Автор: Елисеев Ю.С. Манушин Э.А. Михальцев В.Е.
Теги: тепловые двигатели (кроме паровых машин и паровых турбин) энергетика физика турбостроение
ISBN: 5-7038-1520-7
Год: 2000
Текст
ТЕОРИЯ
И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ГАЗОТУРБИННЫХ
И КОМБИНИРОВАННЫХ
УСТАНОВОК
2-е издание, исправленное и дополненное
Рекомендовано Министерством образования Российской
Федерации в качестве учебника для студентов высших
технических учебных заведений
МОСКВА
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана
2 0 0 0
УДК 621.438.001(075.8)
ББК 31.16
Т 33
Рецензенты Ю.С. Кустарев, В.В. Рыбаков, О.Н. Емин,
Л.В. Арсеньев
Авторы: Ю.С. Елисеев, Э.А. Манушин, В.Е. Михальцев, М.И. Осипов,
И.Г. Суровцев.
Т 33 Теория и проектирование газотурбинных и комбинированных
установок: Учебник для вузов / Ю.С. Елисеев, Э.А. Манушин, В.Е. Ми-
хальцев и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Бау-
мана, 2000. - 640 с.
ISBN 5-7038- 1520-7
Во втором издании (1-е в 1977 г.) рассмотрена термодинамическая эффек-
тивность различных схем установок: газотурбинных (работающих по циклам
р = const, v = const, а также периодического сгорания) и комбинированных (на
базе парогазовых, энергетических для воздухоаккумулирующих газотурбинных
электростанций, с МГД-генератором). Изложены основы проектирования стаци-
онарных и транспортных газотурбинных и комбинированных установок. Даны
примеры проектирования основных элементов авиационных ГТД. Показаны тен-
денции развития ГТУ. Сформулированы технико-экономические требования, не-
обходимые при проектировании установок различных типов. Содержание учеб-
ника соответствует курсам лекций, которые авторы читают в МГТУ им. Н.Э.
Баумана.
Для студентов специальности “Турбостроение”, а также для инженерно-
технических работников, занимающихся проектированием стационарных и
транспортных ГТУ.
УДК 621.438.001(075.8)
ББК 31.16
ISBN 5-7038- 1520-7
© Ю.С. Елисеев, Э.А. Манушин,
В.Е. Михальцев и др., 2000.
© Издательство МГТУ
им. Н.Э. Баумана, 2000
Посвящается 50-летию кафедры “Турбостро-
ение” МГТУ им. Н.Э. Баумана и 100-летию ее
основателя профессора Вл.В. Уварова.
Ноябрь 1999 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
В основе данного учебного издания лежат действующие типовые програм-
мы по специальности “Турбостроение”, а также материалы курсов “Теория дви-
гателей”, “Проектирование стационарных газотурбинных и комбинированных
установок” и “Проектирование транспортных газотурбинных двигателей”, чи-
таемые студентам МГТУ им. Н.Э. Баумана.
В первых двух разделах представлены основы теории: газотурбинных уста-
новок (ГТУ) и комбинированных (простейших, многоагрегатных, замкнутых и
полузамкнутых) установок с подводом теплоты при постоянном давлении; ГТУ
периодического сгорания (ПС). Рассмотрен также ряд оригинальных и редко
встречающихся в литературе вопросов, в частности по теории и расчету ГТУ
ПС, по эффективности многоагрегатных ГТУ, по теории и расчету комбиниро-
ванных установок, включающих в себя ГТУ и магнитогидродинамические гене-
раторы (МГД-генераторы). Некоторые вопросы, относящиеся к схемам и кон-
структивным решениям элементов газотурбинных двигателей (ГТД) ПС также
освещены в теоретической части по причине их тесной связи с теорией и термо-
динамическим расчетом процессов, происходящих в этих двигателях.
В третьем разделе дан подход к выбору принципиальных схем и параме-
тров стационарных (энергетических и приводных) и транспортных (судовых,
локомотивных, автомобильных) ГТУ и комбинированных установок, а также
типов основных узлов этих установок. Рассмотрены примеры проектирования
основных элементов авиационных ГТД и целесообразность их использования при
конвертировании авиационных двигателей, а также для создания перспективных
стационарных ГТУ и транспортных ГТД.
В книге нашли отражение достижения отечественного и зарубежного ста-
ционарного и транспортного турбостроения. Уделено внимание экономическому
обоснованию принимаемых технических решений и определению критерия эф-
фективности энергетических установок в различных областях народного хозяй-
ства.
Второе издание отличается от первого содержанием третьего раздела, что
объясняётся накоплением большого опыта по разработке и эксплуатации уста-
новок различного назначения.
Авторы длительное время преподают соответствующие курсы студентам
МГТУ им. Н.Э. Баумана, ведут научно-исследовательскую работу в области
теории и проектирования ГТУ и комбинированных установок различного назна-
чения, связаны с головными научно-исследовательскими институтами и пред-
приятиями турбостроения. Их опыт отражен в предлагаемом издании.
3
Э.А. Манушиным написаны предисловие и третий раздел (автор 9.5 и 9.9
и соавтор 9.10 - М.И. Осипов, автор 9.8 - И.Г. Суровцев, автор 12 - Ю.С. Ели-
сеев), В.Е. Михальцевым написаны введение и первые два раздела (автор 1.3,
3.1 - 3.4 - И.Г. Суровцев; автор 4.3 - 4.5 - М.И. Осипов).
Условные обозначения и сокращения
А - площадь сечения, поверх-
ность, м2
а - скорость звука, м/с; температуро-
проводность, м2/с; наименьшая
ширина канала в решетке, м
В - магнитная индукция, Тл
Ь - хорда лопатки, м
с - абсолютная скорость, м/с
ср - удельная теплоемкость при по-
стоянном давлении, кДж/(кг-К)
cv - удельная теплоемкость при по-
стоянном объеме, кДж/(кг-К)
Се _ удельный расход топлива,
кг/(кВт-ч)
с« - удельный расход топлива,
кг/Н-ч
D - диаметр, м
d - характерный размер, м
Е - модуль упругости, МПа; напря-
женность электрического поля,
В/м
G - массовый расход, кг/с; масса, кг
д - относительный расход; ускорение
свободного падения, м/с2
Н - адиабатный теплоперепад,
кДж/кг; напряженность магнит-
ного поля, А/м
h - удельные потери, кДж/кг
I - момент инерции, кг м2
i - удельная энтальпия, кДж/кг
k - показатель адиабаты; коэффици-
ент теплопередачи, Вт/(м2-К)
L - удельная работа, кДж/кг;
длина, м
1о ~ теоретически необходимое отно-
сительное количество воздуха
I - длина лопатки, м
М - момент, Н-м
N - мощность, кВт
п - частота вращения, мин-1; запас
прочности
Р - сила, Н
р - давление, Па
Q - удельная теплота, кДж/кг
QP - низшая теплота сгорания,
кДж/кг
Я, Rft - универсальная газовая по-
стоянная, Дж/(кг-К)
г - радиус
s - удельная энтропия, Дж/(кг-К)
Т - температура, К
t - температура, °C; шаг решетки, м
и - удельная внутренняя энергия,
кДж/кг; окружная скорость, м/с
V - объем, м3
v - удельный объем, м3/кг
w - относительная скорость, м/с
х, у - координаты, м
z - время, с; число камер, ступеней,
лопаток; координата, м
4
a - угол наклона абсолютной ско-
рости, град; коэффициент линей-
ного расширения, К-1; коэффици-
ент теплоотдачи, Вт/(м2-К);
коэффициент избытка воздуха
/? - угол наклона относительной ско-
рости, град; скорость тепловыде-
ления, кВт
Ре - параметр Холла
7 - угол, град; удельная масса
S - зазор, м
1? - отношение температур
£ - коэффициент потери энергии
т) - КПД; динамическая вязкость,
Па-с
А - параметр скорости (приведенная
скорость); теплопроводность,
Вт/(м-К)
д - относительная молекулярная
масса
и - кинематическая вязкость, м2/с;
частота колебаний, с-1
тг - степень повышения (понижения)
давления
р - плотность, кг/м3; степень реак-
тивности
<т - коэффициент давления; нормаль-
ное напряжение, МПа; степень ре-
генерации; электрическая прово-
димость (Ом-м)-1
т - касательное напряжение, МПа
р - коэффициент скорости сопл; угол,
град
t/> - коэффициент скорости рабочих
лопаток
ш - угловая скорость, рад/с
Индексы
Расположение и направление
к - корневой, компрессорный
л - рабочие лопатки
м - механический (КПД), мидель
о - охлаждаемый
п - периферийный
с - сопловые лопатки
ст - ступень
т - турбинный
Сечение
А - окружающая атмосфера (перед
компрессором)
Г - за камерой сгорания
К - за компрессором
М - за МГД-генератором
уд - удельные параметры
а - осевое направление
е - эффективные (мощность, работа,
КПД)
и - окружные (КПД, работа, направ-
ление)
t - тангенциальный, теоретический
г - радиальный
в узлах
Т - за турбиной
М Г - перед МГД-генератором
ПП - предварительный подогрев;
промежуточный подогрев
5
Р - за регенератором для нагревае-
мого газа
С - за соплом
Рабон
в - воздух, вода
п.с - продукты сгорания
п - пар
Процессы
ад - адиабатный
д - действительный
ид - идеальный
из - изотермный
У - за регенератором для греющего
газа
X - за охладителем (холодильником)
ее тело
тл - топливо
ох - охлаждающий агент
см - смесь
и состояния
кр - критическое
п - политропный
пр - предельное
Названия предприятий и заводов
ВТИ - Всероссийский теплотехниче-
ский институт
АО ГАЗ - Акционерное общество
“Горьковский автомобильный
завод”
АО ЛМЗ - Акционерное общество
“Ленинградский металлический
завод”
СПбГТУ - Санкт-Петербургский го-
сударственный технический уни-
верситет
КТЗ - Коломенский тепловозострои-
тельный завод (ранее КМЗ - Ко-
ломенский машиностроительный
завод)
НМЗ - Невский машиностроитель-
ный завод (ранее НЗЛ - Невский
завод им. В.И. Ленина)
НПО НАМИ - Научно-производст-
венное объединение “Централь-
ный научно-исследовательский
автомобильный и автомоторный
институт”
ЦКТИ - Научно-производственное
объединение “Центральный
котлотурбинный институт
им. И.И. Ползунова”
НПО УТМЗ - Научно-производствен-
ное объединение “Уральский тур-
бомоторный завод”
ХПУ - Харьковский политехниче-
ский университет
ХТЗ - Харьковский турбинный завод
(ранее Харьковский турбогенера-
торный завод им. С.М. Кирова)
6
ВВЕДЕНИЕ
Bl. Ранние отечественные исследования
в области газотурбинных установок
Часто бывает трудно определить период создания первого технического со-
оружения, например газотурбинного двигателя (ГТД). Прообразом действую-
щей газовой турбины можно считать газовый вертел, описанный в альбоме ри-
сунков Леонардо да Винчи. Позднее было предложено много проектов и разра-
ботано несколько ГТУ. Но это всего лишь эпизоды их развития.
Появление первых газовых турбин в России связано с морским инженером
П.Д. Кузьминским. В 1896 - 1900 гг. он разработал, построил и испытал
в Санкт-Петербурге ГТД, в котором процесс сгорания протекал при постоян-
ном давлении (р = const). Двигатель предназначался для небольшого катера
и состоял из камеры сгорания, в которую из баллона поступал сжатый воздух,
необходимый для сжигания керосина. Для надежности жаровая труба камеры
имела водяной экран. Охладив стенки экрана, вода в виде пара поступала в
камеру, где образовывалась парогазовая смесь, расширявшаяся в радиальной
многоступенчатой турбине. Начатые конструктором испытания выявили зна-
чительные трудности в регулировании процесса сгорания при введении воды в
камеру. Со смертью П.Д. Кузьминского, последовавшей 5 мая 1901 г., работы
прекратились.
В 1906 г. во Франции Арменго и Ш. Лемаль получили на ГТУ р = const
мощность ~ 22 кВт (30 л.с.) 1 и КПД 2 %. После этих испытаний у специали-
стов создалось мнение о бесперспективности развития ГТУ р = const из-за боль-
ших потерь в компрессоре и турбине и эффективности создания ГТУ по циклу
v = const. В это же время (1908 г.) В.В. Караводин, выпускник Петербургско-
го института путей сообщения, запатентовал, построил и испытал ГТУ ПС с
четырьмя одноклапанными камерами объемом 200 см3 каждая, соединенными с
турбиной длинными трубами. Эта установка демонстрировалась на Парижской
выставке. Нагрузкой турбины был генератор, который освещал стенд. КПД
установки составлял около 2 %,она работала без компрессора, т.е. с начальной
степенью повышения давления, равной единице.
Работы таких талантливых русских изобретателей, как Н.В. Герасимов,
А.П. Горохов, М.Н. Никольский, свидетельствуют о том, что еще в начале века
1 1 л.с. = 735,499 Вт.
7
в России представители передовой технической мысли подошли к разрешению
проблемы создания нового типа двигателя. Большой вклад в теорию и практику
газотурбостроения внесли В.М. Маковский и Г.И. Зотиков, которые исследова-
ли ГТУ с циклом р = const. Ведущие зарубежные специалисты Г. Хольцварт и
В. Шюле разрабатывали ГТУ с циклом v = const. В 1925 г. В.М. Маковский
опубликовал подготовленную им в 1920 г. монографию “Опыт исследования тур-
бин внутреннего сгорания с постоянным давлением сгорания”, в которой обосно-
вал целесообразность создания турбины, работавшей на продуктах подземной
газификации каменного угля. Под его руководством была спроектирована и в
1939 г. построена на ХТЗ такая установка с температурой 850 °C перед тур-
биной и внутренним водяным охлаждением полых лопаток и диска турбины.
Поздние исследования по охлаждению газовых турбин проводили Г.С. Жириц-
кий, Я.И. Шнеэ и др.
Г.И. Зотиков впервые предложил цикл ГТУ со сгоранием в процессе расши-
рения. Для этого между ступенями турбины подводилась дополнительная тепло-
та, что увеличивало мощность установки. Им также впервые была исследована
возможность получения дополнительной работы в турбине при расширении га-
за в диффузоре за турбиной. Г.И. Зотиков по праву считается инициатором
внедрения ГТУ на флоте.
Основываясь на работах В.М. Маковского, Н.Р. Брилинг в 1924- 1925 гг.
поставил опыты по охлаждению лопаток при больших скоростях газа и привлек
к этому молодого инженера В.В. Уварова.
В 1926 г. в НАМИ В.В. Уваров под руководством Н.Р. Брилинга начал
исследования в области ГТД. Дальнейшая деятельность В.В. Уварова была на-
правлена на развитие ГТД: исследование общей теории ГТУ, разработку кон-
струкции элементов двигателя и технологии их изготовления, воспитание мо-
лодых кадров для новой специализации. В результате было научно обосновано
новое техническое направление в энергомашино- и двигателестроении - газотур-
бостроение, что проявилось прежде всего в создании ряда экспериментальных и
опытных авиационных турбовинтовых двигателей.
В 1928 г. в МВТУ впервые в мире приступили к созданию высокотем-
пературного турбовинтового двигателя. Эту работу В.В. Уваров осуществлял
вместе со своими учениками - выпускниками МВТУ. Технический отчет, соста-
вленный в 1929 г. по результатам проведенных исследований, свидетельствует
об определившемся облике будущего двигателя. В отчете было обосновано сле-
дующее:
1) преимущество для ГТД цикла р = const (несмотря на успешную работу
установок Г. Хольцварта по циклу v = const с расчетной мощностью 150 —
3500 кВт (200 - 5000 л.с.) и КПД 10 - 14 %, а также на отрицательный резуль-
тат, полученный Арменго и Ш. Лемалем, В.В. Уваров, занимаясь циклом ПС,
пришел к выводу в пользу цикла р = const, хотя и не исключал возможность
использования цикла ПС в ГТУ);
2) эффективность применения в ГТД высокой температуры (1500 К) из-за
весьма низких КПД компрессоров и турбин, характерных для того времени;
3) целесообразность жидкостного охлаждения турбин из-за отсутствия жа-
ропрочных материалов;
8
4) необходимость газодинамического улучшения лопаточных машин, входя-
щих в ГТУ.
Уже в то время В.В. Уваров понимал, что создание двигателя нового типа
связано с формированием нового научно-технического направления, включающе-
го совершенствование газодинамики лопаточных машин, теории теплопередачи
при больших тепловых потоках, расчетов на прочность с учетом тепловых на-
пряжений и разработку новых методов технологии, а также требующего подго-
товки новых специалистов. Все это позднее нашло отражение в учебном плане
по специальности “Турбостроение”, созданной в МВТУ. В 1931 г. в МВТУ
приступили к подготовке специалистов по газовым турбинам.
В.В. Уваров определил основную область применения нового двигателя,
имеющего большую мощность при малых размерах и массе. Поэтому уже в
1929 г. был установлен контакт с Главным управлением Военно-Воздушных
Сил СССР, результатом которого явилось задание на создание высотного ТВД
(тогда большинству энергетиков было вообще неизвестно что-либо о существо-
вании газовых турбин). В 1930 г. во Всесоюзном теплотехническом институ-
те была организована под руководством В.В. Уварова лаборатория “Газовая
группа”, которой была поручена эта разработка. Для решения такой задачи
решено было создать экспериментальный турбовинтовой двигатель мощностью
1100 кВт (1500 л.с.). Чтобы проверить работоспособность и эффективность дви-
гателя и его элементов, необходимо было предварительно изготовить модельную
экспериментальную установку.
В 1934 г. была создана установка ГТУ-1 (рис. В1), состоявшая из односту-
пенчатого центробежного компрессора с воздушной турбиной (вместо диффузо-
ра), камеры сгорания и одноступенчатой газовой турбины с внутренним водо-
испарительным охлаждением. При таком охлаждении вода подводилась к ло-
паткам ротора через внутреннюю полость диска, а отводилась в виде пара, что
позволило, используя скрытую теплоту парообразования, существенно умень-
шить расход теплоносителя. Ротор турбины имел цельнофрезерованный обод
с лопатками, зажатый между двумя дисками. Лопатки имели по одному ради-
альному сверлению, выходящему во внутреннюю полость обода. Необходимый
расход и уровень воды в лопаточном ободе автоматически регулировались да-
влением пара в подводящей полости с помощью специального регулирующего
диска, установленного внутри обода. Средний диаметр турбины 200 мм, длина
рабочих лопаток 20 мм. Испытание экспериментальных узлов (камеры сгорания,
компрессора и турбины) проводили во ВТИ.
В 1935 г.было проведено длительное испытание установки ГТУ-1 при тем-
пературе газа 1100- 1400 К, давлении перед турбиной 0,2 МПа и окружной ско-
рости 200 м/с, после которого никаких дефектов в узлах турбины, компрессора
и камеры сгорания обнаружено не было.
С 1935 по 1949 г. под руководством В.В. Уварова и его помощника
М.И. Вострикова создавалась серия первых в мире экспериментальных и опыт-
ных турбовинтовых двигателей различной мощности. Эти работы проводили:
до 1940 г. - во ВТИ и на КМЗ; в 1940 - 1945 гг. - в ЦИАМ; в 1945 - 1949 гг. -
на одном из заводов авиационной промышленности.
9
/
2
J
4
Рис Bl. Первая экспериментальная высокотемпературная комплектная ГТУ:
1 - камера сгорания; 2 - газовая турбина; 3 - воздушная турбина; 4 - компрессор
Проект двухвального экспериментального турбовинтового двигателя
ГТУ-3 мощностью ~ 1100 кВт (1500 л.с.) при температуре газа перед тур-
биной 1500 К и v = 8 (рис. В2) был закончен в 1935 г. после испытаний
ГТУ-1. Трехступенчатая турбина этого двигателя имела водоиспарительное
охлаждение всех трех ступеней, проверенное на установке ГТУ-1. Цилиндриче-
ская камера сгорания была расположена на конце двигателя и имела вращающу-
юся форсунку. Компрессор (центробежный, трехступенчатый) помимо ротора с
крыльчатками имел вместо неподвижных диффузоров второй ротор воздушной
турбины, полезная мощность которой передавалась винту. Двигатель ГТУ-3
был построен в течение 1936 -1938 гг. на КМЗ в нескольких экземплярах. С
1939 по 1941 г. были проведены его испытания. Из-за существенных потерь
в турбине температура газа во время испытаний была выше расчетной и до-
стигала 1800 К. Конструкция рабочей лопатки с одним охлаждающим каналом
не обеспечивала удовлетворительного температурного поля в сечении лопаток
первой ступени, в результате чего наблюдались вытягивание и обгорание вход-
ных и выходных кромок. Лопатки второй и третьей ступеней, работавшие при
температуре 1400 - 1600 К, обычно дефектов не имели.
Таким образом, в СССР еще до Великой Отечественной войны существовал
ГТД, испытания которого доказали возможность осуществления мощного, легко-
го, высокотемпературного турбовинтового двигателя. Все это позволило в 1943 -
1946 гг. разработать, построить и испытать турбовинтовой двигатель Э3080
мощностью 736 кВт (1000 л.с.) при температуре газа перед турбиной 1500 К.
Впервые О.И. Голубевой были осуществлены необходимые для доводки это-
го двигателя теоретические и экспериментальные исследования температурного
поля охлаждаемых лопаток газовых турбин. В 1946- 1949 гг. был создан но-
вый опытный двигатель Э3081 эквивалентной мощностью ~ 2600 кВт (3500 л.с.)
(рис. ВЗ), по конструкции подобный предыдущему.
Полученный опыт был использован в дальнейших исследованиях, проведен-
ных под руководством В.В. Уварова, а также при выполнении ряда проектов,
например локомотивного ГТД мощностью 3500 л.с. (на его основе Л.С. Лебедян-
ский с ведущими конструкторами Б.Н. Мачневым, А.М. Нейманом, Э.И. Не-
стеровым, Ю.В. Хлебниковым в 1959 г. на КТЗ создал первые отечественные
газотурбовозы, с упехом эксплуатировавшиеся в нашей стране); самой мощной
в то время (200 МВт) и самой экономичной (КПД 40 % при температуре газа
750 °C) энергетической ГТУ, которая стала основой технического проекта ГТУ,
выполненного на ХТЗ; энергетических ГТУ мощностью 300 - 500 МВт и более с
КПД более 50 % и температурой газа 1500 К. Эти работы до сих пор актуальны.
С 1956 г. в МВТУ проводят работы по исследованию системы охлаждения
высокотемпературных турбин и обоснованию возможностей создания низкотем-
пературных маломощных высокоэкономичных ГТД, локомотивных ГТД, а также
ГТУ большой мощности (500 и 2000 МВт) и др.
После 1945 г. в СССР и других странах начинается бурное развитие авиа-
ционного газотурбостроения. Опытно-конструкторскими бюро под руковод-
ством А.М. Люльки, В.Я. Климова, А.А. Микулина, А.Д. Швецова, Н.Д. Куз-
нецова, С.К. Туманского, С.П. Изотова, П.А. Соловьева, А.Г. Ивченко и дру-
гих конструкторов созданы мощные и экономичные современные авиационные
И
to
Рис. B2. Экспериментальный турбовинтовой двигатель мощностью ~ 1100 кВт (1500 л.с.):
1 - компрессор; 2 - воздушная турбина; 3 - газовая турбина; 4 - камера сгорания
12 3 4
Рис. ВЗ. Опытный турбовинтовой двигатель мощностью ~ 2600 кВт (3500 л.с.):
1 — газовая турбина; 2 — камера сгорания; 3 - воздушная турбина; 4 - ступень компрессора
двигатели, в которых в процессе совершенствования удельные массы и расход
топлива снижены в 2 - 3 раза. Стационарное и транспортное газотурбостроение
развивалось не столь быстрыми темпами, но тем не менее достигло значитель-
ных успехов.
Теоретические исследования отечественных ученых нашли отражение в мо-
нографиях и учебниках. Вопросам теории и методам расчета ГТУ и их элемен-
тов посвящены первые учебники Г.С. Жирицкого и И.И. Кириллова, изданные
в 1948 г. Г.С. Жирицкий и его сотрудники - В.И. Локай, М.К. Максутова,
В.А. Стрункин - стояли у истоков исследования высокотемпературных ГТД с
охлаждаемыми воздухом турбинами. Учебник этих авторов, изданный в 1963 г.,
впоследствии многократно переиздавался. Термодинамические циклы простых
и сложных ГТУ, расчет элементов этих установок, а также теория переменных
режимов ГТУ рассмотрены в книгах Я.И. Шнеэ, В.М. Капиноса и И.В. Котляра.
