса и расход воды получается из дополнительного уравнения автоматически, регулирование теплообменника, осуществляется изменением площади теплообмена. Решается система из двух уравнений, приведенных выше, причем расходы воды и температуры должны согласоваться с дополнительным уравнение теплового баланса из дроссельной характеристики ГЭУ. Изменения коэффициента теплопередачи и следовательно коэффициентов теплоотдачи газопаровой смеси и воды не учитывается. На рис. 3. приведена характеристика газожидкостного теплообменника, полученная с помощью программы расчета на ЭВМ - EXCHANGER, составленной автором. Интерфейс программы приведен в приложении.

(рис. П. 4.1) влияния характеристик эжектора и турбины Принимаем предварительно в первом приближении линейную зависимость эж = f (m ) и постоянный КПД турбины t = 0.91. Зависимость эффективного КПД ГЭУ - e от удельной мощности - N уд показана на рис. 4.1. При этом добавлены следующие ограничения, накладываемые на параметры рабочего процесса, другие ограничения приведены в главе 1.3:

Температура газа в дополнительной камере сгорания:

Первая кривая при программе регулирования вторая кривая при программе регулирования T4 = const, m = var.

Пунктирной линией показаны нерабочие режимы. Точка Р – расчетная точка, Д – ГЭУ с выключенной дополнительной камерой и нулевым расходом воды При первой программе регулирования эффективный КПД e уменьшается до точки прекращения подачи воды, потом резко увеличивается. Зона уменьшения КПД объясняется уменьшением расхода воды и следовательно степени регенерации, что приводит к снижению КПД. Резкое увеличение КПД происходит вследствии повышения экономичности цикла за счет выключения дополнительной камеры сгорания.

При второй программе регулирования наблюдается плавный рост эффективного КПД e. Рост КПД объясняется уменьшением подвода тепла в дополнительную камеру сгорания, а также уменьшением температуры перед свободной турбиной T4', что позволяет более плавно уменьшать расход воды, чем при первой программе регулирования.

Изменение расхода воды m в зависимости от удельной мощности показан на рис. 4.2.

Используя второе приближение т.е. реальную характеристику эжектора и КПД турбины t. Можно получить более точную дроссельную характеристику ГЭУ. Вследствии ограничения работы эжектора предельным режимом, перепуск пара осуществляется ранее, т. е. при наступлении предельного режима, прекращается впрыск воды в тракт и горячая вода непосредственно поступает потребителю. Далее представлена зависимость КПД ГЭУ e от удельной мощности N уд при втором законе регулирования без учета использования горячей воды.

Коэффициент конденсации за свободной турбины принят r = 10%.

(рис. 4.3) установки Образование различных загрязняющих веществ при сжигании топлив характерно для целого ряда энергосиловых установок.

Основными загрязняющими веществами, образующимися в камерах ВРД, являются, как известно, окись углерода (CO ) и окислы азота (NOx ).

В продуктах сгорания присутствуют, в основном, окись азота NO и двуокись азота NO2. Однако, концентрация NO2, как правило, значительно ниже концентрации NO. Поэтому в дальнейших расчетах в качестве загрязняющих веществ будем рассматривать CO и NO.

Одним из основных способов уменьшения концентрации загрязняющих веществ является снижение температуры продуктов сгорания, что приводит к уменьшению скорости химических реакций, протекающих с участием этих веществ. В нашем случае осуществляется впрыск пара в сечение за дополнительной камерой сгорания. Ниже приведен эксперимент [48] в котором моделировался впрыск воды в тракт двигателя за форсажной камерой при температуре 400 К.

В начальном сечении исследуемого тракта канала ядро потока представляло собой продукты сгорания топлива керосин + воздух при температуре 2295 К, давлении 0.2 Мпа, находящиеся в термодинамическом равновесии. Скорость спутного потока (паров впрыскиваемой воды) принималась 10, 20 и 50 м/c, что соответствовало расходам 0.6 кг/c, 1.2 кг/с и 3.0 кг/с. Результаты проведенного вычислительного эксперимента представлены на рис 5.1.

На рисунке 5.1 приведены зависимости изменения интегрального в поперечном сечении относительного количества CO в газовой смеси по длине канала при различных расходах воды: 1 – 0.6 кг/c, 2 – 1.2 кг/с и – 3.0 кг/с. (количество CO в газовой смеси без балластировки водой условно принято за единицу) Как видно из рисунка, интегральное по сечению содержание CO в продуктах сгорания при впрыске воды резко снижается уже в пределах первого калибра. Причем количество CO слабо зависит от расхода паров воды, что объясняется сравнительно высокими значениями этих расходов, принятых в расчетах. Можно воды нарушается термодинамическое равновесие системы (как за счет понижения температуры, так и за счет изменения концентрации веществ). При этом CO, как химически неустойчивое вещество окисляясь, переходит в CO2, то есть равновесие реакций субмеханизма CO CO2, смещается в сторону образования CO2 что наглядно подтверждается результатами, приведенными на том же рисунке. Ниже приведены реакции субмеханизма CO CO2 :