Теория ГТУ различных схем, комбинированных установок на основе ГТУ и па-
ротурбинных установок (ПТУ) весьма полно раскрыта в трудах Л.В. Арсеньева,
В.Г. Тырышкина.
Поскольку развитие авиационных ГТД предваряло развитие стационарных
ГТУ, исследования в области теории и проектирования воздушно-реактивных
двигателей (ВРД) с успехом использованы при создании стационарных ГТУ.
Это исследования и книги Б.С. Стечкина, В.Х. Абианца, П.К. Казанджана,
Ю.Н. Нечаева, Р.М. Федорова, В.В. Холщевникова, С.М. Шляхтенко, их со-
трудников и учеников.
У нас в стране на высоком уровне находится производство ГТУ, служа-
щих для привода центробежных газовых нагнетателей на газоперекачивающих
компрессорных станциях. Эти ГТУ работают на отечественных магистральных
газопроводах. С успехом их используют и за рубежом, например на Трансиран-
ском газопроводе.
НЗЛ (Санкт-Петербург) приступил к разработке первой газовой турбины
в 1945 г. На полуразрушенном, требовавшем восстановления после войны за-
воде предстояло создать экспериментальную базу для будущих газовых турбин
и начать их производство. Первая отечественная опытно-промышленная ГТУ
ГТ-550 мощностью 1000 кВт конструктора С.М. Жербина была оставлена для
исследований. Промышленной установкой, созданной в 1954 г. под руководством
С.А. Быченкова, явилась ГТ-600-1,5 мощностью 1500 кВт и температурой газа
600 °C. В период 1954 - 1961 гг. под руководством В.Г. Семичева создан ряд
мощных ГТУ. В частности, в 1957 г. был разработан первый газоперекачиваю-
щий агрегат (ГПА) по одновальной схеме ГТ-700-4 мощностью 4000 кВт.
Коллектив завода постоянно ищет новые пути создания ГТУ и повыше-
ния эффективности ее элементов. Получили известность работы конструкторов-
исследователей А.Г. Зальфа, В.Ф. Риса, Г.Б. Богорадовского, А.А. Кринского,
Х.Т. Черняка.
В 1961 г. под руководством Л.А. Кузнецова был создан более совершен-
ный двухвальный ГПА ГТ-700-5 мощностью 5000 кВт, который поступил на
многие компрессорные станции страны. Для его доводки на НЗЛ был сделан
испытательный стенд, а в Новгороде построена специальная опытная компрес-
сорная станция. Модернизированная установка ГТ-750-6 мощностью до 6 МВт
с температурой газа до 750 °C выпущена на НМЗ в 1963 г.
14
Позднее завод изготовил ряд ГТУ мощностью 7, 12 и 25 МВт различного
назначения, в частности трехвальную ГТУ ГТН-25 мощностью 25 МВт с темпе-
ратурой 900 °C. В 1989 г. под руководством А.М. Темирова и Л.А. Пономарева
осуществлена ее модернизация в виде опытного образца ГТН-25А. В 1992 г. для
Аргентины выполнена энергетическая установка ГТЭР-12 мощностью 12 МВт.
В последние годы НМЗ сумел сохранить творческие конструкторские кадры
в составе института НИКТИТ “Невский завод”, который непрерывно работает
над усовершенствованием ГТУ. С 1994 г. под руководством директора институ-
та Б.П. Шайдака, ведущих конструкторов Б.И. Юдовина, Г.И.Богорадовского,
А.А. Кринского, Л.Г. Кореневского, В.М. Улько созданы ГПА ГТНР-16 мощ-
ностью 16 МВт с КПД 33 %, ГТН-10 мощностью 10 МВт и рабочий проект ГПА
“Надежда” по многоагрегатной схеме мощностью 16 МВт с КПД 43 %.
Совершенству отечественных ГТУ во многом способствовало создание на
Кировском заводе (Санкт-Петербург) под руководством Г.И. Зотикова эконо-
мичного осевого компрессора, послужившего моделью для осевых компрессоров
многих стационарных и транспортных ГТУ. С этим компрессором на заводе под
руководством А.Х. Старостенко была выпущена первая судовая энергоустанов-
ка ГТУ-20, которой оборудовали газотурбоход “Парижская Коммуна”, находив-
шийся в эксплуатации с декабря 1968 г.
Большой подъем в отечественном газотурбостроении наметился в 50-х го-
дах, когда к созданию новых ГТУ приступили коллективы таких крупных заво-
дов, как “Экономайзер” и ПО “Металлический завод” (Санкт-Петербург), Ка-
лужский турбинный. На УТМЗ с момента организации специального конструк-
торского бюро по газотурбостроению во главе с М.М. Ковалевским стали вы-
пускать для дизелей турбокомпрессоры различных модификаций, четыре из ко-
торых аттестованы государственным Знаком качества. С 1962 г. УТМЗ изго-
товляет для магистральных газопроводов газотурбинные перекачивающие уста-
новки ГТ6-750 мощностью 6 МВт. В 1972 г. им также был присвоен государ-
ственный Знак качества. В 1968 г. была создана уникальная газовая турбина
мощностью 12 МВт, работающая на энергии доменных газов. Ее высокие эксплу-
атационные качества получили широкое признание. Эти установки работают на
металлургических заводах нашей страны, а также Японии, Италии, Индии. В
настоящее время под руководством Г.В. Проскурякова на УТМЗ выпускают
установки ГТН-16 мощностью 16 МВт с температурой газа 950 °C. Эти агрега-
ты работают на компрессорных станциях трансконтинентальных газопроводов
Уренгой - Ужгород и Уренгой - Центр.
Первые энергетические установки ГТ-25-700 были созданы в 1960 г. на
ПО “Металлический завод” под руководством Л.Д. Френкеля для работы на
продуктах подземной газификации угля. В качестве теплофикационных ГТУ
их использовали на Киевской ТЭЦ-2 и на Якутской ГРЭС. В 1965 г. под ру-
ководством А.П. Татьянкина была создана крупнейшая в мире энергетическая
установка ГТ-100-750 мощностью 100 МВт. В ней осуществлен перспективный
термодинамический цикл без регенерации с промежуточным охлаждением в про-
цессе сжатия и промежуточным подогревом при расширении, что позволило при
температуре газа 750 °C получить КПД около 30 %. Эти установки успешно
работают у нас и в Венгрии. Позднее под руководством И.С. Бодрова создана
по простой схеме высокотемпературная энергетическая установка ГТЭ-150 (рас-
15
четная мощность до 200 МВт), которая предназначена в основном для работы в
составе парогазовых установок (ПГУ).
Выпуск стационарных энергетических ГТУ по существу был начат еще в
1939 г. - с постройки ГТУ Маковского на ХТЗ. В течение 1955 г. на заводе
создано пять промышленных образцов ГТУ, различающихся по схемам, параме-
трам и мощностям. Совершенствование ГТУ осуществлялось под руководством
ведущих конструкторов Л.А. Шубенко-Шубина, П.И. Коржа, О.П. Бумарскова,
М.П. Каплана. После разработки технического проекта многоагрегатной ГТУ
по схеме В.В. Уварова на заводе была создана регенеративная установка ГТУ-50
с двумя промежуточными охладителями и двумя камерами сгорания (мощность
50 МВт, КПД 33,5% при температурах в камерах 800 и 770 °C). Следующая
установка - ГТЭ-35, выполненная по простейшей схеме, имела мощность 35 МВт
при температуре газа 770 °C. Все они успешно эксплуатируются в составе пер-
вых отечественных ПГУ большой мощности. Создана установка по простейшей
схеме - ГТЭ-45 мощностью 54 МВт при температуре газа 900°C, в зимний пери-
од предусмотрено увеличение мощности до 80 МВт. Позднее созданы установки
ГТЭ-115 мощностью 120 МВт и с КПД 33,5% при температуре газа 1170 °C.
Использование этих установок в ПГУ позволяет получить мощность 345 МВт с
КПД 49 %.
Важное значение для газотурбостроительных предприятий имеют проект-
но-конструкторские и экспериментальные исследования, проводимые под руко-
водством Ю.Г.Корсова, Г.В.Баженова, В.С. Ефимова, М.С. Золотогорова в отде-
лах ГТУ и газовых турбин головного института отрасли - ЦКТИ им. И.И. Пол-
зунова. Совместно с другими организациями (научно-исследовательскими ин-
ститутами, конструкторскими бюро, научно-исследовательскими отделами ву-
зов) ЦКТИ выполняет исследования в связи с разработкой высокоэффективных
ГТ и КУ.
Большие успехи достигнуты и в отечественном транспортном газотурбо-
строении. Так, морской флот нашей страны занимает ведущее место в мире по
использованию ГТД. Большой вклад в разработку корабельных ГТД вложили
С.Д. Колосов и В.И. Романов. Прогресс достигнут и в других отраслях. Напри-
мер, на Горьковском автомобильном заводе под руководством В.М. Костюкова
создана оригинальная конструкция автомобильного двигателя, предназначенно-
го для серийного производства грузовых машин и автобусов с ГТД. На Калуж-
ском турбинном заводе построен энергопоезд с ГТУ-4 мощностью 4000 кВт. На
заводе “Экономайзер” разработаны вспомогательные и приводные установки не-
большой мощности: ГТУ-ЗГ (300 кВт), ГТУ-6Б (600 кВт) и др. В стране ведутся
работы по созданию промышленных ГТУ для нефтеперерабатывающей, хими-
ческой, металлургической промышленности; мощных плавучих электростанций
(на базе судовых ГТУ), необходимых при освоении районов, удаленных от энер-
госистем.
В деле создания жаропрочных материалов и технологических процессов из-
готовления деталей и узлов стационарных и транспортных ГТУ важную роль
играют работы ЦНИИТМАШ и других организаций. Значительные результаты
получены в высших учебных заведениях: Санкт-Петербургском государствен-
ном техническом университете, Московском и Казанском авиационных институ-
тах, Николаевском кораблестроительном институте, Санкт-Петербургском госу-
16
дарственном морском техническом университете, Московском государственном
техническом университете им. Н.Э. Баумана и др.
Совершенствование ГТУ заключается в изменении параметров в зависимо-
сти от назначения этих установок. Обычно повышают топливную экономич-
ность ГТУ, уменьшают удельную массу или металлоемкость установки, снижа-
ют ее удельную стоимость, что, в свою очередь, уменьшает удельные приведен-
ные затраты. Важнейшим направлением в улучшении ГТУ является уменьше-
ние их теплового (что соответствует увеличению КПД установок) и химическо-
го воздействия на окружающую среду, хотя отработавшие газы в современных
ГТУ менее токсичны, чем в двигателях внутреннего сгорания (ДВС) и ПТУ.
Весьма важным направлением развития ГТУ является создание установок, ис-
пользующих твердое и дешевое топливо. Это возможно как непосредственно в
ГТУ открытых, замкнутых и полузамкнутых схем, так и в комбинированных
установках с ПТУ и с МГД-генератором.
Возрастание КПД ГТУ достигается несколькими путями: улучшением эко-
номичности элементов (компрессора, турбины, камеры сгорания, теплообменни-
ка), увеличением температуры перед турбиной и соответственно степени повы-
шения давления; введением регенерации теплоты; карнотизацией цикла; при-
менением сложного термодинамического цикла в комбинированных установках,
включающих ГТУ, ПТУ, МГД-генератор, ДВС. Наибольшие усилия направле-
ны на уменьшение термодинамических потерь в элементах ГТУ, совершенство-
вание<истем охлаждения горячих частей, повышение жаропрочности материа-
лов и создание неохлаждаемых высокотемпературных материалов. Повышение
температуры ведет не только к возрастанию КПД, но и к увеличению удельной
работы газа, а также к снижению металлоемкости ГТД, что особенно актуально
для авиационных двигателей.
Начиная с 1990 г. растущая потребность в стационарных энергетических и
особенно в приводных ГТУ для газоперекачивающих станций удовлетворяется
на основе использования авиационных турбовинтовых, двухконтурных и турбо-
реактивных двигателей. На передовых авиамоторных заводах и объединениях
России с участием иностранных фирм “Пратт Уитни”, “Дженерал Электрик”,
“Роллс-Ройс” и других создаются и проектируются стационарные установки
мощностью от 6 до 200 МВт с КПД 26 - 40 %, работающие на природном газе и
керосине. Такое направление, являясь обоснованным для России 90-х годов, не-
льзя признать перспективным, поскольку в стационарной энергетике эффектив-
ны, как правило, экономичные, но дешевые установки, работающие на тяжелых
или твердых топливах. Поэтому создание энергоустановок с использованием
высокотемпературных легких авиационных ГТД экономически мало оправдано.
Совершенствованием тепловых циклов в настоящее время занимаются
лишь при выборе варианта соединений ГТУ с ПТУ. Это способствует повы-
шению КПД комбинированной установки, но обычно приводит к увеличению ее
удельных размеров и стоимости по сравнению с ГТУ. Поиску перспективных
моделей ГТУ с карнотизированным циклом, позволяющим увеличить КПД без
повышения температуры перед турбинами и сжигать твердое топливо, что так
необходимо для энергетических стационарных установок, пока уделяется недо-
статочное внимание. Авторы постарались в некоторой степени восполнить этот
пробел.
17
В2. Классификация газотурбинных
и комбинированных установок
Технические устройства определенного назначения, обладающие подобием
схем, параметров и эксплуатационных характеристик, классифицируют по общ-
ности требований к ним и степени удовлетворения их этим требованиям. Об-
щим назначением ГТУ, как и любых тепловых двигателей с термодинамическим
циклом, использующих газ в качестве рабочего тела, является превращение те-
плоты в механическую работу. Кроме того, ГТУ может служить источником
теплоты, используемой в энергетике (ПГУ) и народном хозяйстве (теплофика-
ция). Ниже дана классификация ГТУ с краткой характеристикой установок в
зависимости от их класса и типа, а также условные обозначения различных схем
этих установок.
По назначению ГТУ можно разделить на:
энергетические - вращают электрогенераторы переменного и постоянного
тока;
приводные (нагнетательные) - приводят в действие газовые нагнетатели
на газопроводах, компрессоры, вентиляторы, наддувные устройства, гидравли-
ческие насосы и другие механические устройства (например, пусковые устрой-
ства тепловых двигателей, механические мельницы);
промышленные - интенсифицируют технологический процесс производства
(в металлургии, химической промышленности); •
транспортные - передают механическую энергию движителю транспорт-
ного средства (колесам, гусеницам, судовому винту) через трансформатор мо-
мента: механический (муфту, коробку скоростей), гидравлический, газовый,
электрический или магнитный;
авиационные - передают полезную энергию движителю авиационного
транспортного средства - воздушному винту, вентилятору и реактивному
устройству (газовому соплу).
От назначения ГТУ зависят характеристики на переменных режимах, а
также схема и конструкция установки.
По сложности термодинамического цикла ГТУ можно разделить на:
простые (по циклу Брайтона) - процесс сжатия происходит в одном или
нескольких компрессорах, подведение теплоты в одном подогревателе (или сжи-
гание топлива в одной камере), расширение в одной или нескольких турбинах;
регенеративные - часть теплоты газов, выходящих из турбины, передается
рабочему телу до подведения к нему внешней теплоты;
карнотизированные - цикл ГТУ приближается к циклу Карно, процесс сжа-
тия сопровождается однократным, многократным (между компрессорами) или
непрерывным (в компрессоре) отводом теплоты; процесс расширения сопрово-
ждается промежуточным сгоранием топлива или подведением теплоты между
турбинами, а также непрерывным сгоранием или подведением теплоты (внутри
турбин).
Усложнение термодинамического цикла осуществляют для повышения эко-
номичности ГТУ (число элементов установки при этом увеличивается). В схе-
мах регенераторы обозначают буквой Р, промежуточные охладители - буквой О,
промежуточные подогреватели (или камеры сгорания) - буквой П. Подстрочные
18
индексы при буквах О и П указывают на число охладителей и промежуточных
подогревателей.
По числу агрегатов ГТУ можно разделить на простейшие, состоящие из
одного компрессора, одного подогревателя (или камеры сгорания) и одной Тур-
биными многоагрегатные, состощие из большего числа агрегатов, чем простей-
шие, включают в себя (помимо лопаточных машин) охладители, промежуточные
подогреватели (или камеры сгорания) и регенератор.
По числу валов ГТУ можно разделить на одно-, двух-, трехвальные и,
в общем случае, многовалъные, т.е. с числом валов более одного. Большин-
ство современных ГТУ - многовальные (транспортные, приводные, воздушно-
реактивные). Это обусловлено большей экономичностью компрессоров и турбин
в многовальных ГТУ и, следовательно, увеличенным КПД установки в целом на
номинальном и, особенно, на переменных режимах. В схемах на число валов в
ГТУ указывает цифра, с которой начинается обозначение.
По расположению нагрузки ГТУ могут быть блокированными - в них
нет турбин, свободных от привода компрессора, и со свободной (или свобод-
ными) турбиной - к ее валу присоединена только нагрузка (без компрессора).
Транспортные ГТУ обычно выполняют многовальными, со свободной турбиной.
Исключение составляют ГТД, имеющие трансформатор крутящего момента с
плавным изменением передаточного числа. Блокированные установки на схе-
мах обозначают буквой Б непосредственно после цифры, указывающей число
валов.
По порядку расположения элементов в тракте многовальные много-
агрегатные ГТУ можно разделить на прямые - в них компрессоры и турбины
низкого давления (КПД и ТНД) вращаются на одном (общем) валу, а компрес-
соры и турбины высокого давления (КВД и ТВД) - на другом, и перекрестные
- в них КПД и ТВД вращаются на одном валу, а КВД и ТНД - на другом.
Перекрестные схемы обозначают символом X непосредственно перед цифрой,
указывающей число валов.
По расположению нагрузки многовальные ГТУ могут быть с нагрузкой
на валу ТНД, с нагрузкой на валу ТВД и с нагрузкой на валу турбины сред-
него давления (в трехвальных ГТУ). Установки обозначают буквами Н, В и С
соответственно.
ГТУ с нагрузкой на валу ТВД экономичнее на режимах частичной мощно-
сти. Однако большинство современных многовальных ГТУ любого назначения
выполняют с нагрузкой на валу ТНД, так как нагрузка на валу ТВД или турби-
ны среднего давления в ГТУ по простой схеме ухудшает характеристику этих
установок на переменных режимах. Многовальные ГТУ с нагрузкой на валу
ТВД, выполненные по карнотизированному циклу, лишены этих недостатков.
По месту использования ГТУ разделяют на стационарные - сами уста-
новки и их коммуникации смонтированы на неподвижных фундаментах, и пере-
движные - установки, чаще энергетические и приводные, вместе с коммуника-
циями смонтированы на передвижных средствах. К передвижным ГТУ предъ-
являют более жесткие требования по их компактности и массе, однако при совпа-
дении ресурсов работы передвижные установки и их элементы могут успешно
использоваться в стационарной компоновке.
19
По термонапряженности горячих элементов ГТУ могут быть с не-
охлаждаемыми роторами - требуют относительно простой системы охлаждения
корпуса и соплового аппарата турбины, и с охлаждаемыми турбинами - тре-
буют относительно сложной системы охлаждения корпусов и особенно роторов
турбин.
По типу рабочего контура ГТУ разделяют на:
открытые - в качестве рабочего тела используется воздух, который посту-
пает из окружающей атмосферы и туда же выводится;
замкнутые - рабочее тело (любой газ) циркулирует в контуре, совершая
теплообмен с источником и потребителем теплоты во внешних теплообменниках;
полузамкнутые - одна часть рабочего тела циркулирует по контуру, а дру-
гая является сменной (обычно воздух, необходимый для окисления топлива).
Почти все современные ГТУ работают с открытым контуром. Замкнутые
ГТУ (ЗГТУ) и полузамкнутые (ПЗГТУ) сложнее по конструкции, но экономич-
нее открытых ГТУ на переменных режимах, а также позволяют использовать
дешевые твердые топлива. Недостаток ЗГТУ и ПЗГТУ заключается в том, что
температура газа ниже, чем в открытых ГТУ, из-за низкой жаропрочности эле-
ментов подогревателей, что соответственно уменьшает КПД. Это уменьшение
слабее проявляется в ГТУ с карнотизированным циклом.
ВЗ. Совершенствование газотурбинных установок
Целью изучения методов проектирования ГТУ является получение специа-
листом информации, необходимой для создания установок и двигателей, превос-
ходящих по эффективности ныне действующие. При этом в понятие эффектив-
ности тепловой установки в зависимости от ее назначения и области применения
вкладывается различный смысл. Соответственно отличаются и методы проек-
тирования установок различного назначения.
Совершенство двигателей можно оценивать с помощью различных крите-
риев, а следовательно, они могут иметь различные оптимальные значения пара-
метров, что, в свою очередь, может обусловить различные методы их проектиро-
вания. Например, авиационные ГТД в настоящее время превосходят двигатели
других типов по массогабаритным параметрам, что связано в основном с повы-
шенной температурой газа перед турбиной. Однако по таким показателям, как
общий ресурс, стоимость, потребление дефицитного и дорогого топлива, сто-
имость эксплуатации и обслуживания, авиационные ГТД находятся на более
низком уровне, чем стационарные установки.
Проектирование совершенного ГТД требует разработки определенного кри-
терия эффективности (КЭ); экстремальное значение которого будет соответ-
ствовать максимальному качеству теплового двигателя для конкретной области
применения.
Известно большое число параметров, которые позволяют сравнивать поло-
жительные и отрицательные свойства двигателей и способствуют обоснованно-
му выбору наиболее подходящего по техническим требованиям двигателя. Одна-
ко до сих пор отсутствует КЭ или обобщенная система таких критериев, которые
позволяли бы однозначно оценивать качество сравниваемых установок.
20
Анализ современных условий, сложившихся в промышленности и в эконо-
мике, позволяет сформулировать следующие четыре КЭ: технический, экономи-
ческий, коммерческий и гуманистический.
Технический КЭ зависит от технических параметров двигателя, его схемы,
технологии изготовления, может быть определен при проектировании двигате-
ля и уточнен при его изготовлении. Это мощность или сила реактивной тяги,
удельные масса и объем двигателя, его КПД на номинальном и переменных
режимах или удельный расход топлива определенного вида. К техническому па-
раметру двигателя можно отнести и его стоимость, хотя она зависит не только
от конструкции, но и от стоимости производства.
Поскольку один и тот же двигатель может быть использован в различных
областях народного хозяйства с неодинаковой полезной отдачей, значения тех-
нического КЭ, позволяющего оценить качество двигателя, могут отличаться.
Экономический КЭ может быть определен по стоимости полезной отдачи
двигателя. Экономическим КЭ являются, в частности, удельные приведенные
затраты. В стационарной энергетике это стоимость энергии (в р/(кВт-ч), на
транспорте - стоимость перевозки 1 т груза или одного пассажира на расстоя-
ние 1 км (в р/(т-км), на насосных станциях - стоимость перекачанной массы или
объема (в р/кг или р/м3). Такой же критерий может быть использован в про-
мышленных установках и металлургии, где применение ГТД увеличивает или
ускоряет получение полезного продукта. Значение экономического КЭ может
служить основой для выбора ГТД, оно связано с его техническими и стоимост-
ными параметрами, зависящими от принятых законов в регионе и налоговой
политики государства.
Весьма важной составляющей экономического КЭ является стоимость топ-
лива, которая сильно влияет на технические параметры ГТД.
Коммерческий КЭ позволяет оценить достоинства двигателя, если целью
предпринимателя является увеличение вложенного капитала. Такими крите-
риями являются, например, максимальная прибыль и быстрота окупаемости.
Экстремальное значение коммерческого КЭ не может гарантировать высокие
технические качества перспективного теплового двигателя, чаще оно соответ-
ствует простому дешевому ГТД с невысоким КПД.