На рис. 5.2 показано изменение относительного содержания NO по длине канала при различных расходах воды: 1 – 0.6 кг/c, 2 – 1.2 кг/с и 3 – 3.0 кг/с. Здесь G NO представляет из себя отношение интегрального расхода NO через рассматриваемое сечение к интегральному расходу NO через начальное сечение. Как можно видеть, впрыск воды приводит к небольшому (до 2…3%) увеличению содержания NO. На расстоянии около двух калибров следует замедление темпа образования NO, а затем и снижение его относительного содержания. Судя по тенденции, на больших длинах можно ожидать уменьшения содержания NO ниже начального уровня, однако, из конструктивных соображений большие удлинения камеры проблематичны. Обратившись снова к рис. 5.2, следует отметить, что увеличению концентрации NO на 2…3% соответствует уменьшение концентрации CO в 3…4 раза.

Для объяснения происходящих процессов необходимы рассмотреть поперечный профиль содержания NO в продуктах сгорания. На рис.5. показаны профили содержания NO в смеси на различном удалении от (приведенные данные соответствуют расходу воды 1.2 кг/с) Здесь G NO есть отношение местного (для данного y) расхода NO к его интегральному в начальном сечении. Как видно из этого рисунка, в слое смешения наблюдается максимальное содержание NO. Причем, сначала оно увеличивается, а затем уменьшается, что приводит к суммарному увеличению содержания NO в продуктах сгорания в начальных сечениях канала. Это можно объяснить следующим образом. Процесс образования NO описывается химическими реакциями субмеханизма приведенного ниже (приведены только наиболее существенные реакции):

При впрыске воды в высокотемпературные продукты сгорания вследствие её диссоциации увеличивается концентрация OH. В этих условиях вклад реакции (3) в образование NO становится более существенным.

Таким образом, после нарушения равновесия в слое смешения начинается активный процесс образования NO (так как температура продуктов сгорания здесь еще достаточно высока). Затем температура в слое смешения падает и скорость образования NO замедляется, а потом и уменьшается. Следовательно, определяющим в данном процессе является образование (или разложение) NO в слое смешения.

Таким образом, проводя сравнение с ГЭУ, впрыск пара в тракт двигателя позволит значительно снизить выброс CO2. (в 4 - 5 раз) А учитывая, что ГЭУ имеет значительную длину такта для смешения пара с газом после дополнительной камеры сгорания снизить и выброс NO.

(на 2 – 5 %) В настоящей диссертационной работе, посвященной исследованию газопаротурбинной энергетической установки работающей на основе бинарного цикла с двукратным подводом тепла и регенерацией тепла в газожидкостном теплообменнике с впрыском пара в тракт установки, были получены следующие основные результаты и сделаны следующие выводы:

термогазодинамического расчета ГЭУ (GE & MTU) - LM 2500+. Погрешность математической модели находится около 5 %; (рис. 1.7 и рис. 1.8) 2. Разработан и создан комплекс программ термогазодинамического расчета узлов ГЭУ и ГЭУ в целом, реализованный на ЭВМ, установки подобных схем; (рис. В.3) 3. Проведен параметрический анализ ГЭУ и представлено сравнение мощностно – экономических характеристик ГЭУ с обычным ГТД, ГТД с газовоздушной регенерацией тепла и ГЭУ с однократным подводом тепла. Показано, что введение регенерации тепла и повысить мощность установки (в 4 раза), (рис. В1 и рис. В2), а также получить широкий диапазон работы (от 2 до 9 МВт); (рис.

4. Проведен анализ возможных вариантов регулирования ГЭУ и выбран наиболее оптимальный закон регулирования, при 5. Проведен анализ и выбор наиболее оптимального газопарового эжектора, построена характеристика газопарового эжектора, (рис. 3.10) построена зависимость КПД регулируемой свободной турбины от расхода воды, (рис. 3.19) проведен приближенный расчет газожидкостного теплообменника. (рис. 3.20) 1. Интерфейс программы расчета ГЭУ. (термогазодинамический расчет, дроссельная характеристика, параметрический анализ) Пример термогазодинамического расчета ГЭУ.

Результаты термогазодинамического расчета ГЭУ с моделью 2-го уровня.

2. Интерфейс программы расчета эжектора с цилиндрической камерой смешения. (термогазодинамический расчет и характеристика эжектора) Пример термогазодинамического расчета и построение характеристики эжектора.

3. Блок – схема программы расчета свободной турбины. (расчет, оптимизация и построение характеристики свободной турбины) 4. Интерфейс программы расчета газожидкостного теплообменника (расчет площади и построение характеристика теплообменника) 5. Схема ГЭУ с регенерацией тепла в газожидкостном теплообменнике.

6. Схема ГТД с регенерацией тепла в газовоздушном теплообменнике.

7. Схемы различных наземных установок иностранного производства.