Указанные КЭ способствуют удовлетворению современных требований за-
казчика и предпринимателя, направленных на получение максимальной матери-
альной выгоды от производства и эксплуатации двигателя, что не всегда соот-
ветствует интересам человека и улучшению условий его жизни. Удовлетворению
упомянутых требований может способствовать выбор перспективы развития те-
пловых двигателей с помощью гуманистического КЭ, т.е. с максимальным
обеспечением интересов человека, что предполагает максимальную сохранность
объекта, среды обитания и земных недр.
Надежность двигателя можно обеспечить современными весьма совершен-
ными методами прочностных расчетов. Сохранение среды обитания предпола-
гает поддержание постоянными состава, температуры, шумовой и вибрационной
характеристик окружающей среды - воздуха, воды в водоемах, растительности
и плодородного слоя. Для выполнения этих условий в последнее время значи-
тельное внимание уделяется развитию экологии, принимаются законы и между-
народные нормы, запрещающие эксплуатацию объектов или обязывающие упла-
21
ту штрафов предприятием при нарушении работающим объектом узаконенных
норм.
Следует отметить, что установление допустимых норм на содержание ток-
сичных элементов в продуктах сгорания и наложение штрафов при нарушении
этих норм - не лучший способ ограничения содержания токсичных элементов
в выхлопных газах, так как он не способствует последовательному улучшению
конструкции двигателя. Целесообразнее установление оплаты за потребление
энергоустановками природных элементов при ее прогрессивном увеличении с ро-
стом процентного содержания токсичных веществ и повышением температуры
выбрасываемых в окружающую среду воды и газа. Такой метод стимулиру-
ет непрерывное усовершенствование двигателя и, следовательно, удешевление
стоимости его эксплуатации за счет снижения стоимости потребляемой воды и
воздуха. При понижении температуры уходящих продуктов сгорания повыша-
ется КПД двигателя и снижается удельный расход топлива, т.е. повышается
технический КЭ установки.
Особое внимание нужно уделять соотношению технического и экономиче-
ского КЭ у стационарных и транспортных двигателей. Снижение удельной мас-
сы теплового двигателя обусловлено обычно повышением температуры перед
турбиной, а следовательно, связано с увеличением жаропрочности и стоимости
применяемых металлов или усложнением системы охлаждения элементов турби-
ны, что также вызывает удорожание технологии изготовления этих элементов
и сопровождается не уменьшением, а увеличением стоимости двигателя. Это
обстоятельство требует различного отношения к снижению удельной массы в
стационарных, транспортных и прежде всего в авиационных установках. Умень-
шение массы авиационных ГТД позволяет увеличить полезную нагрузку само-
лета или дальность его полета при увеличении запаса топлива. Облегчение или
уменьшение размеров стационарных установок сказывается лишь на удешевле-
нии их перевозки и монтажа, что, как правило, слабо или вовсе не оправдывает
повышение их стоимости. В зависимости от оптимального соотношения между
уменьшением массы и увеличением стоимости установки и двигатели для назем-
ных и плавающих транспортных средств занимают промежуточное положение
между стационарными и авиационными. При этом такие соотношения могут
существенно различаться в зависимости от области использования двигателей.
Если облегчение и уменьшение габаритных размеров наземных (автомобильных,
танковых) двигателей может компенсировать небольшое их удорожание, то для
корабельных и особенно судовых установок снижение объема важнее, чем умень-
шение их массы.
В связи с указанным техническое совершенствование ГТД путем повыше-
ния температуры перед турбиной наиболее обоснованно в авиационных двигате-
лях, менее - в транспортных и наименее обоснованно в стационарных установ-
ках. Создание ЛГУ оправдывает в некоторой степени повышение температуры
газа перед турбиной. Однако это направление сопровождается дополнительными
трудностями при конструировании и эксплуатации таких установок и приводит
к повышению их удельной стоимости.
Наконец, сохранность земных недр является весьма важным, однако до на-
стоящего времени трудно реализуемым условием выполнения гуманистического
КЭ.
22
С целью совершенствования тепловых двигателей в исследовательских ор-
ганизациях и на крупных фирмах проводятся серьезные работы, направленные
как на улучшение существующих энергетических объектов с коротким сроком
реализации,так и на создание новых перспективных установок. Результаты всех
этих исследований используются далеко не всегда и часто с большой задержкой.
В качестве примера можно сравнить два перспективных двигателя одина-
ковой мощности с равными значениями коммерческого КЭ, например удельной
приведенной стоимости производимой энергии. При этом первый двигатель -
дешевый и менее экономичный, второй - более экономичный, но дорогой. После
выработанного равного ресурса коммерческий эффект у обоих двигателей будет
одинаковым, т.е. будет получено равное количество электроэнергии, возвращен
объем капиталовложения, уплачен ежегодный процент на полученную в банке
ссуду и получена одинаковая прибыль. Но в результате эксплуатации первым
двигателем будет использовано больше топлива, чем вторым, т.е. масса невоз-
обновляемых источников энергии уменьшится. Это указывает на более низкий
гуманистический КЭ у первого двигателя при одинаковых коммерческих КЭ.
Такое противоречие возникает из-за низкой стоимости ограниченных запа-
сов органического топлива по сравнению с составляющими удельной приведен-
ной стоимости, связанными с капитальнми затратами. Исправить это можно,
лишь увеличив стоимость топлива путем учета ее натуральной составляющей.
Известно, что стоимость топлива обусловливается затратами на разведку,
добычу, очистку, переработку, перевозку, хранение и пр. Ограниченность запа-
сов топлива позволяет включать в его стоимость и натуральную составляющую,
которую можно исчислять по стоимости тепловой энергии при использовании
возобновляемых или вечных источников энергии - Солнца, ветра, приливов. В
настоящее время стоимость получения энергии от этих источников относитель-
но велика, однако, по-видимому, она будет несколько снижаться. Поэтому и
натуральная составляющая стоимости невозобновляемых видов топлива долж-
на также уменьшаться. Указанное увеличение стоимости топлива может быть
осуществлено государством введением налога на добычу ископаемых топлив.
Такой подход будет способствовать увеличению конкурентоспособности энерге-
тических установок, работающих на вечных, возобновляемых и нетрадиционных
источниках энергии; интенсификации их развития и совершенствования; обеспе-
чит более экономичный расход невозобновляемых природных горючих. До воз-
никновения соответствующей договоренности между различными государства-
ми реализация рассмотренного предложения по включению натуральной соста-
вляющей в стоимость органического топлива повысит целесообразность закупки
жидкого и газового топлива в странах, экспортирующих эти виды горючих, что
также приведет к экономии расхода отечественного топлива.
Коммерческий КЭ, в котором стоимость эксплуатации установки определе-
на по расходу топлива с учетом натуральной составляющей стоимости топлива,
может быть использовал при выборе приоритетного направления проектирова-
ния перспективных энергетических установок, а не при торговых сделках.
Развитие прогрессивных энергетических установок не может быть осуще-
ствлено без финансовой поддержки государства, так как коммерческую выго-
ду от производства перспективных установок, удовлетворяющих максимально-
23
му гуманистическому КЭ, при современном назначении стоимости органических
невозобновляемых топлив предприниматель получить не может.
Оптимальное решение рассмотренных вопросов требует их глубокой объ-
ективной проработки в различных областях народного хозяйства, установления
соответствующей правовой базы путем создания необходимых положений и за-
конов на региональном и федеральном уровнях. Во всяком случае, рассмотрение
этих вопросов при подготовке молодых специалистов в передовых технических
вузах является своевременным.
Раздел первый
ТЕОРИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ
И КОМБИНИРОВАННЫХ УСТАНОВОК
С ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ
ПРИ ПОСТОЯННОМ ДАВЛЕНИИ
1. Простейшие ГТУ
1.1. Схема и основные параметры ГТУ
ГТУ, как всякий тепловой двигатель, служит для превращения
теплоты в работу. При этом рабочее тело совершает определен-
ный термодинамический цикл, состоящий из ряда процессов, осу-
ществляемых в различных узлах ГТУ. В простейшую ГТУ вхо-
дят компрессор К, камера сгорания Г, турбина Т и узел нагрузки
Н (рис. 1.1). Вспомогательные агрегаты (топливный насос, регу-
лятор и др.) на схеме не указаны. В ГТУ обычно применяют ком-
прессоры прямоточного типа: осевые, центробежные, а таже осецен-
тробежные или диагональные. Турбины чаще используют осевые,
а также радиальныецентростремительные, диагональные и цен-
тробежные. Нарузка ГТУ в зависимости от ее назначения может
быть различна. Например, электрогенератор, винт, компрессор, ко-
леса наземного транспорта, а также гидравлическое сопротивление
в тракте установки, связанное с осуществлением технологического
процесса. Тип нагрузки в значительной степени определяет выбор
схемы и параметров ГТУ.
Мощность Ne ГТУ можно представить как произведение некото-
рого качественного параметра - удельной мощности Ne уд или удель-
ной работы Le на количественный параметр - расход рабочего тела
G, т.е. Ne = или Ne = LeG.
25
Рис. 1.1. Схема простейшей ГТУ
Удельная мощность в ГТУ соответствует падению напряжения
в электромоторах или напору в гидравлических турбинах, а расход
соответственно силе тока или расходу воды в указанных машинах.
Максимальная удельная мощность зависит от схемы ГТУ и па-
раметров рабочего тела - температуры, давления и потерь, возника-
ющих при протекании процессов. Для современных установок мак-
симальная мощность Neya = 150... 250 кВт-с/кг, а в многоагрегат-
ных ГТУ она может достигать 350 - 500 кВт-с/кг. В однопоточной
ГТУ секундный расход воздуха возможен от нескольких десятых до-
лей до 500-800 кг/с. В специальных, замкнутых и полузамкнутых
ГТУ расход рабочего тела может быть значительно больше. В ГТУ
можно получить мощность от 1 - 5 кВт до 1000 МВт и более (в част-
ности, по проектам МВТУ). Создание комбинированных ГТУ с па-
раллельным выпуском или выполнение их по полузамкнутым схемам
позволит при необходимости существенно увеличить верхний предел
мощности.
Известно, что в дизеле получена наибольшая мощность около
50 МВт, а в ПТУ с одним выпуском пара около 150 МВт. Следова-
тельно, ГТУ можно выполнить в самом широком диапазоне мощно-
стей и с наибольшей единичной мощностью по сравнению с совре-
менными тепловыми двигателями.
Экономичность теплового двигателя можно оценить удельным
расходом топлива се, равным отношению часового расхода топлива
Стл.ч к мощности двигателя, т.е.
Се — GTJI.4/7Ve.
Более общий безразмерный параметр - КПД двигателя г/е ука-
зывает на отношение полученной энергии в установке к затраченной
энергии топлива. Если полученную энергию выразить в виде мощ-
26
ности 7Ve, а. затраченную - через расход (9ТЛ.Ч и теплоту сгорания
топлива Qh> то КПД ГТУ1
_k Ne _ 3600
GT3l.4Ql ~ ceQl
КПД ГТУ на расчетном режиме могут существенно различать-
ся в зависимости от параметров и схемы установки. Так, в про-
стейшей ГТУ с невысокими параметрами j/e — 0,18... 0,22, в со-
временных ГТУ Tfe = 0,27... 0,33, в высокотемпературных ГТУ
rje = 0,32... 0,37, многоагрегатные ГТУ при умеренной темпера-
туре газа перед турбиной (750 - 800 °C) могут быть в настоящее
время созданы с г)е = 0,36... 0,44, а высокотемпературные - с
т]е = 0,45...0,55.
Современные дизели с наилучшей экономичностью имеют
т/е = 0,38... 0,44, а у конденсационных экономичных ПТУ г/е =
= 0,40... 0,46.
Из сравнения приведенных значений следует, что ГТУ может
быть самой экономичной из современных простейших тепловых дви-
гателей.
Удельная масса ГТУ 7у определяется отношением массы Gy
установки к ее мощности, т.е. 7У = Gy/Ne- Следует указать на неко-
торую условность определения удельной массы ГТУ (в особенности
для стационарных установок), связанную с выбором узлов, подле-
жащих взвешиванию, таких как вспомогательное оборудование, их
привод, опорные конструкции, рамы, элементы фундамента и др.
Несмотря на это, параметр 7У весьма важен для оценки эффектив-
ности силовой установки в качестве транспортной и авиационной,
а также позволяет судить в известной степени о затратах на мате-
риалы для изготовления стационарной установки. Удельная масса
зависит от удельной мощности, применяемых материалов, схемы и
конструкции установки, напряженности деталей и изменяется в со-
временных ГТУ в широких пределах. Для первых стационарных
энергетических установок 7У = 20... 30 кг/кВт, для современных
7у = 2... 6 кг/кВт, для транспортных ГТД 7у = 0,5 ... 2 кг/кВт,
для авиационных 7У = 0,2 кг/кВт, а в перспективных подъемных
авиационных двигателях 7У = 0,06 ... 0,1 кг/кВт.
Наиболее совершенные авиационные ДВС имели 7У ~
~ 0,5 кг/кВт; удельная масса ПТУ значительно больше. Указанные
1 При измерении в ккал/кг и се в кг/(л.с-ч) имеем = 632, 2/(ceQJ), а при
измерении се в кг/(кВт-ч) получаем = 860/(ceQ£).
27
цифры позволяют сделать вывод о том, что ГТД является наиболее
легким из современных тепловых двигателей.
Удельный объем иу находят как отношение объема Vy, занима-
емого установкой, к ее мощности, т.е. vy = Vy/Ne. Этот пара-
метр является еще менее определенным, чем удельная масса, однако
он также важен при сравнении эффективности подобных установок.
Удельный объем стационарных энергетических ГТУ обычно опре-
деляется по объему необходимого для установки помещения vy, ко-
торый составляет 0,5 - 2 м3/кВт, удельный объем судовых, локомо-
тивных и в особенности автомобильных ГТД значительно меньше.
У дельный объем авиационных силовых установок находят по объему
гондолы; он равен приблизительно 0,001 м3/кВт.
Удельный объем поршневых двигателей в сопоставимых усло-
виях в 3 - 5 раз больше, а ПТУ в 3 - 10 раз больше, чем ГТД. Таким
образом, ГТД является самым малогабаритным из современных те-
пловых двигателей.
Лобовая мощность .Уд - параметр, существенный для транс-
портных, в основном для авиационных, двигателей. Его определяют
как отношение мощности двигателя к площади миделя 4М - пло-
щади правильной геометрической фигуры, описанной вокруг кон-
тура двигателя в плоскости, перпендикулярной оси двигателя, т.е.
ТУд = Ne/AM. Для современных авиационных винтовых и вальных
двигателей ?7д = 2000 ... 6000 кВт/м2, что приблизительно в 10 раз
превышает лобовую мощность наиболее напряженных поршневых
двигателей (ПД). Это связано с особым свойством прямоточности
узлов ГТУ, т.е. с относительно большими скоростями движения ра-
бочего тела вдоль оси узла, отсутствием торможения и крутых по-
воротов потока рабочего тела с малой плотностью. Этим свойством
обладают все узлы простейшей ГТУ: осевые компрессор и турбина,
камеры сгорания.
В ПД за время цикла происходят те же процессы, что и в ГТУ,
однако не одновременно в различных узлах, как в ГТУ, а последова-
тельно в одном и том же узле - цилиндре двигателя; при этом масса
рабочего тела в целом неподвижна. Следовательно, средняя скорость
рабочего тела относительно двигателя, обусловленная сменой рабо-
чего тела, небольшая. Если представить ГТД и ПД заключенными
в два одинаковых цилиндра, то средняя по сечению цилиндра ско-
рость воздуха, поступающего в ПД, составляет 0,75 - 1 м/с, а в ГТД
50 - 75 м/с, т.е. в ГТД поступает в 50 - 100 раз больше воздуха, чем в
ПД. Удельная мощность ПД в 5 - 10 раз больше, чем в современных
ГТД, поэтому полная мощность ГТД может быть приблизительно в
28
10 раз больше мощности равного ему по площади миделя ПД, что и
соответствует десятикратной лобовой мощности ГТД по сравнению
;с лобовой мощностью ПД.
1.2. Идеальный цикл
Параметры цикла
Цикл ГТУ можно представить графически в р, v- и Т,
s-координатах. Рассмотрим идеальный цикл простейшей ГТУ
(р = const) (рис. 1.2). При этом предполагаем, что цикл состоит
из обратимых процессов, не сопровождающихся тепловыми, гидрав-
лическими и механическими потерями; скорость движения рабочего
тела бесконечно мала; рабочее тело, участвующее в процессах, не
изменяет своего химического состава и является идеальным газом;
удельная теплоемкость - величина постоянная, не зависящая, в част-
ности, от температуры и давления.
Рис. 1.2. Идеальные циклы с адиабатными и изотермны-
ми процессами сжатия в р, v- (а) и Т, S-координатах (б)
Цикл состоит из процессов в различных узлах ГТУ (см. рис. 1.2).
Процесс АК - адиабатное повышение давления, соответствует сжа-
тию в компрессоре; при введении охлаждения в процессе сжатия за
идеальный процесс примем изотерму АО. Процесс КГ (или 0Г) -
подвод теплоты при постоянном давлении, соответствует повыше-
нию температуры газа в камере сгорания или ином подогревателе;
характер протекания этого процесса определяет наименование ци-
кла р = const. Процесс ГТ - адиабатное понижение давления, со-
ответствует расширению в турбине. Процесс ТА - охлаждение при
постоянном давлении, осуществляется только в замкнутых ГТУ; в
29
открытых ГТУ этот процесс соответствует замене горячих продук-
тов сгорания, выходящих из турбины, холодным воздухом, который
всасывается компрессором (точка А).
Удельная работа
Разность подведенной извне теплоты Qi и отведенной во внеш-
нюю среду теплоты Q2 составляет работу идеального цикла Не =
= Qi — Q2. Поскольку процессы подвода и отвода теплоты - изобар-
ные, работа
= («Г-«к) - (гт-гд). (1)
Работа и теплота отнесены к 1 кг газа и называются удельными.
Представив выражение (1) в виде
Яе = (if — г'т’) - (г% - iA) = НТ - Нк,
получим работу цикла как разность работ турбины Нт и компрес-
сора Нк.
Идеальные работы Нт и Нк можно выразить через степень по-
вышения давления тг = Рк/РА = Pr/PTi полагая процессы расши-
рения и сжатия адиабатными, протекающими в интервале давлений
РК ~ РГ и РТ = РА- Тогда
Г / Рт \ (^
Нт = срТг - срТт = срТг 1- (Щ
L \рг/ J
= срТг 1 ~ ,
‘ /Т)т/ \ 1)/&
як = срТк - срТА = срТА (^) - 1
= СрГЛ[7Г<1_*></* — 1 .
(2)
(3)
Обозначив 5г^ = х, получим
Нг = срТг(1 - 1/ж); Нк = срТА(х - 1).
Так как работы идеальных турбины и компрессора соответ-
ственно пропорциональны площадям (см. рис. 1.2): Нт ~ площади
1ГТ2\ри ~ площади 10ГТА2\т8 и Як ~ площади 1КА2~ |pw площа-
ди 10К2\гз'! то работа идеального цикла пропорциональна площади,
30
ограниченной процессами в р, v- и Т, s-координатах, т.е. Не ~
~ площади АКГТ.
Коэффициент полезного действия
КПД т)е, позволяющий судить об экономичности идеального цик-
ла, равен превращенной в работу доле подведенной теплоты:
_ -Де Ql ~ Qi _ , _ Qi _ 1 _ срТТ ~ ср?А
Qi <?1" срТг-срТк'
Полагая теплоемкость постоянной, получаем
_ , ТА{Тт/ТА - 1)
,е ТК(ТГ/ТК - 1)
Поскольку Тк/Та — = X И Тр/Тр = X, ТО Тк!Тд =
= Тр/Тр, или Tt/TA = Тр/Тк\ тогда для идеального цикла
7/е = 1 — = 1 — 1/х.
Полученное выражение показывает, что КПД идеального цикла
зависит от степени повышения давления тг, причем КПД увеличива-
ется до единицы при 7Г —> оо.
Эффективность охлаждения при сжатии в идеальном цикле
Как указано выше, процесс сжатия можно осуществить с отво-
дом теплоты, например, по изотерме АО (см. рис. 1.2). Сравним эко-
номичность такого цикла с экономичностью цикла при адиабатном
сжатии АК. Присвоим параметрам цикла с изотермным сжиганием
индекс “из”. Работа сжатия Як.из ~ площади 10A2\pv ~ площади
10A2\ps меньше работы Як на величину, пропорциональную пло-
щади треугольника АОК. На эту же величину работа цикла Не из
больше Не. Теплота, подведенная к рабочему телу, QiH3 ~ площа-
ди 10ГЗ\р3 и больше теплоты Qi ~ площади 2КГЗ\р3 на величину,
пропорциональную площади 10К2\р8.
Для определения соотношения между КПД циклов, проведя из
точки 0 адиабату до пересечения с изобарой рд в точке А1 (см.
рис. 1.2), получаем новый цикл р = const со сжатием по адиабате
А' 0. Обозначим через Н'е, Q\ и rj'e работу, подведенную теплоту и
КПД этого цикла соответственно.
31
Сравнивая его с циклом при изотермном сжатии, получим
Q1H3 = Якиз > и Яеиз < Н‘е. Следовательно,
7/еиз = Яеиз/ф1из < 7/е = He/Q\.
КПД обоих циклов с адиабатным сжатием одинаковы:
Г]е = 7?' = 1 - 1/х.
Следовательно, ре > рекз, т.е. КПД идеального цикла р = const с
адиабатным сжатием больше, чем КПД идеального цикла р = const
с изотермным сжатием. Это было доказано академиком Б.С. Стеч-
киным.
Такой же результат можно получить, сравнивая циклы в Т, s-
координатах (см. рис. 1.2). Известно, что всякий цикл можно рас-
сматривать как сумму элементарных циклов Карно с КПД 7/э.к и
определять КПД цикла 7/е через КПД 7/э.к из выражения
Ре = EAQ13.K%.k/SAQ13.K,
где Q13.K ~ теплота, подведенная в элементарном цикле Карно.
Выделим такой цикл в диапазоне температур 1\ — Т2 из цикла
с адиабатным сжатием. КПД этого цикла 7/э.к = 1 — T^/Ti, или,
заменяя 71/72 = х, получаем
т?э.К = 1 - 1/®- (4)
Из выражения (4) следует, что КПД элементарного цикла, вы-
деленного в любом месте цикла с адиабатным сжатием, - величина
постоянная. Очевидно, что и среднее значение КПД цикла
Ш = ^э.К = 1 -1/®-
В площадь АОГТ цикла с изотермным сжатием помимо площади
АКГТ цикла с адиабатным сжатием входит площадь криволинейно-
го треугольника АОК. КПД элементарных циклов Карно р'э^, вы-
деленных из треугольника А ОК, переменный и уменьшается до нуля
при приближении к точке 0, из-за уменьшения разности температур
- ТА, т.е.
О < 7/'.К < 1 -
32
Очевидно, что средний КПД цикла с изотермным сжатием будет
меньше максимального КПД выделенного элементарного цикла, т.е.
7/еиз < Ъ.К = 1 - 1/z И 7/еиз < 7?е.
Следует подчеркнуть,что этот вывод справедлив только для
идеальных циклов простейших ГТУ.
Идеализация цикла с реальным рабочим телом
Параметры идеальных циклов исследуют иногда для получения
предельных значений КПД и удельной работы ГТУ, к которым мо-
гут приближаться параметры действительной ГТУ. С этой точки
зрения построение идеального цикла при указанных выше принци-
пах имеет мало смысла, так как при оценке степени совершенства
действительного двигателя не удается отделить влияние потерь, воз-
никающих из-за несовершенства процессов в узлах двигателя, от
явлений, связанных с физическими свойствами реального газа и хи-
мическими превращениями в процессе сгорания топлива. Гидрав-
лические, тепловые и механические потери можно уменьшить при
усовершенствовании конструкции узлов, а явления, связанные с фи-
зическими и химическими превращениями рабочего тела, вызываю-
щие изменение теплоемкости, влияют на экономичность в известной
степени независимо от конструкции узлов при заданных параметрах
двигателя и сорте топлива.
Для оценки степени совершенства двигателя и возможности
улучшения его узлов правильнее сравнивать параметры реального
двигателя с параметрами идеального цикла, которые определены с
учетом действительных значений теплоемкости. Насколько суще-
ственно ее влияние на КПД и удельную работу цикла, можно судить
по рис. 1.3, на котором дано изменение удельной работы Не и КПД
цикла 7}е в зависимости от степени повышения давления 7Г.
Штриховыми кривыми изображена работа цикла Не в предпо-
ложении постоянной теплоемкости ср = 1,006 кДж/(кг-К), а штрих-
пунктирными - в предположении постоянной теплоемкости ср =
= 1,148 кДж/(кг-К). Сплошные кривые соответствуют работе,
определенной по теплоемкости, рассчитанной в зависимости от со-
става и температуры газа с учетом диссоциации, наступающей при
температуре Тр > 2000°C, а пунктирные - с учетом еще и давления
при 7Г > 50. Влияние давления на теплоемкость характеризуется от-
клонением пунктирных кривых от сплошных. Из графика следует,
что предположение постоянной теплоемкости в области температур
2 - 1746
33
Не Чб^кДж/кг
Рис. 1.3. Влияние теплоемкости на удельную рабо-
ту и КПД идеального цикла
900-1500°С при низких давлениях (меньше 300 кПа) может привести
к погрешности до 5 % для удельной работы и до 8 % для КПД цикла,
а при давлениях 300 - 1200 кПа - к погрешности до 7 % для удельной
работы и до 10 % для КПД. В области температур 1500 — 2177 °C
погрешность возрастает до 8 % для удельной работы и до 12 % для
34
КПД без поправки на диссоциацию, а с учетом диссоциации молекул
до 10 и 15 % соответственно. Приведенные данные указывают, что
параметры идеального цикла при переменной теплоемкости необхо-
димо рассчитывать с учетом состава газа, температуры, давления
и диссоциации, если идеальный цикл используется как эталон для
оценки степени совершенства действительной ГТУ.
1.3. Расчет процессов с реальным рабочим телом
Точные методы расчета
Из термодинамики известно, что изменение теплоемкости с ро-
стом температуры и давления обусловливается изменением удельной
внутренней энергии и газа. Например, удельная теплоемкость при
постоянном давлении
/ди\ f^u\ i/dv\
Ср=\дт)у+1р+\д^)т\\дт)р
Внутренняя энергия газа складывается из кинетической энергии
иКИн движения молекул, потенциальной энергии ипт взаимодействия
молекул и энергии ио начала отсчета. Изменение икин обусловливает
зависимость внутренней энергии от температуры газа, а иПт от да-
вления, причем последняя зависимость проявляется у большинства
газов при давлениях, существенно больших атмосферного. При не-
высоких давлениях, пока выполняется уравнение состояния идеаль-
ного газа (ди/ди)т = 0,
/ ди \
Ср ~ \дТ д + = +
зависит только от температуры. Энергия иккн, в свою очередь, скла-
дывается из энергии цПост поступательного движения молекул, энер-
гии 14вр вращения молекул и энергии иКОл колебательного движения
атомов в молекуле. Последняя составляющая имеет место только
у газов, молекулы которых состоят из двух и более атомов. Имен-
но она обусловливает зависимость их теплоемкости от температуры
при параметрах рабочего процесса ГТУ. Чем больше число атомов
в молекуле газа, тем резче зависимость ср от температуры. У одно-
атомных газов теплоемкость можно принимать постоянной.
Влияние давления на теплоемкость характеризует второе сла-
гаемое в уравнении (5). Если обозначить теплоемкость идеального
2*
35
газа при температуре Т символом срид, то выражение (5) будет
иметь вид
₽ с ? d2v
Ср = Срид + J (~g^)TdP = Срка~Т J (6)
о о
Отсюда следует, что реальность газа в процессах подвода тепло-
ты при постоянном давлении проявляется в увеличении теплоемко-
сти, так как (52и/5Т2) < 0. Производную d2v/dT2 можно найти из
уравнения состояния идеального газа, записанного, например, в виде
pv = RTz,
где z = f(p, Т) - коэффициент сжимаемости газа, определяемый экс-
периментально или аналитически.
Значение z$]_ зависит от химического состава газа. Зависимо-
сти теплоемкости ср и коэффициента z от температуры для воздуха
даны на рис. 1.4, из которого следует, что z > 1 во всем темпе-
ратурном диапазоне работы ГТУ. Теплоемкость воздуха с ростом
давления увеличивается при температурах, соответствующих про-
цессу сжатия, а при расширении теплоемкость от давления практи-
чески не зависит. Последнее обстоятельство, однако, не означает,
что процесс расширения можно рассчитывать по уравнениям иде-
ального газа, поскольку z 1.
Рис. 1.4. Теплоемкость ср и коэффициент сжимаемости z для воздуха
36
Наиболее точным методом расчета параметров ГТУ является
определение работы и подводимой теплоты (при р = const) по раз-
ности энтальпий в конечной и начальной точках процесса, что ав-
томатически учитывает зависимость теплоемкости от температуры
и давления. Для этого служат i, s-диаграммы рабочего тела или
соответствующие таблицы термодинамических функций. Графиче-
ский метод расчета удобен для ручного счета, однако точность его
зависит от масштаба построения диаграммы и шага нанесения па-
раметров.
При использовании таблиц трудности возникают при расчете
процессов s = const, поскольку значения температуры, соответ-
ствующие заданной энтропии, приходится определять путем подбо-
ра. Это неудобство позволяют обойти таблицы термодинамических
свойств газов, в которых наряду с энтальпией и энтропией в зави-
симости от температуры вычислено так называемое относительное
давление тго( Т). По физическому смыслу - это отношение давлений,
при котором при изоэнтропном процессе температура изменяется от
некоторого начального значения То ДО заданной температуры Т\.
При этом учитывается, что теплоемкость и, соответственно, пока-
затель адиабаты зависят от температуры, но не зависят от давления,
поскольку при выводе используется уравнение состояния идеального
газа.
Из основного уравнения термодинамики
Tds = di — v dp = ср dT — v dp,
которое для изоэнтропного процесса имеет вид
О = ср dT — v dp,
получим после разделения переменных и интегрирования
Т
1П~ = | / Т dr = Ь’Г»(Г)>
ро л J 1
Т0
где ро и То - параметры газа в некоторой произвольной начальной
точке. Таким образом, функция тго(Т) является параметром состо-
яния, зависящим только от температуры. Известно, что энтропия
37
может быть определена выражением
Т
[ Ср dT
s = / —------ВЛьр,
То
отсюда изменение энтропии между двумя состояниями
Т2 , 71
[ ср dT f Ср dT
52 - = J —---------J + Bin (p2/pi).
7b 7b
Тогда, например, для процесса адиабатного повышения давле-
ния, протекающего от температуры 7д до температуры Т%, имеем
О = яо(Тк) - 7Г0(7д) + Bln (pk/paY
** = РК/РА = ’ТоСЗД/тгоСГд).
Для определения энтальпии г% конца адиабатного процесса по
температуре 7д процесса из таблиц находим ?го(Тд) и гд. Далее
получаем значение 7Го(Тх) = 7Го(Тд)тгк, по которому с помощью тех
же таблиц определяем Т% я i-к ^ез последовательного приближения.
Работу процесса находим по разности энтальпий.
При расчетах процессов на ЭВМ для теплоемкости, энтальпии
и энтропии используют степенные полиномы, которые к настоящему
времени найдены для большинства газов на основании эксперимен-
тальных исследований. Значения термодинамических параметров
для смесей определяются по параметрам их составляющих по из-
вестным термодинамическим зависимостям. Таким способом можно
с достаточной точностью аналитически определить параметры про-
цессов в ГТУ для разнообразных рабочих веществ.
Приближенные методы расчета
Задача аналитического расчета параметров процессов упроща-
ется для случаев, когда свойства рабочего тела удовлетворительно
описываются уравнениями, подобными уравнениям идеального газа.
38
Количество теплоты Qi, подводимой к газу при постоянном да-
влении, можно определить по различным формулам. Например:
ТГ
Q1 = гг ~ гк = сртГТГ - cpmKTK = У ср АТ = срср(Тг - Тк),
Тк
где сртр и Сртх - средние теплоемкости при соответствующих
Г Тг
температурах; СрСр = 1/(Тр — Тк) f ср АТ - средняя теплоемкость
JTK
процесса.
Используя подобные формулы, можно найти теплоперепад по те-
плоемкости и разности температур. Например, для процесса сжатия
И* — срср(Тк Тд) — СрсрТд(Т%/Т'д 1).
Часто в качестве теплоемкости ср ср принимают истинную теплоем-
кость при средней температуре процесса Тср = 0,5(Тк + Тр), что,
однако, дает удовлетворительную точность при разности темпера-
тур не более 300 — 400 °C. При большей разности температурный
интервал следует делить.
При определении адиабатных теплоперепадов по заданным на-
чальной температуре и степени повышения давления, например с
помощью выражения Як = ср срТд(7гк рср — 1), часто используют
одинаковые значения средней теплоемкости ср ср как множителя, так
и показателя степени, что допустимо лишь при небольших теплопе-
репадах. При значительном теплоперепаде усреднение должно ве-
стись различными способами: ср ср, входящую во множитель, усред-
няют, как указано выше, в интервале температур, а ср ср, входящую
в показатель степени - в интервале логарифмов температур. Дей-
ствительно, интегрируя уравнение адиабаты
dp к АТ Ср АТ
р к — 1 Т R Т
при R — const, например, для процесса сжатия от состояния А до
состояния К, получим связь между отношением давлений и отноше-
нием температур:
Тк J
1 РК 1 f J / 1 гр\ рср 1 ТК
РА ~ R J pd Т “ R т/
Та
39
Отсюда ТК/ТА = {pkIpa)RIСр ср
и соответственно
Н.=<^срГл[№/рл)Я/^-1]. (7)
Здесь
ТК
, т 1 1 т / Ср d( InГ).
lnTK-\nTAJ
ТА
Адиабатная работа, найденная по уравнению (7) в широком диа-
пазоне температур, практически не отличается от точного значения,
рассчитанного по разности энтальпий. Различие срср и ср увеличи-
вается с ростом температурного интервала процесса. В диапазо-
не Тг = 1100... 1400 К работа турбины, рассчитанная при условии
СР ~ срСр> оказывается меньше истинной при 7ГТ = 15 на 0,4 — 0,5 %
и при 7ГТ = 30 на 0,7-0,8 %. Уменьшение работы компрессора при
7гк = 15 ... 30 составляет 0,2 - 0,3 %. Таким образом, при параметрах
современных ГТУ открытого цикла погрешность в работе цикла не
превышает 0,5 %, что позволяет приближенно находить работу про-
цесса по единой средней теплоемкости ср. Недостатком метода явля-
ется необходимость определения ср ср (или fc) методом последователь-
ных приближений, так как в начале расчета конечная температура
процесса неизвестна.
Расчет с учетом зависимости свойств газа от давления
Свойства реального газа особенно необходимо учитывать в мно-
гоагрегатных ГТУ с 7ГК = 50 и выше. В этом случае аналитические
методы расчета, использующие усредненные значения термодинами-
ческих функций, усложняются. Например, за величину ср ср нельзя
принимать истинную теплоемкость при средней температуре про-
цесса, так как при высоких давлениях зависимость теплоемкости от
температуры существенно нелинейна (см. рис. 1.4).
Для реального газа приращение энтальпии в адиабатном про-
цессе
di = ср dT+
/ dv \
dp’
\О1 / pi
Подставляя di в уравнение адиабатного процесса di — v dp = 0, по-
лучаем
ср dT - T(dv/dT)p dp = 0. (8)
40
Обозначим через рр отношение производных (dv/dT^p для ре-
ального и идеального газов:
/ dv \ / / dv \ р / dv \ .
Мр =\дТ)р1 \дт)ркл = ЯУдт)^
тогда уравнение (8) примет вид
RT
Ср dT — Рр-р- dp = 0, или Ср dT = ppv dp, (10)
и при определении работы адиабатного процесса (например, сжатия)
Рк Тк
Нк= fvdp = [ ^dT=(^)(TK-TA) (И)
J J Рр 4 Рр '
РА ТА
необходимо усреднить отношение cpcp/Рр, а не только теплоемкости.
Учитывая уравнение состояния (6), можно получить
^=г+(^),т- (12)
Из рис. 1.4 следует, что для воздуха при параметрах процесса
сжатия (Т% < 600 К) имеем (dz/dT}p > 0, а при более высоких тем-
пературах (dz/dT}p ~ 0. Поскольку для воздуха z > 1, то и рр > 1,
поэтому адиабатная работа в компрессоре и в турбине для реального
газа меньше, чем произведение средней для процесса теплоемкости
на разность температур на границах процесса. Отметим, что хотя
при параметрах в турбине теплоемкость ср практически не зависит
от давления, влияние давления на работу обусловливается измене-
нием рр.
Для воздуха работа сжатия и расширения реального газа боль-
ше, чем идеального. При больших значениях тг увеличение работы
компрессора превосходит увеличение работы турбины, вследствие
чего Не и г}е с ростом давления уменьшаются (см. рис. 1.3). Однако
при низких температурах процесса сжатия, которые при больших
значениях тг могут быть обеспечены, например введением несколь-
ких промежуточных охлаждений, увеличение Нк меньше увеличения
Нт, и КПД цикла возрастает по сравнению с КПД, рассчитанным
по свойствам идеального газа. Так, в ГТУ с двумя промежуточны-
ми охладителями при Тр = 1123 Кир# = 10 МПа для реального
41
газа КПД цикла на 1 %, а удельная работа на 2,5 % выше, чем для
идеального. С повышением давления перед турбиной это различие
возрастает.
При использовании в ГТУ рабочих тел, имеющих более высокую
критическую температуру, чем воздух, например СОг, отклонение
действительных параметров ГТУ от рассчитанных по уравнениям
идеального газа проявляется более резко, причем может наблюдать-
ся не увеличение, а уменьшение работы лопаточных машин, осо-
бенно компрессора. Удельная работа цикла и КПД, как правило,
растут.
1.4. Протекание действительных процессов в ГТУ
Действительные процессы, происходящие в ГТУ, отличаются
от идеальных тем, что рабочее тело не следует законам идеального
газа, процессы сопровождаются гидравлическими, тепловыми и ме-
ханическими потерями, а в открытой установке в процессе подвода
теплоты Qi при сгорании топлива изменяется состав рабочего тела.
Гидравлические потери возникают при движении газа из-за тре-
ния в пограничном слое и вихреобразования. Тепловые потери свя-
заны с отдачей теплоты в окружающую среду от рабочего тела при
его сжатии, нагревании и расширении, а также с неполнотой сго-
рания топлива. Механические потери возникают вследствие трения
движущихся деталей узлов двигателя. Часто к механическим поте-
рям установки в целом относят затрату мощности на привод насосов
и регуляторов. Рассмотрим явления и потери в узлах, вызывающие
отличие реальных процессов от идеальных.
Горение топлива
Удельный расход топлива (КПД ГТУ) зависит от относительно-
го расхода топлива дТЛ = Отл/Ов, где <7ТЛ и GB - расходы в единицу
времени топлива и воздуха соответственно, или дтл = 1/(а/о), где
а - коэффициент избытка воздуха; /о - теоретически необходимая
масса воздуха для сжигания 1 кг топлива. Величину дтл определя-
ют из уравнения сгорания, которое связывает параметры исходных
элементов и продуктов сгорания с теплотой сгорания QB.
Для определения дтл напишем вначале уравнение теплового ба-
ланса для идеальной камеры сгорания ГТУ (без регенератора) с тем-
пературой воздуха при входе Tr, температурой топлива Ттл, тем-
пературой продуктов сгорания (газа) при выходе из камеры Тр и
42
коэффициентом избытка воздуха а при сжигании 1 кг топлива:
аЛог'в К + *тл тл + Qx = (1 + аЛо)гп.сГ> (13)
где Q'x - “химическая” теплота топлива при принятых условиях ра-
боты камеры. В уравнении (13) первый индекс при энтальпии i от-
носится к рабочему телу (воздух, топливо или продукты сгорания),
а второй - к температуре определения энтальпии (7\-, Ттл, Тр).
Составим второе уравнение теплового баланса калориметра для
сжигания 1 кг топлива при температуре Tq. Предположим, что ко-
эффициент а такой же, как и для камеры сгорания, тогда
а/озво + «тло + Q" = (1 + а^о)з'п.со + Q^q, (14)
где Qx - “химическая” теплота топлива при заданных условиях в
калориметре.
Перепишем уравнения (13) и (14) в предположении, что тепло-
та сгорания в калориметре определялась при температуре Тк, т.е.
То = Тк, и что температура топлива, поступающего в камеру сго-
рания, Ттл равна Тк • Учтем, что из-за одинаковых условий в камере
и калориметре Qx = Q'x = Qx, а теплота сгорания при температурах
Тк и То различна, т.е. QPK
а/озво + Зтл О + <?;' = (l + a/o)i„.er; (15)
+>тлК + <?х = (1 + “Wn.cK + (16)
Приравнивая правые части уравнений (15) и (16), получаем за-
висимость повышения энтальпии продуктов сгорания от теплоты
сгорания
зп.сГ-зп.с# = ФдхА1+ аг°)- (17)
Поскольку в справочниках даны значения теплоты сгорания топ-
лива <5до ПРИ температуре То (обычно То = 290... 292 К), найдем
связь величин <2^# и П° закону Кирхгоффа теплота сгорания
(ПРИ Тк} отличается от <2ц0 (ПРИ То) на величину, пропорцио-
нальную разности приращения энтальпии смеси воздуха и топлива и
приращения энтальпии продуктов сгорания в интервале температур
Тк ~ То, т.е.
Ор Ор
, ”Kj = 1 , Н9'/" + ЗсмК ~ ЗсмО ~ (»п.сК ~ Зп.со), (18)
1 + alo 1 + alo
43
где энтальпию гсм смеси при соответствующей температуре опреде-
ляют через энтальпию гв воздуха и энтальпию гтл топлива из выра-
жения
гсм = (а/огв + гтл)/(1 + al0). (19)
Следует учесть, что температура топлива обычно ниже темпе-
ратуры воздуха, поступающего в камеру. В связи с этим теплоту,
необходимую для подогрева 1 кг топлива дтл — гтл к ~ 7тл о, следует
отнять от Введя в уравнение (17) из выражения (18) и
дтл, получим уравнение теплового баланса идеальной камеры ГТУ
_ ^нО — ^тлК Т гтлО , . . zon\
гп.сГ 1п.сХ — 1-f-q/q "^’смК гсмО 1п.сК"1"гп.сО' (20)
Уравнение составлено для камеры сгорания, в которой отсут-
ствуют тепловые потери и потери теплоты топлива от химической
и механической неполноты сгорания. В реальной камере эти потери
учитываются коэффициентом полноты сгорания туг, значение кото-
рого указывает использованную долю теплоты сгорания топлива.
Найдем, из выражения (20) относительный расход топлива в ре-
альной камере сгорания дтл = 1/(а/о)- Подставив в выражение (20)
гсм из уравнения (19), после преобразования получим
„ ^.сГ ~*ъК -Ёп.сО +ЁвО , .
Утл лР I . •
Ч/н0,7г гп.сГ т гп.сО Т ®тлтл гтл0
Выражения для дтл, приводимые в различных руководствах по рас-
чету камер или ГТУ, несколько различаются как по форме написа-
ния, так и по существу, что сказывается и на точности определения
расхода топлива.
Выражение (21) является точным для определения относитель-
ного расхода топлива только при расчетах ГТУ с заданным коэф-
фициентом т/г- Расход топлива конкретной ГТУ, для которой коэф-
фициент полноты сгорания находился из эксперимента с конкретной
камерой сгорания, необходимо определять по формуле, которая при-
менялась при обработке эксперимента.
Так как энтальпии газов и воздуха при температуре Tq близ-
ки одна другой и в стационарных установках температура топлива
обычно мало отличается от То, то без большой погрешности форму-
лу (21) можно упростить и представить в виде
5тл ~ ттр : —• (22)
УнО7?1' гп.сГ+гп.сО
44
Для определения расхода топлива дтл по формулам (21) и (22)
необходимо пользоваться таблицами или графиками энтальпии или
теплоемкости продуктов сгорания в зависимости от температуры,
состава топлива и коэффициента избытка воздуха а (см. прило-
жения). Расчет выполняют методом последовательного приближе-
ния; обычно второе приближение дает достаточную точность. По-
следовательных приближений можно избежать, если преобразовать
формулу (21), выразив энтальпию гп.с продуктов сгорания при соот-
ветствующей температуре через энтальпию воздуха гв и энтальпию
г„ с так называемых чистых продуктов сгорания, соответствующих
а = 1:
(а — 1)/огв + (1 + /о)зп.с
гп.с — 1 I /
1 + ctlQ
После указанной подстановки формула (21) примет вид
9тл =
=__________________________________________________________
<?нО77Г ~ (1 сГ ~ гп со) + ^°(гв Г ~~ гво) + гТлтл — ^тл О
(23)
Значения $но и для различных топлив приведены в приложе-
нии. Коэффициент г]т зависит от конструкции камеры, ее напряжен-
ности, схемы смесеобразования и для расчетного режима колеблется
в пределах дт = 0,95 ... 0,99.
Важным параметром камеры сгорания является коэффициент
полного давления сгг = р^/р^, указывающий относительное из-
менение полного давления в камере. Величину <тг можно выра-
зить через уменьшение Арр давления в камере по зависимости
сгг = 1 — &рг1р*к.
Снижение давления Арр может быть представлено в виде сум-
мы двух величин, т.е. Арр = &р'р + Арр- Первая (Арр) зави-
сит от трения и завихрения потока в камере и растет с увеличе-
нием скорости потока (пропорционально квадрату скорости), а так-
же числа и сложности стабилизирующих устройств. Вторая (Арр)
связана с подводом теплоты и пропорциональна квадрату скорости
рабочего тела при входе в камеру и отношению температуры газа
после сгорания к температуре до сгорания. Из сказанного следу-
ет, что наименьшим гидравлическим сопротивлением обладают не-
напряженные низкотемпературные камеры сгорания стационарных
ГТУ, в них стг = 0,96 ... 0,98, а наибольшим сопротивлением - вы-
сокотемпературные камеры сгорания транспортных ГТД с большой
теплонапряженностью, в них <тг = 0,92... 0,96.
45
Процесс сжатия
Рассмотрим процесс сжатия в компрессоре без теплообмена и
изобразим в Т, s-координатах схему процесса (рис. 1.5, а). Отме-
тим на диаграмме параметры при входе в компрессор и при выходе
из него: статические давления р/ и р%, полные давления и р*к,
скорости потока с/ и с#, статические температуры Т/ и Т#, тем-
пературы торможения Тд и Т^.
Рис. 1.5. Процесс сжатия:
а - схема процесса; б - геометрическая интерпретация удельной
работы
Связь указанных параметров дана формулами
с2 /
Гд = ?л + 5Д = 7’л(1 +
£Ср \
к-1
2
м2а);
РА=РА
С2 /
т*=тк + й = г*(1 +
к-1
2
Мк)’>
*
Рк =РК
\тк)
J
где при входе Мд = сд/ад и при выходе М% = с/</а/<; ад, а# -
скорости звука в соответствующих сечениях.
Следует отметить, что параметры при входе рд, Тд и сд соот-
ветствуют сечению перед компрессором в невозмущенном работой
компрессора потоке. Для стационарного компрессора, засасываюгце-
46
го воздух из окружающей среды, с/ = 0, а статические и полные
параметры равны, т.е. 7/ = ТА и р/ =
Гидравлические потери в компрессоре оцениваются его КПД,
который определяют как отношение полезной энергии (полученного
напора) к затраченной работе Lx. В зависимости от назначения ком-
прессора в понятие полезной энергии вкладывают различный смысл.
Если от компрессора требуется только повышение статическо-
го напора без создания скорости потока, например при нагнетании
воздуха в ресивер, то в качестве полезной энергии обычно принима-
ют работу Нк адиабатного сжатия от давления до статического
давления р% и экономичность компрессора оценивают адиабатным
КПД рк = HK/LK.
Работа компрессора
Д, = ‘К - ’А = «Л - '?тл- (М)
Адиабатная работа
Нх = г К ад. ~ Ч = СРТК ад ~ СРТА> (25)
или
Як = cpTX(Ak~1)/k - 1), (26)
где тгк = рк/р*А.