(GAU) Выходная таблица термогазодинамического расчета ГЭУ цилиндрической камерой смешения Рис. П.2. 3. Блок - схема расчета дроссельной характеристики и оптимизации турбины теплообменника (расчет площади и построение характеристика теплообменника) теплообменнике 6. Схема ГТД с регенерацией тепла в газовоздушном производства Рис. П.7.4 Mitsubishi MFT-8 (судовой) 1. Абианц В. Х. Теория авиационных турбин. М., Машиностроение, 2. Абрамович Г. Н. Прикладная газовая динамика. М., Наука, 1969.

3. Андерсон Д., Таннехилль Дж., Плетнер Р. Вычислительная механика и теплообмен. М., Мир, 1990.

4. Арсеньев Л. В. и др. Стационарные газотурбинные установки.

Справочник / Под общ. ред. Л. В. Арсеньева, В. Г. Тырышкина. Л., Машиностроение, 1989.

5. Бакулев В. И., Юн А. А. Газопаротурбинная энергетическая установка в народном хозяйстве. «Химия и жизнь», 2001. № 9 М., Наука РАН, 2001.

6. Бакулев В. И., Крылов Б. А., Юн А. А. Расчет высотно-скоростных и дроссельных характеристик ТРД и ТРДф. Учебное пособие / Под ред. проф. В. И. Бакулева. - М.: изд-во МАИ, 2000.

7. Бакулев В. И., Хвисюк Е. Н., Юн А. А. Отчет о НИР, выполняемой в рамках программы «11.2 Газопаротурбинные и парогазовые установки» за 1998-2000 годы (итоговый) «Разработка концепции высокоэффективных газотурбинных установок комбинированного цикла на базе авиационных ГТД». М., МАИ, 2000.

8. Бакулев В. И., Кравченко И. А., Юн А. А. Газопаротурбинная теплообменнике. Вестник МАИ. Т.6, №2. М., МАИ, 1999.

9. Бакулев В. И., Крылов Б. А., Митин С. П. и др. Расчетнотеоретическое и экспериментальное исследование высокоэффективных ВРД новых схем АКС и их элементов. Отчет МАИ, УДК № 639.7.036, гос. регистация 01900015857, тема 201г.

10. Бартеньев О. В. Современный Fortran. М., Диалог-МИФИ, 2000.

11. Берман С. С. Теплообменные аппараты и конденсационные устройства турбоустановок. М., Машгиз, 1959.

12. Быков Н. Н., Емин О. Н., Черкасов Б. А. Подбор параметров парциальной газовой турбины и влияние степени парциальности на ее характеристики. Изв. ВУЗов №2. М., Машиностроение, 1960.

13. Быков Н. Н., Емин О. Н., Ковнер Д. С. Выбор параметров и расчет авиационных газовых турбин на ЭВМ в режиме диалога. Учебное пособие МАИ. 1989.

14. Бойко А. В. Оптимальное проектирование проточной части осевых турбин. Харьков, В.Ш., 1982.

15. Быков Н. Н., Емин О. Н. Выбор параметров и расчет маломощных турбин. М., Машиностроение, 1984.

16. Быков Н. Н., Крылов Б. А. Влияние радиального и осевого зазоров на КПД турбины пониженной производительности. Тр. МАИ, №329, 1975.

17. Грязнов Н. Д., Епифанов В. М., Иванов В. Л. Теплообменные устройства газотурбинных и комбинированных установок. М., 18. Гринкруг Л. С. Экспериментальное исследование кольцевых решеток сопловых аппаратов с малыми углами выхода потока.

Всесоюзной Н.Т.К., 17-19 ноября 1987г., Москва, 1987.

19. Дикий Н. А. Судовые газопаротурбинные установки. Л., Судостроение, 1978.

20. Дейч М. Е. Техническая газодинамика. М., Энергия, 1974.

21. Доброхотов А. Н. и др. Наземное применение авиадвигателей в народном хозяйстве: Материалы научно-технического совещания.

высокоэффективных экологически чистых стационарных газопаротурбинных энергетических установок на базе авиационных ГТД. М., МАИ, 1995.

23. Емин О. Н. Использование авиационных ГТД для создания комбинированных газопаротурбинных установок стационарного и транспортного назначения. Учебное пособие МАИ, 1996.

24. Зысин В. А. Комбинированные парогазовые установки и циклы.

М., Госэнергоиздат, 1962.

25. Индурский Е. С., Бойцова Э. А., Кузьменко О. А. Простые формулы для параметров водяного пара в расчетах турбин. М., Теплоэнергетика, 1982.

26. Жуковский Г. В., Марченко Ю. А., Терентьев И. К. Тепловые расчеты паровых и газовых турбин с помощью ЭВМ. Л., Машиностроение, 1983.

27. Завадовский А. М. Основы проектирования проточной части паровых и газовых турбин. Л., Машгиз, 1960.

28. Зальф Г. А., Звягинцев В. В. Тепловой расчет паровых турбин. М., Машгиз, 1961.