Если кроме статического давления можно использовать ско-
рость потока за компрессором, например при подаче воздуха в ка-
меру ГТД, то в качестве полезной энергии правильнее принимать
работу Я* адиабатного сжатия от давления рА до полного давле-
ния р% и экономичность компрессора оценивать адиабатным КПД
по параметрам торможения р* = Тогда адиабатная работа
Ht = - 1), (27)
где тг* = р к/Ра-
кин rfc не следует путать с КПД, найденным по полным напо-
рам, значение которого несколько больше.
Отметим, что значения и Як по формулам (24) и (25) опреде-
ляют с помощью энтальпий или средних теплоемкостей, а по форму-
лам (26) и (27) - с помощью усредненных теплоемкости и показателя
адиабаты для процессов.
С увеличением степени повышения давления и соответствую-
щим увеличением числа ступеней при сохранении экономического
47
совершенства ступени адиабатный КПД компрессора понижается,
что связано с увеличением суммы адиабатных работ ступеней по
сравнению с адиабатной работой всего компрессора. Необходимость
изменения адиабатного КПД компрессора с учетом этого обстоятель-
ства несколько усложняет сравнительный анализ циклов в большом
диапазоне значений тг. Анализ упрощается, если пользоваться поли-
тропным КПД, который более стабилен при изменении тг.
Для элементарной ступени с повышением давления dp и затра-
ченной работой dLK политропный КПД
7/к.п = vdp/dLK.
Для реальной ступени или компрессора в целом
РК
1 /
»7к.п = -£- / v dp,
РА
где v - удельный объем при политропном процессе сжатия.
Адиабатный КПД для элементарной ступени
= v'dp/dLK,
для реальной ступени или компрессора в целом
Рк
1 f >А
Ч* = у~ V dp,
Ьк J
РА
где v' - удельный объем при адиабатном процессе сжатия.
Обращаясь к геометрической интерпретации удельных работ в
Т, s-координатах (рис. 1.5, б), замечаем, что элементарная поли-
тропная работа vdp ~ площади 0А1'3'4', а элементарная адиабат-
Рк
ная работа v' dp ~ площади 02'З14'', соответственно J vdp ~ пло-
РА
Рк
щади О А134, а f v' dp ~ площади 0234- Элементарная затраченная
РА
работа dLK ~ площади 1'3'4'5', соответственно работа LK ~ пло-
щади 1345. Из сравнения рассмотренных величин следует, что для
элементарной ступени адиабатный и политропный КПД равны, так
48
как различаются на бесконечно малую величину второго порядка
(v — г/) dp/ dLK. Для реальной ступени или компрессора при предпо-
ложении политропного КПД постоянным адиабатный КПД отлича-
ется от него существенно, причем тем больше, чем больше тгк и чем
ниже политропный КПД. Найдем соотношение значений КПД т?к и
Т/к.П-
Полагая процесс сжатия политропным с показателем политропы
п, можно записать политропный КПД по параметрам торможения
как отношение политропной работы сжатия Я*п к работе £к:
_ Я*п _ п к-1 Ук.п — т — 17’ LK п — 1 к (28)
так как
= 44 RTA^'y’ -1) = 44 R(-TK - Тл>' (29)
К 1 (30)
Выразим температуру за компрессором, пользуясь адиабатным
КПД:
Тк = п + = т*А [1 + (Л'1’7* -1)1], (31)
Ср7/К
а также политропным КПД с учетом зависимости (28):
ТК - ГАтг - 1Атг (32)
Подставим в выражение (30) температуру из выражения
(32), тогда
г. = зЛт -1). (33)
К J.
Из соотношений (33) для LK и (27) для Н* получим зависимость
адиабатного КПД от политропного КПД:
ТТ* *(fc-1)/fc 1
* 7Г — 1 , ч
= Т7 = 7r*(fe-i)/(^.n) _ j ’ (3)
которая для к = 1,4 изображена на рис. 1.6.
49
7т/7т. л
Рис. 1.6. Соотношение адиабатных и политропных КПД
компрессора и турбины
Значение КПД зависит от типа компрессора, степени повыше-
ния давления, размеров проточной части, напорности ступеней, чи-
сла и КПД ступеней. В низконапорных крупных осевых стационар-
ных компрессорах с малым числом ступеней можно получить наи-
больший КПД. Адиабатный КПД современных осевых компрессоров
колеблется в пределах 0,83 - 0,9, КПД современных центробежных
компрессоров - в пределах 0,75-0,83. КПД по параметрам тормо-
жения - соответственно на 0,01-0,02 выше. Политропный КПД в
осевом компрессоре энергетических ГТУ достигает 0,89-0,92, а в
центробежном 0,85 - 0,87.
Механические потери в компрессоре иногда при приближенных
расчетах ввиду относительной их малости оценивают при опреде-
лении затраченной работы вместе с гидравлическими потерями и
выражают единым КПД компрессора.
При анализе действительных циклов будем условно принимать
скорость ск « 0, тогда ту* = т]к и экономичность компрессора в целом
выражать адиабатным КПД т]к.
Поскольку в расчетах ГТУ давление и температуру перед ком-
прессором и за ним применяют только по параметрам торможения, в
дальнейшем при обозначении этих параметров верхний индекс * бу-
дем опускать, а отношение полных давлений рк и рх обозначать тг.
50
Процесс расширения
Рассмотрим процесс расширения в турбине без теплообмена и
изобразим в Т, s-координатах его схему (рис. 1.7, а). Отметим на
диаграмме параметры на входе в турбину и при выходе из нее: ста-
тические давления рр и рр, полные давления рр и рр, скорости
потока ср и ср, статические температуры Тр и Тр, температуры
торможения Тр и Тр. Указанные параметры связаны следующими
соотношениями:
С л /
Т*=Тг + -^- = Тг{1 +
2Ср \
к-1
2
мг); р*г = рг
к(к~1)
1
Тр — Тр + -— — Тр (1 -|---- Мр 1; рр — рр {— }
2 Ср х Л ' х Т*
где при входе Мр = ср/ар и при выходе Мр = ср/ар-, ар и ар -
скорости звука в соответствующих сечениях.
Рис. 1.7. Процесс расширения:
а - схема процесса; б - геометрическая интерпретация удельной
работы
Потери в турбине оценивают КПД, который является отноше-
нием полезной энергии к располагаемой. В зависимости от условий
работы турбины различна возможность использования кинетической
энергии потока за турбиной, в связи с чем целесообразно различать
понятия полезной и располагаемой энергий, а также КПД турбины.
Если турбина работает в системе стационарной ГТУ, то в каче-
стве полезной энергии следует принимать мощность или удельную
51
работу турбины, в качестве располагаемой - работу Нт адиабатного
расширения до статического давления рт, & экономичность турбины
оценивать мощностным КПД т/т = LT/Нт.
Работа турбины
LT = i’p — iy = СрТр — СрТр. (35)
Располагаемая энергия или теплоперепад по статическому да-
влению за турбиной
Ят = ip - гуад = СрТр - срТТлд, (36)
или
Нт = срТ^(1 - 41-fc)/fc), (37)
где 7ГТ = рр/рт-
Если кинетическую энергию потока, выходящего из турбины,
можно использовать в агрегатах, расположенных после турбины, за
располагаемую энергию принимают работу Н* адиабатного расши-
рения до полного давления Рр и экономичность турбины оценивают
КПД по параметрам торможения
(38)
где
1-А:
я: = CpTftl - <Т).
Если необходимо оценить только гидравлические потери в тур-
бине, то в качестве полезной энергии принимают сумму работы LT
и кинетической энергии потока, а в качестве располагаемой - и
экономичность турбины оценивают лопаточным КПД
По аналогии с расчетом параметров компрессора вычисление LT и
Ят соответственно по формулам (35) и (36) выполняют с помощью
энтальпий или средних теплоемкостей, а Нт и Н* по формулам (37) и
(38) - с помощью усредненных теплоемкости и показателя адиабаты
для процесса.
Между рассмотренными КПД существует очевидное неравен-
ство > т}* > 7}т. В современных ГТУ значения 7/л и Лт близки.
52
Разница между 77* и 7}т растет с уменьшением КПД и с увеличением
отношения Су,/Ят. Все рассмотренные КПД - адиабатные, так как
располагаемая энергия определяется при адиабатном расширении.
При постоянном газодинамическом совершенстве ступени тур-
бины с увеличением 7ГТ и числа ступеней адиабатный КПД турбины
не остается постоянным, а растет из-за увеличения суммы распо-
лагаемых адиабатных теплоперепадов по ступеням по сравнению с
исходным располагаемым теплоперепадом в турбине в целом. При
исследовании циклов с большим изменением тг удобнее пользовать-
ся политропным КПД турбины. Для элементарной ступени с по-
нижением давления dp и полезной работы dZT политропный КПД
7/4.п = d£T/(-vdp).
Для реальной ступени или турбины в целом
Рт
Т/т.п = Дг/ J" V dp) ,
РГ
где v - удельный объем при политропном процессе расширения.
Адиабатный КПД для элементарной ступени т]'т = d£T/(—v' dp),
а для реальной ступени или турбины в целом
— LT
Рт
РГ
где v1 - удельный объем при адиабатном процессе расширения.
В Т, s-координатах работу можно выразить в виде площадей
(рис. 1.7, б). Элементарная политропная работа расширения v dp ~
площади 01'2'Г4161, элементарная адиабатная работа v1 dp ~ пло-
щади ОГ4'6', а соответствующие им интегралы
Рт РТ
У v dp ~ площади 012Г46 и j v1 dp ~ площади ОГ46.
Рг Рг
Элементарная полезная работа d£T ~ площади ОГЗ151, удельная
работа LT ~ площади 0Г35. Политропный и адиабатный КПД эле-
ментарной ступени равны, так как они различаются на бесконечно
малую величину второго порядка (у1 — v) ALilvv1 dp.
53
Для реальной ступени или турбины в целом при постоянном по-
литропном КПД адиабатный КПД отличается от него существенно
и тем больше, чем больше 7ГТ и ниже КПД. Найдем их соотношение.
Полагая процесс расширения политропным с показателем п,
можно определить политропный КПД по параметрам торможения
как отношение работы LT к располагаемому теплоперепаду Н*п:
LT к п — 1
?7т п = Я*^ = ~V~
так как
к
LT = i*r-i*T = -j——^R(Tr - 7£); (41)
Я*п = у^у RTfrl - И1"”)/”) = -^у R(T} - Tfr (42)
Температура за турбиной с учетом адиабатного КПД по пара-
метрам торможения равна
= = т*[1 - (! - , (43)
ср J
а с учетом политропного КПД и зависимости (40)
Т* = Tfr * = Т^^~к^к^^ (44)
Подставим в выражение (41) температуру Ту, из уравнения (44),
тогда
LT = RTfrl ~ 7r*t(1-fc)/feM-n). (45)
К л
Пользуясь выражениями (45) для работы LT и (38) для Я*, по-
лучим зависимость адиабатного КПД от политропного
Д(1-к)МЬ?.п
* __ С'т _ 1 — 7Г
,т - Н* ~
(46)
которая для к = 1,333 изображена на рис. 1.6.
КПД зависит от типа турбины, размеров и контура мериди-
онального сечения проточной части, а также от скорости газа за
турбиной. Наибольший КПД можно получить в крупных осевых
54
турбинах с плавной проточной частью. КПД т}* современных тур-
бин колеблется в пределах 0,9 - 0,94. Лопаточный КПД на 0,01 -
0,02 больше, а мощностей на 0,02 - 0,2 меньше в зависимости от
Су/Ят. Политропный КПД осевых турбин большой мощности
’/т.п = 0,90 ... 0,91. Механические потери в турбине характеризуют-
ся т/м = 0,99 ... 0,995; обычно их объединяют с газодинамическими
потерями и оценивают общим КПД турбины.
При исследовании циклов условно полагаем су « 0, при этом
г)л « ту* ~ т]т и экономичность турбины с учетом механических по-
терь оцениваем т]т. В дальнейшем температуру Тр обозначаем без
индекса *, т.е. Тр.
Изображение цикла в Т, s- и р, v-координатах
Рассмотрим простейший цикл ГТУ. Предположим, что процес-
сы сжатия и расширения происходят соответственно в компрессоре
и турбине. Изобразим в Т, з- и р, v-координатах идеальный и дей-
ствительный циклы с учетом потерь, возникающих в процессах сжа-
тия и расширения, пренебрегая гидравлическими потерями в камере
сгорания и за турбиной (рис. 1.8). Дадим геометрическую интерпре-
тацию энергетическим параметрам цикла.
Рис. 1.8. Действительный цикл простейшей ГТУ в Т, s-
(а) и р, v-координатах (б)
Процесс сжатия. Адиабатная работа компрессора
Як = — м ~ площади IK1 A1 2'\ts ~ площади 1АК12\p<v. (47)
Действительную работу компрессора можно выразить в виде
площади в Т, s-координатах:
L* = Нл/т1ъ = г к ~ «А ~ площади 1' КА12'frs. (48)
55
Представим работу LK в виде двух сумм: как сумму адиабат-
ной Як и потерянной Тк.пот работ, а также как сумму политропной
работы Як.п и работы трения £к.тр, т.е.
= Ях + 2/к.пот) (49)
Lx = Як.п + -i'K.Tpj (^9)
и найдем эквивалентные им площади.
Из разности ZK.noT = LK — Як с учетом выражений (47) и (48)
следует, что
Lx.nor ~ площади 1К' К1'\р 8. (51)
Чтобы представить в виде площади в р, v-координатах, най-
дем в Т, s-координатах точку К" при давлении рр'и за идеальным
компрессором, работа которого численно равна работе £к. После
определения в р, v-координатах точки К" на пересечении продол-
жения исходной адиабаты АК' тл изотермы К К" можно определить
потерянную работу
7/к.пот ~ площади 2К1 К" 2'\p,v (52)
и работу
LK ~ площади 1АК1 К"2'\PtV. (53)
Анализируя выражение (50) для работы £к, находим, что поли-
тропная работа Як.п ~ площади 1АКА12'\р 8 ~ площади 1AK2\PiV, а
работа или теплота трения Тк.тр ~ площади МАЯ | у s. Из сравнения
площадей следует, что площадь 2К1 К" 2'\p>v ~ Ьк.пот’, она включает
в себя площади, эквивалентные работе трения ZK.Tp и разности поли-
тропной и адиабатной работ, которая соответствует горизонтально
заштрихованному треугольнику АКК’. Таким образом, площадь в
р, v-координатах, ограниченная действительным процессом сжатия
АК и эквивалентная политропной работе, меньше площади, эквива-
лентной действительной работе сжатия.
Процесс расширения. Располагаемая работа турбины
(см. рис. 1.8)
Нт = ip — ip ~ площади 5Г31 ^\т s ~ площади 12ГТ'\р^. (54)
Действительная работа турбины
LT = HTTjT = ip — ip ~ площади 5ГЗ" J." \т s- (55)
56
Выразим работу LT в виде двух разностей: как разность адиа-
батной работы Нт и потерянной работы Тт.пот, а также как разность
политропной работы Ят.п и работы трения Тт.тр, т.е.
LT — Нт Тт.пот) (5®)
Lf — Н-гп -^Т.тр, (57)
и найдем эквивалентные им площади.
Из разности £т.пот = Ят — ZT с учетом выражений (54) и (55)
следует, что
L-г.пот ~ площади 4’З13"4"\t,s — площади 5Т1 Т6\т>8. (58)
Чтобы представить £т в виде площади в р, v-координатах, най-
дем в Т, s-координатах точку Т" при давлении ртн за идеальной
турбиной, работа которой численно равна £т.
После определения в р, v-координатах точки Т" на пересечении
исходной адиабаты ГТ' и изотермы ТТ" потерянную работу можно
представить в виде
Дг.пот ~ площади 11'Т"Т'\р>1}, (59)
а работу как
LT ~ площади l'2rT"\ptw
Анализируя выражение (59) для ZT, найдем, что политропная
работа Ят.п ~ площади бТ'ТГЗ'^Тз ~ площади 12ГТ\р,ъ, ра-
бота, или теплота трения £т.тр ~ площади 5ГТ6\т3 ~ площа-
ди 11' Т"rT\PtV. Из сравнения площадей следует, что площадь
II1 Т" T'\ptV ~ 1/т.пот меньше площади, эквивалентной работе тре-
ния, на площадь горизонтально заштрихованного треугольника Г
Т Т1. Таким образом, площадь в р, v-координатах, ограниченная
действительным процессом расширения, эквивалентная политроп-
ной работе расширения, больше площади, эквивалентной действи-
тельной работе расширения.
Площадь, эквивалентная полезной работе действительного ци-
кла Le = Qi — Q2 = LT — ~ площади 1'КГ5\?s— площадь
1АТ6\т3, или Le ~ площади 1'2ГТ"\Р^— площадь 12'К"A\p<v, зна-
чительно меньше площади АКГТ, ограниченной действительными
процессами цикла.
57
1.5. Параметры действительного цикла
Удельная работа и КПД цикла
Удельная работа Le цикла ГТУ, или удельная мощность ГТУ,
соответствует работе, получаемой с единицы массы рабочего тела,
и может быть определена как разность полезной работы турбины и
действительной работы компрессора в предположении, что расход
массы в турбине и компрессоре одинаков,
Le = LT Lx — Н-рЦт
Используя выражения (27) и (37), получаем
Le
Rk
k-1
МЧ?)
L \рг/
R’k'
fc'-l
»7т -
- 1
1
Для упрощения основных зависимостей между параметрами
действительного цикла предположим приближенно, что показатели
адиабат для процессов сжатия и расширения равны, т.е. к1 и к, а
также пренебрежем гидравлическими потерями в камере сгорания и
при выходе из турбины, т.е. примем рр « р^ и PT и РА- Обозна-
чим степень повышения давления в цикле 7г = Рк/ра — PrlPTi ее
функцию х = а отношение температур д = Тр/Тд.
Тогда
Ь«= ]• (60)
К -L L \ х J
При этом работа компрессора
Г Rk гг, t \ 1
k-lT^X
а работа турбины
Rk ( 1\
Ьт = т-------------Ит-
к — 1 \ х/
При постоянной температуре Та и выбранных значениях Тр, р*
и т/т удельная работа зависит от 7г(ж). При тг = 1 (х = 1) имеем Le =
— LT = = 0. При тг —> оо работа £к —> оо, а работа турбины ра-
стет до некоторой максимальной величины
LTm - Rk/(k — 1) Трт]т.
58
Рис. 1.9. Параметры цикла ГТУ:
а - зависимость параметров от степени повышения давления;
б - идеальный цикл при Тг = Тк
Поскольку вблизи нулевого значения работ тангенс угла наклона
кривой LT больше наклона кривой ZK в i? раз, то кривые LT и Тк
пересекаются при 7г = тгт(х = хт) (рис. 1.9).
Величину тгт можно определить из уравнения (60) при Le = 0.
Тогда
(1 - 1/z)t/t - (х - 1)/77к = 0.
Поскольку значение одного корня х = 1 очевидно, то после со-
кращения уравнения на (х — 1) получим
хт = (61)
кт = ^г1к71Т)к^к-1\ (62)
При тг = 7Г£ работа цикла Le = LT — LK достигает максимального
значения.
Коэффициент полезного действия цикла 7/е = LeIQ\, где Qi -
теплота, подведенная к 1 кг рабочего тела. При сжигании топлива
в камере сгорания открытой ГТУ теплоту Qi находят в зависимо-
сти от относительного расхода топлива дтл и теплоты сгорания Q?,
т.е. Qi = <7Тлф£. При приближенном анализе циклов Qi определяем
условно, как для замкнутой ГТУ: Qi = ip — 1к = ср(?Г ~ ?к)-
Пользуясь введенными выше параметрами х и выражением
(31), вычислим Qi по формуле
(63)
59
Полагая приближенно теплоемкости в выражениях (60) и (63)
одинаковыми, получим КПД цикла
= i?(l ~ 1Л)77т ~ (ж ~ 1)М , .
В действительности массы рабочего тела, проходящие в ком-
прессоре и турбине, как и значения теплоемкостей в процессах сжа-
тия и расширения, различаются, что должно быть учтено при рас-
чете параметров реальных ГТУ. Однако для упрощения анализа и
увеличения наглядности получаемых зависимостей при общем ис-
следовании циклов различием масс и теплоемкостей можно прене-
бречь.
С ростом степени повышения давления количество теплоты Qi,
пропорциональное знаменателю выражения (64), монотонно умень-
шается; при xl достигает максимума числитель дроби, т.е. работа
Le, поэтому дробь, т.е. т)е, достигает максимального значения при
Хт) > xL.
Оптимальные степени повышения давления (ОСПД)
ОСПД при наименьшем диаметре компрессора. Для заданной
мощности ГТУ 7Ve наименьший диаметр компрессора можно полу-
чить при минимальных размерах первой ступени. Кольцевая пло-
щадь при всасывании в компрессор
Лк = (^)/4(1~г2), (65)
где - наружный диаметр первой ступени; d - относительный
диаметр втулки.
Выражая площадь Ак через расход воздуха G, удельный объем
и/ и скорость при входе в ступень с/, находим
Ак = Gv/Jca, или Ак = NevAl(LecA}. (66)
Приравнивая правые части выражений (65) и (66), получаем
_ / 4NevA
D* — \ —2 * (61)
V ТеСЛ7г(1-<Г)
60
Из выражения (67) следует, что при рекомендуемых (см. третий
раздел) значениях и d минимальный диаметр компрессора соот-
ветствует максимальной работе Ze, которая достигается при тг = 7Г£.
Величину тг^ можно определить из выражения дЬе/дх = 0. По-
лагая в уравнении (60) все параметры, кроме ж, постоянными, полу-
чаем ^т/т/ж2 — 1/т/к = 0. Отсюда
xl = (68)
к
= (^т’/к)2^"1), (69)
или, используя зависимости (61) и (62), имеем хр = у/хт и 7Г£ =
= у/^т- Из выражения (68) следует, что величина хр растет с по-
вышением температуры газа Тр та с увеличением КПД процессов.
Для идеального цикла хр — \/д. Определим температуры в этом
цикле (рис. 1.10): 7# = T4V7J = у/Та^г та Тр = Тр/у/д = у/Тл^р,
следовательно, Т% = Тр.
Рис. 1.10. Влияние степени повышения давления на КПД
Че (а) цикла и идеальный цикл при х = <5 (б)
ОСПД при наименьшем диаметре турбины. Диаметр турбины
обычно зависит от размеров последней ступени. Если средний диа-
метр колеса последней ступени Рт, длина рабочих лопаток /т, то
площадь, “ометаемая” лопатками,
Ат = или Ат = 7rD^.lT/DT. (70)
61
Выражая площадь Ат через расход газа G, параметры газа vp,
рр, Тр и осевую скорость сра при выходе из турбины, получаем
Gvp N^RTp
сТа Leppcpa. ’
(71)
при этом приближенно принимаем расходы газа и воздуха одинако-
выми.
Приравнивал правые части выражений (70) и (71), находим
NeR
(72)
(Ье/Тр)тг(1т/DT)ppcpa
Из выражения (72) следует, что при рекомендуемых (см. третий
раздел) значениях 1Т/DT, сра и давлении рр, зависящим от схемы и
условий работы ГТУ, наименьший диаметр DT можно получить при
наибольшем отношении Le/Tp, которое достигается при тг = тги.
Величину 7Ги определяют из выражения д{Ье1Тр}1дх = 0. Восполь-
зуемся выражениями (43) и (60) и составим отношение
Le = Rk *9(1 ~ 1/ж)т?т ~ (ж ~ 1)т?к
Тр (к -l)t? 1 — (1 — 1/х)т7т ' U J
Приравнивая нулю числитель производной выражения (73), по-
лучаем
/1?7?т
\ х2
(74)
Г)К J
После преобразования имеем квадратное уравнение относитель-
но xv:
—— x2v + 2xv - 1 - = 0. (75)
7/т
Отсюда находим ОСПД 7Ги = (жи)*/^-1), где
— 1 гЕ ^/1 4- [(1 - 7/т)/т?т](1 + 1?7?к)
(1 - »?т)/7?т
(76)
В выражении (76) реальный смысл имеет лишь положительный
знак перед радикалом. Для частного значения т/т = 1 получаем не-
определенность xv = 0/0. Она разрешается при подстановке т/т = 1 в
62
уравнение (75), из которого xv = 0,5(1 + i9t/k). Для идеального цикла
(т/т = 1; т/к = 1) имеем xv = 0,5(1 + i9). Поскольку с ростом х зна-
менатель дроби (73) монотонно уменьшается, то соответствующая
максимуму дроби степень xv больше х^, выбранной по максимуму
числителя (работы £с). Следовательно, для получения наименьших
размеров турбины степень повышения давления в ГТУ должна быть
больше, чем для получения наименьших размеров компрессора.
ОСПД при наибольшей экономичности установки. Определим
оптимальную по экономичности степень повышения давления тг^ из
уравнения дт^/дх = 0, воспользовавшись выражением (64). Прирав-
няем нулю числитель производной д^е/дх'.
19 Пт 1 \ „ х — 1 \ 1 „ / 1\ х — 11
------) И ~ 1--------------) +— 19(1 - “ Ьт-------------------
Ж2 7?к/ ' 7?К 2 7?К L ' Ж/ 7/к -I
= 0.
После преобразования получим квадратное уравнение относи-
тельно Хг)'.
/ 19 — 1 \
(1-------,----- 2ХГ) + 1 + (19 - 1)т?к = 0.
X V7?T /
ОСПД при максимальной экономичности установки
— Xjj ,
где
+1 ± V1 - [1 - (<> - i)/W)][i + (* - 1Я
х’ W -
(77)
(78)
В выражении (78) отрицательный знак перед радикалом соот-
ветствует максимальному КПД т/е, что дает величину Xjj-, а по-
ложительный знак, соответствующий минимальному значению т]е,
дает для цикла холодильных машин вне области цикла тепло-
вых двигателей. Для частного случал (т/т = 19 — l)/i9) получаем не-
определенность Xq = 0/0. Она раскрывается при подстановке этого
значения т/т в уравнение (77), из которого х^ = 0,5[1 + (i9 — 1)т/к]-
Парис. 1.10 показано изменение КПД т}е действительного (сплош-
ная линия) и идеального (штриховая линия) циклов в широкой обла-
сти изменения х. Кривая КПД т]е имеет разрыв при значении Хоо>а,
соответствующем отсутствию подвода теплоты, т.е. Qi = 0.
При этом из выражения (63) следует, что i9 —1 —(жоо —1)/т/к — 0,
откуда Жоо)Д = 1 + (i9 — 1)i/ki а для идеального цикла Жсю.ид = 19. Кри-
вую изменения КПД идеального цикла можно рассматривать как со-
стоящую из двух ветвей: ОК(—оо), которая соответствует предель-
ному виду кривой КПД действительного цикла ГТУпри стремлении
63
г]киг]тк единице, и (-Ьоо)К'(оо), соответствующей пределу для КПД
цикла холодильной машины.
Для идеального цикла (т/к = т/т = 1) = <9, а выражение для
КПД
_i9-l-(i9-l)_O
7/6 ~ г? - 1 - (?9 - 1) ~ О
в этом случае дает неопределенность. Раскрывая ее по правилу Ло-
питаля, получаем
О/*2 -1 1 Та
-1 1 i' 1 ТГ’
т.е. КПД цикла Карно в интервале температур Т4 — Тр. Темпера-
тура конца сжатия этого цикла Т^ = = Тдд = Тр, т.е. равна
температуре начала расширения, а температура конца расширения
Т? = Тр/хг} = Тр/'д = Тд, т.е. равна температуре начала сжатия,
что соответствует элементарному циклу Карно в заданном интер-
вале температур (см. рис. 10, б).
Степень повышения давления в проектируемой ГТУ выбирают
после технико-экономического анализа в зависимости от назначения
установки и требований, предъявляемых к ней, с учетом того, ка-
кой параметр наиболее важен: масса, размеры или экономичность
двигателя.
1.6. Процессы сжатия и расширения с теплообменом
Эффективность охлаждения при сжатии
Отвод теплоты в процессе сжатия приводит к уменьшению рабо-
ты компрессора и к увеличению полезной работы установки, а также
к росту подведенной в камеру сгорания теплоты. Воздух в ГТУ мож-
но охлаждать равномерно в процессе сжатия, например при интен-
сивном охлаждении корпуса компрессора водой, или только между
ступенями компрессора, направляя воздух в промежуточные холо-
дильники.
Сравним экономичность циклов двух простейших ГТУ, в од-
ной из которых сжатие осуществляется без теплообмена, а в дру-
гой - с непрерывным охлаждением, при этом температура воздуха
в процессе сжатия остается постоянной. Предположим, что КПД
обоих процессов сжатия одинаковы. Изобразим в р, и-координатах
64
Рис. 1.11. Сравнение экономичности циклов с охлаждени-
ем при сжатии и без охлаждения
(рис. 1.11, а) тонкими линиями оба цикла с идеальными процесса-
ми: штриховой линией процесс сжатия с отводом теплоты, сплош-
ной - процесс сжатия без теплообмена. Идеальная работа сжатия
Як ~ площади 12К'А', идеальная работа сжатия с охлаждением
Як.о ~ площади 121С0 А1, идеальная работа расширения Ят ~ площа-
ди 12Г'Т'. Построим вспомогательные (жирные линии) адиабату
АК и изотерму АК0, точку А найдем из соотношения
VA = VA'Ih-
(79)
Через точку Т проведем адиабату ТГ, при этом точку Т найдем
из соотношения
vp = пу/т/т. (80)
Обозначим при текущем давлении р удельные объемы, опреде-
ляемые адиабатой А' К1, буквой v1, и определяемые адиабатой АК
- буквой V. Покажем, что действительная работа компрессора без
охлаждения пропорциональна площади 12КА:
Нк
Lk
Р2 Р2
1 [ 1А 1 [ (РАУ1^ А
= — I v ар = — v л/ I I — I dp.
Цк J ' Р '
Pl Р1
Используя соотношение (79), получаем
Pi Pi
площади 12КА.
3 - 1746
65
Аналогично можно показать, что действительная работа ком-
прессора с охлаждением
LK.o = Як.о/т/к.о ~ площади 12К0А,
а полезная работа турбины
LT = НТ7]Т ~ площади 12ГТ.
Работа действительного цикла при сжатии без охлаждения
Le = LT — ZK ~ площади АКГТ,
а работа цикла при сжатии с теплоотводом
Leo = LT — ZK.o ~ площади АК0ГТ.
Таким образом, мы получили еще одно геометрическое выра-
жение работы действительных процессов в координатах р, v (см.
рис. 1.8). С уменьшением КПД компрессора и турбины площади, со-
ответствующие работам £к и £к.о> возрастают, а площади, соответ-
ствующие работам LT, Le и Zeo, уменьшаются, при этом неизменно
Leo > Le- Представим себе настолько низкие значения т]'к и т/^., что
точки А и Т совпадут, кривые АК и ГТ сольются и при сжатии
без охлаждения площадь цикла, работа £е и КПД цикла обратятся
в нуль, т.е. т}е = 0. В этом случае Leo ~ площади АКОК > 0 и
т)ео > 0. Следовательно, всегда можно найти такие значения КПД
узлов т?к > т/к и 7/т > т/т, когда охлаждение газа при сжатии оказы-
вается выгодным.
На рис. 1.11, б дано изменение КПД г}е и т/ео в зависимости от
произведения КПД узлов ^т- Следует напомнить, что при идеаль-
ных процессах сжатия и расширения (tjk = т}т — 1) выгоднее сжатие
без охлаждения (см. рис. 1.2). Область КПД, в которой невыгодно
охлаждение, шире области, где т]е > 7]ео, так как при анализе не были
учтены потери и усложнение установки, связанные с охлаждением
воздуха. КПД узлов, характерные для современных ГТУ, находятся
в правой области графика, поэтому в установках, работающих по
простому циклу р = const, охлаждение при сжатии нецелесообразно.
Этот вывод несправедлив для ГТУ, работающих по более сложно-
му циклу, например с регенерацией, или для ГТУ периодического
сгорания.
При увеличении тг с введением охлаждения в процессе сжатия
можно повысить КПД простейшей ГТУ по сравнению с ГТУ без
охлаждения, при этом, однако, возрастут размеры, масса и стои-
мость лопаточных машин и установки в целом.
66
Потери от охлаждения в процессе расширения
Стремление конструктора повысить экономичность ГТУ и
уменьшить ее размеры и массу вызывает необходимость повышения
температуры газа перед турбиной. Для сохранения запаса прочно-
сти в нагретых элементах турбины их охлаждают. Наиболее интен-
сивного охлаждения требуют напряженные детали - рабочие лопат-
ки и диски ротора турбины. Сопловые лопатки хотя и не имеют, как
правило, больших напряжений, однако тоже требуют охлаждения.
Существует несколько типов систем охлаждения турбин. При-
меняются системы, в которых хладагент после охлаждения турбины
подмешивается к рабочему телу. В других системах элементы тур-
бины охлаждаются теплоносителем, который отводится от охлажда-
емой поверхности по специальным трубопроводам и не смешивается
с основным рабочим телом.
Охлаждение турбины сопровождается потерями, которые вызы-
вают уменьшение полезной мощности установки и снижение ее КПД.
Эти потери можно разделить на механические потери, связанные с
затратой мощности на подачу хладагента к охлаждаемым поверхно-
стям турбины, и потери, связанные с собственно процессом охлажде-
ния элементов турбины. Последний вид потерь можно разделить, в
свою очередь, на потери газодинамического и термодинамического
характера.
Газодинамические потери обусловлены изменением характера
обтекания охлаждаемой решетки. Они могут возникнуть из-за на-
рушения потока при смешении рабочего тела с хладагентом и из-за
изменения параметров пограничного слоя при обтекании профиля
охлаждаемой лопатки. Эти потери, так же как и потери мощности,
зависят от метода и конструкционной схемы охлаждения.
Термодинамические потери в охлаждаемой турбине обусловле-
ны отводом теплоты от рабочего тела, возникающим как при обте-
кании газом охлаждаемых поверхностей турбины, так и из-за смеше-
ния охлаждающего воздуха с газом при открытой системе охлажде-
ния. Рассмотрим первую часть термодинамических потерь, незави-
симую от выбранной системы охлаждения. Отвод теплоты изменя-
ет процесс расширения, что снижает температуру газа и уменьшает
располагаемый теплоперепад в турбине. Точный расчет уменьше-
ния работы охлаждаемой турбины сложен и трудоемок. При по-
дробном определении потерь кроме отведенной теплоты необходимо
учитывать размеры турбины, число ступеней и параметры рабочего
тела.
з*
67
перепад в турбине:
а - схема процесса расширения; б - влияние числа ступеней
Для получения приближенных зависимостей располагаемого те-
плоперепада и КПД турбины от количества отведенной теплоты в
охлаждаемой турбине рассмотрим схематично процесс расширения
с теплоотводом в идеальной турбине (рис. 1.12, а). При отсутствии
охлаждения процесс расширения изображается линией ГТ, при рав-
номерном охлаждении в процессе расширения - линией Г5, при охла-
ждении газа перед расширением - ломаной линией ГТ7, при охла-
ждении газа после расширения - линией ГТ8. Количество отведен-
ной теплоты в первом случае пропорционально площади 1Г52, во
втором - площади 1Г63, а в третьем - площади 1T8J. При оди-
наковом количестве отведенной теплоты указанные выше площади
равны.
Из опытов и подробных расчетов, проведенных для охлаждае-
мых турбин, известно, что интенсивность отвода теплоты умень-
шается с увеличением номера ступени. Поэтому, сравнивал процес-
сы расширения в турбине с различным числом ступеней (при при-
близительно одинаковых количествах отведенной теплоты), можно
их представить в Т, s-координатах в виде кривых (рис. 1.12, б), на-
клон которых в начале расширения уменьшается с увеличением чи-
сла ступеней z. В пределе при z —> оо можно условно представить
процесс расширения линией Г67, тогда отведенная теплота Qo ~
площади 1Г63, а уменьшение теплоперепада hQOO ~ площади ТГ67.
При одной ступени в турбине теплоперепад снижается на величину
hoi ~ площади ТГ7. При этом h0\ приблизительно в 2 раза меньше
hooo. Предположим, что в охлаждаемой турбине с числом ступеней
z теплоперепад уменьшается на величину
hoz — [z/(z + l)]/iOoo.
(81)
68
Уменьшение теплоперепада Лосю, отведенная теплота Qo и рас-
полагаемый теплоперепад Ят связаны приближенной зависимостью
Лосю /Нт и Qo/Дг'г-
(82)
Здесь Лооо ~ As(Tp—Т?); Нт = Ср[Тр —Ту); разность энтальпий
газа при температуре Тр и температуре окружающей среды Аг’р =
= Ср(Тр — То); удельная теплота, отведенная при охлаждении тур-
бины в окружающую среду, Qo « As(Tp — То).
Из выражений (81) и (82) получим относительное уменьшение
располагаемого теплоперепада £0 в 2-ступенчатой турбине вслед-
ствие охлаждения:
6 = [z/(z + l)]g0, (83)
где
<fo = Л0/Ят; q0 = Qo/Az'p.
Расчет (о по формуле (83) дает для постоянного числа ступе-
ней прямолинейную зависимость от q0. На рис. 1.13 даны резуль-
таты расчета £0 по приближенной формуле (83) для z = 1... оо ;
результаты подробных расчетов охлаждаемых турбин, проведенных
Рис. 1.13. Зависимость коэффициента (о от числа ступеней и
теплоты охлаждения
69
для слабого (темные точки) и интенсивного (светлые точки) охла-
ждения, и результаты расчетов по формуле В.В. Уварова 1 для тур-
бин с z = 2 ... 8 (число ступней указано на графике цифрами внутри
прямоугольников).
Результаты подробных расчетов более 50 охлаждаемых турбин
указывают на то, что формула (83) правильно отражает зависи-
мость уменьшения располагаемого теплоперепада от основных па-
раметров.
КПД охлаждаемой турбины. Пользуясь значением hoz, можно
найти КПД турбины с охлаждением. Удельная работа охлаждаемой
турбины
i'T.O = Ht.o'Qt = НтЦт.О) (84)
где т/т, 7/т.о - мощностные КПД соответственно неохлаждаемой и
охлаждаемой турбин; Нт, Ят.о - располагаемые теплоперепады со-
ответственно неохлаждаемой турбины и турбины с учетом потерь
от охлаждения,
Ят.о = Ят - hoz = Ят(/ - £0). (85)
Подставив Ят.о из соотношений (85) в выражение (84), получим
КПД турбины с учетом охлаждения
7/т.О = ??т(1 — £<,) (86)
Влияние теплообмена на параметры действительных
процессов расширения и сжатия
Параметры действительных процессов расширения и сжатия без
теплообмена часто находят с помощью зависимости для обратимых
политропных процессов. Однако при исследовании влияния теплооб-
мена на работу действительных процессов нельзя пользоваться не-
посредственно обратимыми политропными процессами и определять
в соответствии с их протеканием теплоту и изменение работы, так
как это приводит к неточности, которая в некоторых случаях может
быть значительной.________
1 См.: Уваров В.В. Газовая турбина и перспективы ее применения в энергетике и
на транспорте // Теплоэнергетика. 1955. N° 5.
70
Рис. 1.14. Влияние теплообмена на политропные процес-
сы расширения (а) и сжатия (б)
Уменьшение работы турбины при отводе теплоты. Рассмо-
трим вначале процесс расширения в турбине с теплообменом. Пусть
процесс расширения с охлаждением в Т, s-координатах изобража-
ется политропой (с показателем пг) 12", а процесс расширения без
охлаждения политропой (с показателем ni) 12’ (рис. 1.14, а); при
этом ni < П2- В процессе расширения от единицы массы газа отво-
дится теплота в количестве Qo.
Удельная работа охлаждаемой турбины ZT.O = i\ — i2i> — Qo мень-
ше работы неохлаждаемой турбины LT = гт — г2' на
ДТ^.о “ Тт Tt.oj ИЛИ Qo (l2 ®2^)* (87)
Разобьем непрерывный процесс расширения с охлаждением на z
элементарных этапов и представим отдельный этап в виде двух про-
цессов: расширения без охлаждения от температуры Т и Т1 и отвода
теплоты AQ при постоянном давлении р — Ар от температуры Т' до
2
Т". Тогда Qo = AQ, где AQ = ср(71/ — Т"). Температура Т' =
1
= Т(1 - Др/рР, Т" = Т(1 - Ар/рр, где Т = Т^р/р^, 71 = (ni -
-l)/ni и 72 = (п2 - 1)р2- Тогда AQ = срТ[(1 - Ар/р)71 - (1 -
-Др/рр].
71
При z —> оо перейдем к бесконечно малым величинам и ограни-
чимся вторым членом разложения по биному Ньютона. Тогда
Pi
Qo = cpTip772(72 - 71) / Р72-1 dp.
Р2
После интегрирования и упрощения получим
Rk П2 — ni
к — 1 П1(П2 — 1)
Г /Р2\721
Т1 1-( —)
L \р1/ J
(88)
Найдем уменьшение работы турбины по уравнению (87):
А-/?т.О
Rk Г п2 - ni + n2(ni - 1)
к — 1 1п1(п2 — 1) П1(П2 — 1)
Р2\72 /Р2\71
Р1/ \рх)
Заметим, что уменьшение работы AZT.O турбины из-за охлажде-
ния не равно разности Д£п политропных работ с показателями по-
литроп ni и иг, пропорциональной площади 1212" (см. рис. 1.14, а),
как это предполагается в ряде исследований.
Разность политропных работ
AL„ = = ЛТ>{-=4 Mm - ^-М-Г
1П1 — 1 L \р!/ П2 — 1 1 \Р1/
ИЛИ
АТП = ЯТ1
П2 — П\
.(П1 - 1)(п2 - 1)
П\ /?2
П1 - 1 \pi
П2 /Р2
П2 —• 1
При определении потери работы в охлаждаемой турбине по раз-
ности Д£п возникает погрешность Д/т = АТП — АТт.о, выражение
для которой после упрощения имеет вид
д/т = * Цт,
к — 1 ni — 1
П2-П! !
-П1(п2 - 1)
! n2(ni - 1) /Р2\72_/Р2\71'
П1(п2-1)\р1/ xpi/ -
(91)
Для процесса расширения с охлаждением, когда справедливо не-
равенство 1 < ni < к, снижение работы турбины меньше разности
политропных работ, т.е. AZT.O < AZn и Д/т > 0.
72
При исходном изотермном (необратимом) процессе, соответ-
ствующем, например, течению в лабиринтном уплотнении или ра-
боте турбины с КПД т/т =• 0, когда п\ = 1, потеря работы АТт.о = 0.
Поскольку выражения (90) и (91) дают в этом случае неопределен-
ность, погрешность можно найти из выражения
Д/т = Д£п = ВД(1п^---Г1—Г—V2]). (92)
I Р2 П2-И JJ
При исходном изоэнтропном (обратимом) процессе, соответству-
ющем расширению в идеальной турбине с КПД т]т = 1, п\ — к,
Д1>т.о = ДТП> а погрешность Д/т = 0.
Разделив выражение (91) на (89), получим относительную по-
грешность
Д/т к — п\
AZT.O (ni — 1)&’
(93)
или
Д/т = — - 1,
^т.п
где 7/т.п - политропный КПД турбины (см. выражение (40)).
Значение Д?т можно также получить, если рассматривать АТП
как уменьшение располагаемого теплоперепада в турбине. Тогда
уменьшение полезной работы ДТт.о = АТпрт.п и
Л 7 ДТп АТт.о _ 1
^‘т — ~
'/т.п
При этом принимаем значение рт.п одинаковым для охлаждаемой и
неохлаждаемой турбин.
Изображение работы охлаждаемой турбины в Т, з-координа-
тах. Приведенным выше аналитическим выражениям можно дать
геометрическую интерпретацию в Т, s-координатах. Для этого рас-
смотрим выражение энергетических параметров процесса расшире-
ния в охлаждаемой турбине в виде площади в Т, s-координатах
(рис. 1.15), пренебрегая кинетической энергией потока при выходе
из турбины.
Располагаемый теплоперепад (для обратимых процессов с КПД
т)Т = 1) в охлаждаемой турбине Нт,о = io — г2" — Qo меньше, чем в
неохлаждаемой Нт = io — г2/ад> на величину ho = Нт — НТ1О = Qo —
73
Рис. 1.15. Сравнение изменения политропных и действитель-
ных работ при теплообмене
(&2ад — «2") ~ площади О2'ла2" (см. рис. 1.15, а), т.е. располагаемый
теплоперепад в охлаждаемой турбине Ят.о ~ площади 02"2^3'54,
равной площади 02"3"5'4'-
Охлаждение реальной турбины с т/т < 1 сопровождается умень-
шением удельной работы на Д£т.о. Если изобразить процесс рас-
ширения в турбине без охлаждения политропой 02! (см.рис. 1.15, б),
а процесс с охлаждением - 02!', то отведенная теплота Qo ~ пло-
щади (Ws", а уменьшение удельной работы Д£т.о ~ площади
0/2/2/'. Эта площадь меньше площади 02! 2/' ~ ALn в соответствии
со значением КПД турбины 7/т.п, так как Д1>т.о = Д.Ьпт)ТЛ1. Пло-
щадь, соответствующую работе ALT.O, можно пояснить с помощью
рис. 1.15, в.
Заменим, как и при получении уравнения (88), непрерывный
процесс отвода теплоты при расширении ступенчатым процессом,
состоящим из чередующихся процессов расширения без теплоотвода
(например, от Tq до Тд) и отвода теплоты при постоянном давле-
нии (например, при рд = const от Т'д до Т'д). При бесконечном
увеличении числа “ступенек” ступенчатый процесс превращается в
политропный процесс 02/'. Количество отведенной теплоты Qo опре-
деляется суммой площадей под изобарами рх, р£ и т.д., т.е. суммой
74
площадей А, Б, В, Г и Д, которые можно перенести в правую часть
рисунка как площади А', Б', В', Г' под изобарами в равных интер-
валах температур (последняя площадь Д не переносится). После
сложения при бесконечном увеличении числа участков суммарная
площадь превращается в площадь под линией О' 2". При этом пло-
щадь треугольника О1212", пропорциональная потере работы Д£т.о,
составляет только часть площади треугольника 0212", пропорцио-
нальную AZn-
В частном случае расширения с охлаждением, когда процесс
расширения 02' (см. рис. 1.15, г) протекает с г]т = 0 (ni = 1) при
значительном отводе теплоты, можно получить псевдоизоэнтропный
процесс 02" {п2 = к). При этом вся отведенная теплота (Qo = Нт) со-
ответствует площади под изобарой в интервале температур Т? — ,
т.е. площади 2'3' 3"2", а площадь криволинейного треугольника
02'2" не входит в площадь, соответствующую величине Qo- Как
указано выше, при этом AZT.O = 0.
Увеличение работы турбины при подводе теплоты. Если про-
цесс расширения сопровождается подводом теплоты QK, то получен-
ные выше зависимости сохраняются, т.е. при непрерывном подводе
теплоты Qx работа турбины LT.H = io — 22" + Qh, а увеличение удель-
ной работы турбины Д-Lt.h = Qk — (г2" — *2')-
Поскольку в этом случае па < 711> то для получения положи-
тельных значений QH, разности и погрешности Д/п следует перед
выражениями (88), (90) и (91) поставить знак минус.
При подводе теплоты QK располагаемый теплоперепад (для
обратимых процессов) возрастает пропорционально площади 0212";
количество подведенной теплоты - пропорционально площади
03'3"2" (см. рис. 1.15, д). Действительная работа (при необратимом
процессе расширения) также возрастает, однако на меньшую вели-
чину, пропорциональную площади 0"2'2", а подведенная теплота
Qx ~ площади 0"3'3"2" (см. рис. 1.15, е). По аналогии с рассмо-
тренным выше случаем охлаждаемой турбины можно показать, что
при подводе теплоты увеличение работы £т.н пропорционально пло-
щади 0"2'2", равной площади 02'2", умноженной на »/т.
Как и при отводе теплоты, изменение работы расширения от
подвода теплоты меньше разности политропных работ на величину
погрешности Д/т. В частном случае, когда rjT = 1, AZT,H = AZn,
погрешность Д/т = 0. При подводе теплоты в процессе расширения
газа в лабиринтном уплотнении (г]т = 0) работа не создается, т.е.
75
AZT.H = О, А/т = AZn, и площадь треугольника между политропой
и изотермой не входит в площадь, соответствующую подведенной
теплоте Qn.
Уменьшение работы компрессора при отводе теплоты. Рас-
смотрим необратимый процесс сжатия в компрессоре с теплообме-
ном. При непрерывном отводе теплоты Qo в процессе сжатия от
давления р\ до рз по политропе с показателем П2 (см. рис. 1.14, б)
работа компрессора ZK.O = Qo + й" — Й меньше работы компрес-
сора без охлаждения (при политропном процессе с показателем ni)
ZK = г2' — й на величину
Д-^к.о г2х г2н Qo* (94)
При этом П2 < ni; ni > к. Если представить непрерывный про-
цесс сжатия с охлаждением в виде ступенчатого процесса, состояще-
го из процессов сжатия без охлаждения с показателем политропы тц
и процесса охлаждения при постоянном давлении, то после интегри-
рования значение Qo можно определить по формуле (88). Раскрывая
разность энтальпий и значение Qo в уравнении (94), получим умень-
шение удельной работы компрессора при охлаждении AZK.O, значе-
ние которого с обратным знаком можно найти по формуле (89), т.е.
Д-^к.о = Д-^Т.О*
При рассмотрении реального процесса сжатия с непрерывным
охлаждением ошибочно считать, что уменьшение работы сжатия,
вызванное охлаждением, соответствует разности политропных ра-
бот AZn, которую можно определить (со знаком минус) из уравнения
(90). В действительности уменьшение работы AZK больше разности
А£п. Погрешность, которая при этом возникает, Д/к = AZK.O — AZn
можно найти из выражения (91), т.е.
А/к = ALk.o - А£п = А/т.
Относительную погрешность AZK = AZK/AZK.O определяют из
выражения (93):
*7 к-пг
Д,‘ “ (ш -1)* " ,,л”
где 7/к.п - политропный КПД компрессора (см. выражение (28)).
Погрешность А7к можно также получить, если рассматривать
Д£п как уменьшение теплоперепада в компрессоре при обратимом
76
процессе сжатия, тогда уменьшение действительной работы AZK.O =
= AZ/п/^к.п, a AZK = (А7/К<о Д-^'п)/Д-^'к.о = 1 ^/к.п* При ЭТОМ 7/к.п
принимаем одинаковым в охлаждаемом и неохлаждаемом компрес-
сорах.
При исходном адиабатном процессе (тц = к) экономия в ра-
боте AZK о = AZn и AZK = 0.
, ,г А; —11
показатель п\ = 1/ 1 — --------
*- ят/к.п
С уменьшением КПД компрессора
растет и погрешность увеличива-
ется. Используя геометрическое построение для процесса расшире-
ния, можно показать, что Qo ~ площади 13682", причем 7з = Т?
(см. рис. 1.14, б). С увеличением интенсивности охлаждения растут
уменьшение работы AZK.o ~ площади 132'2" и погрешность А/К.о ~
площади 1321. Изотермное (необратимое) сжатие по сравнению со
сжатием без охлаждения при одинаковом политропном КПД дает
AZK.o ~ площади 9217. Указываемая часто в литературе площадь
1217 соответствует неизменной работе трения и пониженному поли-
тропному КПД в компрессоре при отводе теплоты.
При КПД узлов 0,9 - 0,8 относительная погрешность А/ невели-
ка и составляет 10 - 20 %; при низких КПД погрешность становится
значительной. Например, при КПД, равном 0,7, для компрессора
AZK = 30 %, а для турбины AZT = 40 %.
Контрольные вопросы
1. Назовите основные выходные параметры ГТУ и укажите их значения.
2. Чем обусловлены меньшие удельные массы и размеры ГТУ по сравнению
с другими тепловыми двигателями?
3. Напишите формулы определения удельной эффективной работы ГТУ,
удельных работ турбины, компрессора и КПД идеальной ГТУ.
4. КПД какой идеальной ГТУ выше - с охлаждением в процессе сжатия или
без охлаждения?
5. Приведите формулы для расчета теплоты, полученной газом, с исполь-
зованием различных теплоемкостей: истинной, средней и средней для процесса.
6. Как влияет увеличение давления на изменение теплоемкости и удельные
работы турбины и компрессора?
7. Приведите формулу определения относительного расхода топлива в про-
стейшей ГТУ и укажите условия ее получения.
8. Какие преимущества у политропного КПД компрессора перед адиабат-
ным при исследовании эффективности термодинамических циклов?
9. Назовите три различных типа КПД турбины и методы их определения.
10. Укажите в Т, s-координатах площади, эквивалентные работам в про-
цессах расширения и сжатия: политропной, адиабатной, действительной, трения
и потерянной.
77
11. Укажите практическое использование трех оптимальных степеней по-
вышения давления и их соотношения.
12. У сажите в Т, s-координатах площадь, эквивалентную разности удель-
ных работ компрессора без теплоотвода и с ним, и отличие ее от площади, экви-
валентной разности соответствующих политропных работ.
13. Укажите в Т, s-координатах площадь, эквивалентную разности удель-
ных работ турбины без охлаждения и с охлаждением, и ее отличие от площади,
эквивалентной разности соответствующих политропных работ.
2. Многоагрегатные ГТУ
В простейших ГТУ при температуре газа, ограниченной жа-
ропрочностью современных материалов, применяемых в стационар-
ной энергетике, КПД установки можно получить в пределах 0,25 -
0,35. Используя дефицитные жаропрочные материалы и системы
интенсивного охлаждения турбин авиационных высокотемператур-
ных двигателей, можно повысить КПД простейших ГТУ до 0,32 -
0,40. Для увеличения экономичности установки при фиксированной
максимальной температуре необходимо уменьшить количество те-
плоты, отводимой к холодному источнику, что соответствует сни-
жению температуры газа, выходящего из установки, и приближа-
ет цикл ГТУ к циклу Карно. Это приводит к усложнению схемы
установки, так как требует введения теплообменника, передающе-
го теплоту уходящего газа сжатому воздуху, или промежуточных
охладителей и камер сгорания с соответственным увеличением чи-
сла компрессоров и турбин.
Теплообменники могут быть регенеративного типа, в которых
набивка попеременно нагревается газом и охлаждается воздухом, и
рекуперативного типа, в которых теплота газа непрерывно переда-
ется воздуху через стенку. Далее оба типа таких теплообменников
будем условно называть регенераторами.
2. 1. ГТУ с регенератором
ОСПД установки с идеальным регенератором
В ГТУ с регенератором (рис. 1.16) воздух после компрессора в
количестве G*B с температурой и давлением рд- направляется
в теплообменник, где подогревается выходящим из турбины газом в
78
Рис. 1.18. Параметры идеального регенеративного цикла ГТУ:
а - схема ГТУ; б - цикл; в - циклы при х — tf(-A), х = 1(Б) и х =
г - КПД цикла при а = 1 и i>i < г?2 < «?з; д - КПД цикла в зависимости
от х и а; е - зависимости хп<г и т)е<г от <г
количестве Gn.c ДО температуры Тр, при этом газ охлаждается от
температуры Ту до Ту.
Эффективность регенератора оценивают обычно степенью реге-
нерации а, которая представляет собой отношение действительного
подогрева воздуха к предельному, т.е.
а=(ТР- Тк)/(Тт - Тк). (95)
79
В открытых ГТУ, работающих на воздухе и продуктах сгора-
ния углеводородных топлив, величина <т регенератора характеризует
поверхность, размеры и его гидравлическое сопротивление. В за-
мкнутых ГТУ в ряде случаев эффективность регенератора удобнее
характеризовать иначе (см. третий раздел). Процесс регенерации
может сопровождаться потерями массы, гидравлическими и тепло-
выми.
Потери массы возникают при неплотности в регенераторе или
неисправности рекуператора из-за перетекания воздуха с давлени-
ем рх в полость газа с давлением ру. Поэтому Gn.c > GB и ко-
эффициент утечек массы р = Св/(7п.с < 1- Гидравлические по-
тери со стороны подогреваемого воздуха характеризуются коэффи-
циентом давления <тР1К = Рр/Рк, зависящим от потери давления
ДрР)К = Рк ~ РР > и коэффициентом <тР1Т = ру/рт, зависящим
от потери давления АрР1Т = рт ~ Ру Тепловые потери (QP.n) в
окружающую среду приводят к тому, что переданная воздуху те-
плота Qp,KGB = фР1т(7п.с — Qp.n меньше теплоты, отданной газом
(Qp^^n.c), где Qp,K = ср,ъТР Qp,t = Cpn.cTj1 Срп.сТу; срв
и Срп.с ~ теплоемкости соответственно воздуха и газа.
Для простоты анализа параметров цикла регенеративной ГТУ
рассмотрим вначале установку с идеальным регенератором. При
этом примем, что р ~ 1, <тР)К ~ <тР)Т ~ 1, Qp.n ~ 0.
Для определения ОСПД, соответствующей наибольшей эконо-
мичности, найдем КПД ГТУ с идеальным регенератором: т]еа =
— Le/Qia, где Qia - теплота, подведенная к камере сгорания, Q\a =
= СрТр — СрТр. Воспользуемся предположениями, сделанными при
рассмотрении параметров цикла простейшей ГТУ (см. 2.5), и выра-
зим теплоту Qiff через безразмерные величины. Температуру Тр
за регенератором в соответствии с выражениями (31), (43) и (95), а
также с принятыми выше обозначениями можно представить как
Тр - аТт + (1 - <г)Тк, (96)
или
В ГТУ с идеальным регенератором удельная работа Le выража-
ется так же, как и в простейшей ГТУ (см. формулу (60)); тогда,
пренебрегая различием теплоемкостей в выражениях для Le и Qia,
получаем
„ =_____________^(1 ~ - (д ~ 1)М____________ , 7}
_ (1 _ _ (1 _ а)[1 + (ж _ 1)/Пк] •
80
Для упрощения дальнейших преобразований объединим в (97)
величины, не зависящие от х:
а-йт^/х -х/ъ .
Цеа ~ И q 7 \
о — ау^ц/х — (1 — <т)х/^к
где
а = i9j/t + I/tJk! Ь = i9 - <л9(1 - ?}т) - (1 - <т)(1 - 1/т/к).
Продифференцировав (98) по х и приравняв нулю числитель произ-
водной, имеем
/tiri-r 1 \ /, <л9пт 1 — а \ fa-fin-T 1 — <т\ / х \
( —й-----) °---------------ж - —й-------------) (а---------) = °-
\ X* Т)К/ \ X Т)К / \ X1 Т)К / \ X Г}К/
После упрощения и умножения левой части уравнения на произ-
О
ведение т}Кх получим квадратное уравнение относительно х^:
[а( 1 - ст) - Цх^д. + 2i9^T(2cr - 1)х^а- - 1??Мк(а<т - Ь) = 0.
Отсюда определяем ОСПД по экономичности ГТУ с идеальным ре-
генератором:
(99)
где
-i9^T(2cr — 1) ± ^/[i97}t(2<t - I)]2 + [а(1 - ст) - ЭДч^тТ/Даст - Ь)]
Хт1а = _____ .
Рассмотрим некоторые частные случаи.
А. Для идеального цикла простейшей ГТУ, когда т?т = 1, т/к = 1,
<7 = 0, получаем а = +1; b = i9, а — Ь = 1 и х^а = +i9±\Д92 — i92 = i9,
а выражение (98) дает неопределенность: т)е = 0/0. После раскрытия
неопределенности (см. 1.5) получим т)е = 1 — 1/ч9 = т)к, где т)к - КПД
цикла Карно (см. рис. 1.10, б).
Б. Для идеального цикла ГТУ с полной регенерацией, когда
т?т = 1, т?к = 1, ст = 1, величины а и b принимают те же значе-
ния, что и в случае А, значение х^а = (—1? ± у/'О2 — i92)/(—ч?) = 1,
а выражение (98) также дает неопределенность: т)е = 0/0. После
раскрытия неопределенности по правилу Лопиталя получим
81
х —
limz/e = lira
, =1 - 4 = riK,
X—>1 V
как и для случая А.
Определим параметры найденного цикла: температура за ком-
прессором Тр = Т^х = Тд^ за турбиной Т? = Тр/х = Тр,за, реге-
нератором Тр = аТр + (1 — а)Тк = Тр (рис. 1.16, в); теплота Qia =
= ср(Тр — Тр) = 0; работа Le = 0 в соответствии со значением чи-
слителя из выражения (98). Таким образом, при х —> 1 получаем
цикл в виде полоски между бесконечно близкими изобарами, в кото-
ром вся подводимая к воздуху теплота Q[ равна отводимой от газа
теплоте Q2. При этом поскольку о = 1, весь теплообмен происходит
в регенераторе, т.е. = Q2 = Qp.
В. Для действительного цикла ГТУ с регенерацией при a = 0,5
значение х^ = у/дт]тт)к = хр для ОСПД при наибольшей работе.
Определим в этом случае КПД идеального цикла (г)т = 1, т)к = 1).
Подставив в формулу (97) х^а = y/d, найдем т)е = 1 — 1 / л/т9. Следу-
ет отметить, что полученное выражение для КПД регенеративной
ГТУ не зависит от степени регенерации, так как параметр а в зна-
менателе сократился. В найденном цикле равенство температур за
компрессором и за турбиной исключает возможность теплообмена
между газом и воздухом и делает КПД цикла при идеальном регене-
раторе независимым от степени регенерации.
Рассмотрим изменение КПД т)е(Т идеального цикла при a — 1 в
зависимости от х. По формуле (97) получим т)е(Т = 1 — x/i9, отсю-
да следует, что 7]еа уменьшается линейно с ростом х и в отличие
от КПД простейшей ГТУ зависит от температуры Тр и растет с
повышением (рис. 1.16, г). При х = хт = d КПД ^e(o-=i) = 0, а
КПД ^е(сг=О) = ПРИ х = 1 получаем 7]е^=^ = т?к, а т)е(а=0) = 0.
При х = л/iJ имеем 7}e(a=i) = ’7е(<т=о) • При промежуточных значениях
степени регенерации 0 < a < 1 изменение КПД дано на рис. 1.16, д в
виде кривых, проходящих через точку е и приближающихся к лома-
ной линии abd при a —» 1 и к ломаной acd при a —> 0. При a = 0,5
КПД т/есг достигает максимума при х^а = y/d = хкт, при этом тем-
пературы за компрессором и за турбиной равны и Tfecr не зависит
от ст.
На рис. 1.16, е показано изменение ОСПД для идеального цикла
и соответствующие х^р значения т;ео- в зависимости от ст. Правая
часть графика для ст > 0,5 (соответствует левой части рис. 1.16, д)
дает ОСПД, при которой КПД цикла возрастает с увеличением ре-
генерации. Левая часть графика для ст < 0,5 (соответствует правой
82
части рис. 1.16, д') дает значения х^, при которых КПД цикла с ре-
генерацией также максимален, однако применение регенерации при
указанных значениях нецелесообразно, так как КПД т/е цикла
без регенерации при тех же значениях х^а еще больше.
В действительном цикле целесообразность регенерации ограни-
чивается степенью повышения давления 7ГК)Т, которой соответствует
равенство температур Т# = Т'р. На основании последнего, исполь-
зуя формулы (31) и (43), получаем
1 + (ж - 1)/??к = 0(1 - (1 - 1/хе)»7т].
После преобразования имеем квадратное уравнение относитель-
НО X у р •
Зк, т - 2аа;К1Т - дт)тт)к = О,
где а = 0,5(1 - т)к + ^к(1 - rfT)].
Отсюда __________
азк.т = а ± \/а2 + driTTiK;
' к/(к-1)
"К, Т — т
С уменьшением КПД узлов а^)Т изменяется незначительно и мо-
жет быть ориентировочно оценено как 2^)T ~ \/д. Изменение и
Х£ в зависимости от т)т и т)к показано на рис. 1.17.
Рис. 1.17. Зависимость г«,т и хь от КПД и г)т
83
Из рассмотренных выше зависимостей следует, что если прене-
бречь гидравлическими потерями в регенераторе,то с ростом степе-
ни регенерации КПД T)eff монотонно увеличивается и достигает мак-
симума при (7 = 1. Этот вывод, однако, существенно изменится, если
учесть гидравлическое сопротивление регенератора, его размеры и
массу.
Экономичность регенеративной ГТУ
с учетом гидравлического сопротивления регенератора
Включение регенератора в схему ГТУ помимо использования те-
плоты уходящих газов для нагрева сжатого воздуха понижает пол-
ное давление воздуха перед камерой сгорания и создает гидравли-
ческое сопротивление при выходе из турбины. При выбранном типе
теплообменной поверхности и схеме регенератора с ростом степени
регенерации увеличивается поверхность регенератора и возрастают
гидравлические потери.
Удельная поверхность регенератора. Для приближенного ана-
лиза регенеративного цикла ГТУ предположим, что схема трубча-
того регенератора противоточная, площадь теплообменной поверх-
ности равна А, расход воздуха (7В, а расход газа (7п.с- Согласно
формуле Уварова 2, удельная поверхность регенератора
. _ А _ срв 1 - а
р“ G, - MV-1) 1-^’
(100)
где кр - средний коэффициент теплопередачи в регенераторе; р =
= cpBGBjcpn.cGn,c - отношение водяных эквивалентов воздуха и про-
дуктов сгорания.
Из формулы (100) следует, что с ростом степени регенерации
<т удельная поверхность /р увеличивается. Поверхность /р —> оо
при а = 1, если ip < 1, и при а = 1/р, если р > 1 (рис. 1.18, а).
Когда р = 1, формула (100) дает неопределенность типа 0/0. После
раскрытия неопределенности имеем выражение
. срв &
р кр 1 — а ’
(Ю1)
которое указывает на то, что /р —> оо при а = 1. Таким образом,
даже при р < 1 получение а = 1 неосуществимо, так как требует
регенератора бесконечно больших размеров.
2 См.: Уваров В.В. Газовые турбины. - М., Л.: ГОНТИ, 1935. - С. 211.
84
Рис. 1.18. Влияние степени регенерации на удель-
ную поверхность регенератора (а) и удельные рабо-
ты LT и Lc (б) регенеративной ГТУ
Гидравлическое сопротивление. Определим зависимость ги-
дравлического сопротивления регенератора от степени регенерации.
Пусть по трубкам с числом z со средней скоростью w и температу-
рой Т протекает 1 кг/с нагреваемого воздуха с давлением рк перед
регенератором и с давлением рк — ДрР)К после регенератора. Ги-
дравлические потери
I pw2
Дрр,к = А- ——,
d Zt
где А - коэффициент гидравлического сопротивления; I, d - длина и
диаметр трубок соответственно; р = p/(RT') - плотность воздуха.
Удельная поверхнось, выраженная через геометрические пара-
метры трубок, /р = тг(//d)d2z, откуда Z/d = /p/(7rd2z) или с учетом
выражения (101)
I Ср в 1 О’
d kp nd2z 1 — а
Тогда относительные гидравлические потери со стороны нагре-
ваемого воздуха
Ьр^ъ/РК = /V/(l - О’), (1'02)
85
где /Зк = Xw2cpB/(2RTkp'K(i2z'), а со стороны греющего газа
&рР>т/рт = /?тс/(1 - а)
(ЮЗ)
(коэффициент /вт определяется аналогично коэффициенту /Зк).
В выражениях (102) и (103) коэффициенты /?к и /Зт отражают
параметры среды и характеристики теплообменной поверхности. В
современных регенераторах эти параметры могут значительно от-
личаться, однако значения поверхности /р при этом различаются не
более чем в 10 раз, тогда как изменение а влияет на относительное
сопротивление Др/р значительно сильнее и при а —> 1 сопротивле-
ние в регенераторе возрастает до оо.
Работа турбины и эффективная работа ГТУ. Определим
удельную работу турбины в регенеративной ГТУ с учетом гидрав-
лического сопротивления регенератора, не выделяя потери в камере
сгорания и в выпускном трубопроводе. Работа турбины (рис. 1.18, б)
Учитывая гидравлические потери, определим давление перед
турбиной как рр = р/<(1 — Дрр,а/Рк) и давление за турбиной как
РТ = РЛ(1 + ДРр,т/ра); тогДа
Т _ т L 1/1 + App,T/PA\(fc_1)/fcl
тт_Сртгр--(<г-д--7-; ]
^т,
где х = (рк/Рл/к 1^к-
Если величина Др/р небольшая по сравнению с единицей, то
можно получить приближенное значение для выражения в круглых
скобках, при этом после деления двучлена на двучлен ограничимся
вторым членом разложения, т.е.
1Л рА / \
Дрр, к\
рк '
(к 1)/к А; — 1 / Дрр^ т Дрр, к \
~ к \ РА РК '
В соответствии
бины
с формулами (102) и (103) найдем работу тур-
или
СрТд!? 1-------Г1 +
L х \
1 /. ЕСТ
х V 1 — ст
ЕСТ
1 — ст
(Ю4)
ср7а
(Ю5)
L
L
= б 1-- 1 +
86
где £ = [(& — l)/fc](/3T + /Зк) - коэффициент, отражающий суммарное
гидравлическое сопротивление в регенераторе.
Из предыдущего следует, что
& — 1 / Дрр,т । Дрр,к
к V РА РК
к-1
к
(/?т + /?к)у
суммарное относительное гидравлическое сопротивление регенера-
тора
/ Дрр,т ।
р Уе \ ра
А-РР)К \
РК '
к еа
к — 1 1 — ст’
а коэффициент
к-1
£~ к
1 — ст
ст
Др\
р /Е’
Например, сопротивлению (Др/р)^ = 0,08 при ст = 0,8 соответству-
ет е ~ 0,005, а при ст = 0,66 имеем £ ~ 0,01, если к = 1,333.
При £ = 0 работа турбины в регенеративной ГТУ не отличается
от работы в простейшей ГТУ. При £ > 0 работа £т уменьшается
с увеличением ст, и при любом сколь угодно малом значении £ > 0
существует такая степень регенерации сто < 1, при которой L? = 0.
Поскольку эффективная работа
(106)
а ее параметр _ _ _
Le = Li — Ln, (107)
где LK = LK/(cpTA) та. Le = LeKcpT^), то существует такая мак-
симальная степень регенерации стт < сто, при которой эффективная
работа цикла Le равна нулю.
Следовательно, соответствующая максимальному значению т]еа
регенеративной ГТУ оптимальная степень регенерации мень-
ше &т (см. рис. 1.18, б). В расчетах ГТУ принято: 1? = 3,5;
х = 1,44 (тг = 4,4);т;т = т)К = 0,9. Из графика следует, что LT и
Le незначительно уменьшаются с ростом степени регенерации при
ст < 0,5 ... 0,6. При больших значениях ст уменьшение работ £т и Le
становится весьма существенным. Для £i = 0,005 имеем Тт = 0 при
сто = 0,99, а работа Le = 0 при am = 0,983 (штриховые кривые),
для £2 = 0,01, сто = 0, 975 и am = 0,955 (сплошные кривые).
КПД регенеративной ГТУ. Уменьшение удельной работы Тт
с увеличением степени регенерации вызывает некоторое повышение
87
температуры Ту, что в свою очередь увеличивает температуру Тр
воздуха за регенератором и уменьшает теплоту, подводимую с топ-
ливом, так как Q\a = срТр — срТр. Для определения температуры
Тр воспользуемся формулой (96). Температуру Тр выразим в за-
висимости от работы Lt, т.е. Тр = Тр — Тт/ср. Тогда, согласно
выражениям (31) и (104) и принятым обозначениям, получим
Тр = ТАЛг{1-
, 1/ к ( X — 1
1----( 1 + -----) 7/т f + Тд(1 - О’) (1 + ----
х X 1 — о J J X т/к
КПД регенеративной^ ГТУ с учетом гидравлических потерь в
регенераторе т}е(Т£ = LdQ^, где в соответствии с выражением (107)
параметр работы
L - Le
— гг
Ср1 А
= 1?[1 - -fl +
х X
ест
1 — а
х — 1
*7т
*7к
а параметр теплоты
(Э1 = -%^ = 1?-^{1-[1
ср1 х *• 1
х — 1\
г/к /
На рис. 1.19 показано изменение т/еот для различных значений
7г(ж) и £ в зависимости от а. При отсутствии гидравлического со-
противления (е = 0) максимальное значение т]еа£ достигается при
полной степени регенерации (а = 1). Однако для реального регене-
ратора (е > 0) оптимальная степень регенерации тем меньше, чем
больше Е. Сравнивая оптимальные значения для различных сте-
пеней повышения давления, можно установить, что при а > 0 с
увеличением тг(аг) вначале изменяется мало, а затем после дости-
жения определенного значения начинает уменьшаться.
На рис. 1.20 показано для различных тг(ге) изменение в зави-
симости от коэффициента е при i9 = 3,5 и 1? = 5,0. Для тг = 1,
так же как и для 7Г = тгк.т, наличие сколь угодно малого сопроти-
вления (е > 0) предполагает = 0, тогда как при е = 0 получаем
&Г) = 1. С увеличением тг крутизна кривых = /(s') уменьшает-
ся до тг « 4,2 (i « 1,46) при 1? — 3,5 и до тг ~ 7 (i ~ 1,62) при
$ — 5, а затем вновь начинает возрастать. При этом наибольший
КПД 7]е(т может быть получен в зависимости от е при различных
х. Аналитическое выражение оптимального значения с учетом
гидравлических потерь получено Ю.Д. Лапиным.
88
Фебе
Рис. 1.19. Зависимость КПД регенеративной ГТУ от х, <т и
е при = 3, 5 (а) и = 5 (б)
Из рисунка также следует, что при относительно большом со-
противлении, например при е = 0,02, создание регенеративной ГТУ
не имеет смысла, так как ее КПД на расчетном режиме может
быть не выше или даже ниже КПД простейшей ГТУ с увеличен-
ной степенью повышения давления. Для решения вопроса об эффек-
тивности регенераторной схемы необходимо рассмотреть экономич-
ность ГТУ на режимах частичной мощности, а также дать технико-
экономическое сравнение установок с учетом затрат на создание про-
89
Рис. 1.20. Зависимость оптимальной степени
регенерации от сопротивления е при различ-
ных x(z):
а — = 3, 5; 6 - = 5
стейшей ГТУ с повышенным значением % и на создание регенератив-
ной ГТУ с относительно низкой степенью повышения давления.
2. 2. Многоагрегатные ГТУ с регенератором,
промежуточным охлаждением и подогревом
Включение в ГТУ регенератора может существенно улучшить
ее экономичность, однако гидравлические потери в регенераторе не-
сколько уменьшают удельную мощность установки. Для увеличе-
ния удельной мощности ГТУ, что особенно важно при создании
энергетических установок большой единичной мощности, необходи-
мо усложнить цикл ГТУ, вводя охлаждение рабочего тела в процессе
сжатия, или подогрев в процессе расширения, или, наконец, исполь-
зовать оба метода в одной установке. Процесс отвода и подвода те-
плоты можно осуществить непосредственно в компрессоре и турби-
не одновременно с процессами сжатия и расширения или установить
промежуточные охладители между компрессорами и промежуточные
камеры сгорания между турбинами. Теоретические основы таких
ГТУ впервые разработал Г.И. Зотиков и показал их достоинства.
90
ГТУ с регенератором и охлаждением при сжатии
Сжатие в компрессорах с охлаждением. Выясним влияние
охлаждения в процессе сжатия на экономичность регенеративной
ГТУ. Сравним идеальные циклы с полной регенерацией без охлажде-
ния при адиабатном и с охлаждением при изотермном процессах сжа-
тия (рис. 1.21). Поскольку степень регенерации а = 1, то температу-
ра за регенератором для обоих циклов одинакова Тр = Тр = idem,
поэтому теплота, подведенная с топливом, Q\ = ср(Тр — Тр) = idem.
Работа расширения в обоих циклах будет также одинакова: LT =
= ср(Тр — Тр) = idem.
Рис. 1.21. Влияние охлаждения при сжатии на КПД ре-
генеративных циклов:
а - изменение работы сжатия; б- изменение количества подводимой
теплоты
Работа сжатия в цикле с охлаждением Гк.о < Гк, т.е. меньше
работы сжатия в цикле без охлаждения на величину, пропорциональ-
ную площади треугольника AKqK (см. рис. 1.21, а):
k , М-
ДГК — Гк — Гк.о — ^1'а
^(тгГ^ - 1) - 1п7гк
Соответственно работа цикла с охлаждением Leo больше рабо-
ты цикла без охлаждения Le на величину ДГК. Следовательно, КПД
идеального цикла с охлаждением при полной регенерации т]еа-0 боль-
ше КПД цикла без охлаждения т]еа-.
При а = 0 охлаждение в процессе сжатия оказывает на КПД
противоположное влияние, т.е. т)ео < т]е (см. 2.2). Очевидно су-
ществует такая промежуточная “граничная” степень регенерации
91
Стгран > при которой охлаждение не влияет на КПД идеального ци-
кла ГТУ. При <т > <тгран охлаждение в процессе сжатия увеличивает
КПД идеального цикла.
Значение <тгран зависит от степени повышения давления и с ро-
стом тгк уменьшается. Это можно пояснить, рассматривая эффект от
охлаждения как сумму отрицательного и положительного эффектов.
Сравним процессы сжатия до давлений рх\ и р#2 (см- Рис- 1-21, б).
Отрицательный эффект для ГТУ заключается в увеличении тепло-
ты AQi, подводимой с топливом:
AQi = AsTcp « As (Тд + .
Если пренебречь ростом средней температуры и принять Тд +
Ч-О, бАУ/^! ~ Тд + 0,5AT^-2, то с повышением тгк отрицательный
эффект растет пропорционально As, т.е. Д<21 ~ А-3- Положи-
тельный эффект в ГТУ заключается в увеличении полезной работы
ALe и 0,5AsAT вследствие уменьшения работы сжатия. С повыше-
нием 7ГК положительный эффект растет пропорционально As2, т.е.
ДТе ~ As2, так как ДТ^1/ДТ^2 ~ Asi/As2 и AT ~ As.
Введение регенерации в ГТУ снижает отрицательный эффект
охлаждения воздуха в процессе сжатия, и поскольку с увеличени-
ем 7ГК отрицательный эффект растет медленнее положительного,
то сггран, необходимая для уничтожения отрицательного эффекта,
уменьшается.
Для простейшей ГТУ получено, что, несмотря на неэкономич-
ность охлаждения при сжатии для идеального цикла, для действи-
тельного цикла охлаждение экономически целесообразно при низких
КПД узлов. Сопоставляя эти результаты с полученными выше соот-
ношениями КПД для идеальных циклов регенеративных ГТУ, можно
сделать вывод о том, что в реальной регенеративной ГТУ охлажде-
ние в процессе сжатия повышает КПД установки.
Сжатие с охлаждением между компрессорами. В ГТУ охла-
ждение в процессе сжатия осуществляется, как правило, в проме-
жуточных охладителях между компрессорами. Хладагентом обыч-
но служит вода или воздух при температуре Тд наружной среды.
Температура Тх сжатого воздуха при выходе из охладителя прини-
мается выше Тд и составляет 35-45 °C. Понижение Тх приводит
к увеличению размеров охладителя и гидравлических потерь в нем.
С повышением числа промежуточных охладителей процесс сжатия
может быть приближен к изотермному, однако при этом возрастают
92
гидравлические потери как в самих охладителях, так и в патрубках,
соединяющих охладители с компрессорами. Поэтому более двух или
трех охладителей не делают. Исключение составляет проект ГТУ
по разработанной в МВТУ им. Н.Э. Баумана схеме с высокой сум-
марной степенью повышения давления (см. 2.3).
При заданном суммарном давлении рх в конце сжатия и вы-
бранном числе охладителей от давления в промежуточных охлади-
телях pxi зависит суммарная работа Гк компрессоров, температу-
ра Тх сжатого воздуха, расход топлива и КПД установки, а также
размеры охладителей. Определение давления pxi является сложной
технико-экономической задачей, решение которой зависит от типа
ГТУ и требований, предъявляемых к ней.
Найдем давление PxiL пеРеД промежуточным охладителем
двухкомпрессорной установки из условия наименьшей работы сжа-
тия в обоих компрессорах и, следовательно, наибольшей удельной
работы цикла ГТУ. Для идеального процесса без промежуточно-
го охлаждения в Т, s-координатах работа LK ~ площади 1К02, а
температура в конце сжатия равна Тх (рис. 1.22, а). При охлажде-
нии воздуха после первого, компрессора до температуры Txi = Т&
уменьшение работы сжатия будет пропорционально заштрихованной
площадке. При давлении близком к давлению р^, выигрыш в
работе мал (площадка, заштрихованная горизонтально), температу-
ра Тх2 за вторым компрессором приблизительно равна Тх- При
давлении р'х^^ близком к давлению рх, выигрыш также мал (пло-
щадка, заштрихованная вертикально), но температура за вторым
компрессором низка: Т'^2 и Та (в этом случае расход топлива в
камере сгорания будет наибольший). Очевидно существует такое
промежуточное давление PxiL^PA < PK1L < Рк)> ПРИ котором вы-
игрыш в работе сжатия максимальный (площадка, заштрихованная
наклонно).
Определим давление px\L- Сопротивление в охладителе оценим
коэффициентом давления <7Х1 — РХ\/РК\- Общая степень повышения
давления (рис. 1.22, б)
РК
7Г = --
РА
или
РК РХ1 РК1
----------------= 7Гк27Гк1О-х1,
РХ1 РК1 РА
X = ХлХ
гпе ™ _ _.(fc-i)/fc. „ _ (fc-i)/fc. „ _ i)/k' * _ (k i)/k
где х — 7г' ", д?! — 7гк1 , Х2 — /ГК2 ? — ^xl
93
Рис. 1.22. Сравнительный выигрыш в работе сжа-
тия (а) и выбор оптимального давления рыь в про-
межуточном охладителе (б)
Суммарная работа компрессоров К1 и К2
Ljt = LKi + LK2 = cp[Tyi(xi - 1)/т7к1 + 7х1(ж2 - 1)/»7к2]•
Введем понятие эффективности т компрессора как отношение
безразмерного адиабатного повышения температуры в компрессоре
к затраченной работе на сжатие. Для компрессора К1 получим яд =
= (xi - 1)/£к1 = *7к1/(ср2л), «ля компрессора К2 т2 = 7^2/(cpTxi)-
Из выражений для т, в частности, следует, что температура
в начале сжатия влияет на работу компрессора так же, как КПД
компрессора. Принимая одинаковыми теплоемкости, запишем отно-
шение эффективностей компрессоров К2 и К1:
Т21 =
Т2
Т1
4*2 ТА
»7к1 ТХ1'
Используя T2i и заменив х2
суммарной работы LK от ад:
= ж/(ж1Д1), получим зависимость
LK —
СРТА(
----5 ^1
1+ Гх/(х1Д1) ~ 1'
L Т21
Принимая производную дЬк/дх\ = 0, найдем оптимальные зна-
чения хц = \/я/(Д1Т21), х2£ = x1£T2i и соответствующие им зна-
чения
^*2L = х
2L
94
Аналогично можно получить общее выражение для оптимальной
степени повышения давления в первом компрессоре ГТУ с z компрес-
сорами, если z > 2 :
к/(к—1)
7Гк1£ =
(ЮЗ)
где =
тц, и общее выражение оптимальной сте-
пени повышения давления в г-м компрессоре
7Гк,£ — х
к/{к—1)
iL
(109)
где хц. = хцтц.
z—1 (к—1)/к
В выражении (108) П А» - произведение величин Д, = оУ " ;
1
z
<jxi - коэффициент давления г-го промежуточного охладителя; fj
2
- произведение отношений тц эффективностей т, каждого компрес-
сора к эффективности ri первого компрессора; тц = (pja/iiki) X
r/Ki - КПД г-го компрессора; - температура
за (г — 1)-м охладителем.
Если пренебречь гидравлическим сопротивлением в промежу-
точных охладителях (Д = 1), принять равными КПД компрессоров
(’Jki = idem), считать температуры за охладителями одинаковыми и
равными температуре окружающей среды (Txi = 7^), то получим
тц = 1 и оптимальное значение х-^ = хц = у/х.
Найденное оптимальное (по работе Гк) значение тгк1£ соответ-
ствует наибольшему КПД ГТУ только в случае полной регенерации.
Для получения максимального КПД в ГТУ без регенерации или с
небольшой степенью регенерации необходимо понизить давление в
промежуточных охладителях по сравнению со значениями, получен-
ными из зависимостей (108) и (109), с тем, чтобы увеличить степень
повышения давления в последнем компрессоре и температуру Т%
воздуха в конце сжатия.
ГТУ с регенератором и подогревом при расширении
Подвод теплоты в процессе расширения повышает среднюю тем-
пературу рабочего тела, увеличивает работу процесса расширения и
цикла в целом. Совмещение процессов подвода теплоты и расшире-
ния позволяет получить единый политропный процесс, при котором
95
происходит наибольшее увеличение работы. Такой процесс мож-
но осуществить при сжигании топлива в проточной части турбины.
Топливо в этом случае поступает, например, через форсунки, разме-
щенные в сопловом аппарате, или непосредственно через выходные
кромки сопловых лопаток. Попадание жидкого топлива на рабочие
лопатки вызывает их охлаждение, что может обеспечить неизмен-
ную или даже пониженную температуру лопаток, несмотря на по-
вышение температуры газа в турбине. Подобные конструкционные
решения используются пока в опытных образцах. В выполненных
ГТУ подогрев газа осуществляют обычно между турбинами в про-
межуточных камерах сгорания или подогревателях.
Влияние температуры газа на экономичность многокамерных
ГТУ с регенерацией. При повышении температуры Тр перед турби-
ной в идеальных циклах простейших ГТУ увеличивается удельная
работа цикла без изменения его КПД. Рассмотрим влияние темпе-
ратуры Тр на КПД цикла многокамерной идеальной ГТУ с полной
степенью регенерации при заданной степени повышения давления,
принимая температуры перед турбинами одинаковыми, а число ка-
мер z —» оо. При этом процесс расширения приближается к изотерм-
ному.
Сравним экономичность ГТУ с изотермным расширением при
температуре Тр и Тр. При и = 1 температуры газа за турбина-
ми и воздуха за регенераторами одинаковы, т.е. Тр = Тр = Тр и
Тр = Тр = Тр. Удельная работа сжатия также одинакова, Дк ~
площади К (рис. 1.23, а). Работа расширения равна подведенной
с топливом теплоте: в низкотемпературной ГТУ и про-
порциональна площади 1; в высокотемпературной ГТУ Н" = Q'[ и
пропорциональна сумме площадей 1 и 2. Поэтому полезная работа
Не. = Нт — Нк и т]е = 1 — Нк/Нт, т.е. КПД идеального цикла ГТУ с
регенерацией в отличие от КПД идеального цикла простейшей ГТУ
увеличивается с ростом Тр и Нт.
Расширение с подогревом между турбинами. Промежуточный
подогрев газа между турбинами обычно применяется для увеличения
удельной работы и соответствующего уменьшения расхода рабоче-
го тела. Найдем оптимальную (при максимальной удельной работе
цикла) степень повышения давления в z-камерной ГТУ без промежу-
точного охлаждения. Для упрощения вычислений примем равными
температуры Тр, перед турбинами, степени понижения давления тг;
в турбинах и их КПД т/т,- (рис. 1.23, б). При назначении р-п учтем
гидравлическое сопротивление промежуточных камер сгорания.
96
Рис. 1.23. Циклы многокамерных ГТУ:
а - т)* = т)т = 1, Тр < Тр', б - Пх < 1> Tri =idem, тгт, =idem,
7)т, =idem; в - r/K = r/T = 1, z —> оо
Суммарная степень повышения давления в компрессоре тг — тг?.
Эффективная работа ГТУ
z
Le — £т, — LK = CpTyi['i?(l — l/xj)7jTiZ — (х? — 1)/?7к],
1
где Xi = 7г>
При заданных удельных параметрах ГТУ найдем оптимальные
значения 7Г£ и тгц по максимуму Le из выражения Le/dx = 0:
отсюда хгЪ = (^’7т??к)1/(г+1) (НО)
и _ xfe/(fe-1) — xiL
Общая k(k—1) степень повышения давления 7Г£ = х £ , где »£ = **1 = (*Wr)’/<’+1)- (Ш)
Из выражений (110) и (111) следует, что при увеличении чи-
сла камер z степень понижения давления тг, в единичной турбине
уменьшается, а суммарная степень повышения давления тг в ком-
прессоре возрастает. В частном случае для идеального цикла при
z —> оо имеем тг, —» 1 (ж, —> 1), а тг —» i9^/(^-1)(x —» i9), тогда цикл
4 - 1746
97
в Т, s-координатах получает форму криволинейного треугольника
АГТ с изотермным расширением, площадь которого соответствует
максимально возможной работе в интервале температур Гд — Тр
(рис. 1.23, в). Бесконечное число камер сгорания можно рассматри-
вать как процесс сжигания топлива непосредственно в проточной
части газовой турбины. В реальной ГТУ с понижением КПД ком-
прессора и турбины оптимальная степень повышения давления яр
уменьшается и удельная работа Le понижается. Значительное уве-
личение работы Le можно получить при одновременном применении
в ГТУ охлаждения в процессе сжатия и подогрева в процессе расши-
рения.
Многокамерные ГТУ, работающие по циклу Зотикова
(с регенератором и промежуточными охладителями)
Рассмотрим параметры многоагрегатной ГТУс регенератором,
промежуточными охладителями и промежуточными камерами сго-
рания. На рис. 1.24, а изображена схема ГТУ с регенератором, тремя
компрессорами, тремя турбинами, двумя промежуточными охлади-
телями, одной основной и двумя промежуточными камерами сгора-
ния, впервые подробно исследованная Г.И. Зотиковым. Такая уста-
новка отличается от однокамерной в основном давлением, которое в
последних компрессорах и первых турбинах, а также в регенерато-
ре со стороны сжатого воздуха может быть значительно выше, чем
в однокамерной ГТУ. Все узлы многокамерной ГТУ могут иметь
различные удельные параметры и различаться по температурным
условиям работы. Рассмотрим многокамерную ГТУ, состоящую из z
компрессоров, турбин, камер сгорания и z—1 охладителей. Для упро-
щения анализа эффективности такой ГТУ условно примем одинако-
выми степени повышения давления во всех компрессорах, равными
степеням понижения давления в каждой турбине. Гидравлические
потери в охладителях и камерах отнесем к потерям в компрессорах
и турбинах, т.е. тгк, = idem, 7rTj = idem, 7rKj = 7rTt- = 7Гр Тогда об-
щая степень повышения давления тг равна %?. Примем одинаковыми
температуры Тх{ при выходе из промежуточных охладителей и рав-
ными температуре Тд наружной среды, т.е. Тх^ = Тд. При равных
КПД 7/ri компрессоров температуры воздуха за компрессорами Tj(i
будут также одинаковыми. Аналогичные условия введем и для тур-
бин, тогда температура перед турбинами Тр± — idem, = idem
и Тр{ — idem. При этом в многоагрегатной установке удельная ра-
бота всех компрессоров будет одинакова, так же как и всех турбин,
98
Рис. 1.24. Схема (а) и цикл (б) ГТУ с регенератором, про-
межуточными охладителями и подогревателями
т.е. TLxi = idem, LPi = idem. Упрощенный таким образом цикл с
регенерацией в Т, s-координатах показан на рис. 1.24, б. Этот цикл
можно рассматривать как соединение z циклов однокамерной ГТУ.
Сравним основные параметры однокамерной и многокамерной
ГТУ одинаковой мощности.
В однокамерной установке удельная работа Zei = LT—LK, расход
воздуха Gi = NE/Le\. В многокамерной установке удельная работа
Ье£ = S-^Ti “ ЕДа = г^е1, расход воздуха = Ne/zLei = G\/z.
Из последних соотношений следует, что в многокамерной ГТУ удель-
ная работа в z раз больше, а расход воздуха в z раз меньше, чем в
однокамерной.
Площадь поверхности регенераторов в однокамерной ГТУ Api =
= /pi Gi, в многокамерной Лр£ = /p£Gs. Отношение площадей по-
верхностей
ЛрЕ _ /рЕ Gs
Api " /pl Gi ’
где соотношение удельных поверхностей для одинаковых значений
<т и Ср можно найти из формулы (101): /p£)//pi = ^pi/^pE- Вслед-
ствие того, что коэффициент теплоотдачи со стороны сжатого возду-
ха больше, коэффициент теплопередачи кр% > fcpi. Поэтому площадь
поверхности регенератора Aps отличается от площади поверхности
АР1 более чем в z раз, т.е. Aps/Api < 1/z. Этот вывод важен в связи
с тем, что регенератор в ГТУ имеет большой объем и значительную
стоимость.
КПД однокамерной ГТУ
Vel = ср(Тг-ТРу
4*
99
многокамерной ГТУ
»7еЕ =
_______________zLe\_______________
Ср(Гг-Гр) + ер(Гг-Тт)(г-1)’
их отношение
?7е£ ___________ср{Тг ~ TP)z_________
т]е1 ср(Тг - Тр) + ср(Тр - TT)(z - 1)
Разобьем числитель на два слагаемых:
= ср(Тр - Тр) + ср(Тг - TP)(z - 1)
r]el ср(ТГ - Тр) + ср(Тг - Tp)(z - 1)
и так как Тр > Тр, то TjeE/^el > 1, т.е. экономичность много-
камерной ГТУ выше экономичности однокамерной. Для пояснения
причины полученного соотношения определим КПД условной много-
агрегатной ГТУ без регенератора (<т = 0) при z —» оо
^е£(<т=о) = Нт
Ср(7р - Тк) + Ср(Тр - Tp)(z - 1) г—оо
Ср(Тр-Тг) ?7е(,т=1)’
т.е. экономичность условной многоагрегатной ГТУ без регенератора
не отличается от экономичности однокамерной ГТУ с полной реге-
нерацией (<т = 1). Такой вывод получается из-за того, что теплота,
подведенная к рабочему телу в первой камере в интервале темпера-
тур Тр — Тк, пренебрежимо мала по сравнению с теплотой, под-
водимой в бесконечно большом числе камер сгорания в интервале
температур Тр — Тр.
В действительности в открытых ГТУ число камер z ограничено
минимальным значением коэффициента избытка воздуха в послед-
ней камере az — 1,05... 1,1, в связи с чем возможное число камер в
ГТУ уменьшается с повышением температуры Тр. В регенератив-
ной ГТУ возможное число камер больше, чем в ГТУ без регенерации.
100
2. 3. Многоагрегатные ГТУ без регенератора
и с промежуточной регенерацией (цикл Уварова)
Изотермно-адиабатный цикл
Применение регенератора позволяет повысить КПД ГТУ путем
использования части теплоты уходящих газов и снижения их тем-
пературы. При этом уменьшается подводимая с топливом теплота
Q1 и отводимая в окружающую среду теплота Qa- Тот же эффект
можно получить в ГТУ без регенератора при увеличении степени
повышения давления в последнем компрессоре с повышением темпе-
ратуры сжатого воздуха и увеличении степени понижения давления
в последней турбине с понижением температуры уходящего газа. В
такой установке 7Г должна быть значительно больше, чем в регенера-
тивной ГТУ, однако, несмотря на увеличение числа ступеней лопа-
точных машин, ее металлоемкость будет ниже, чем регенеративной
ГТУ.
Идеальным циклом наиболее экономичного теплового двигателя
в заданном интервале температур Тр — Та является, как известно,
цикл Карно, состоящий из двух изотерм и двух адиабат (рис. 1.25, а).
Неудобство использования этого цикла связано со значительным раз-
личием удельных объемов рабочего тела, что приводит к большому
изменению размеров проточной части лопаточных машин и сниже-
нию их КПД. При значениях работы цикла, необходимых для по-
лучения малой массы установок, удельные объемы рабочего тела Vj.
и v’K различаются в 103 — 104 раз. В одновальных схемах ГТУ во
столько же раз приблизительно различаются и длины рабочих лопа-
ток, что делает применение цикла Карно в ГТУ нецелесообразным.
Рис. 1.25. Циклы многоагрегатной ГТУ:
а - цикл Карно; б - идеальный изотермно-адиабатный цикл; в, г - дей-
ствительный цикл при £ = 1 и £ > 1 соответственно
101
В.В. Уваров впервые подробно исследовал возможность исполь-
зования видоизмененного цикла Карно в мощных энергетических
ГТУ. Он предложил “срезать” углы цикла Карно и дополнить таким
образом цикл двумя изобарами, при этом соотношение экстремаль-
ных удельных объемов может быть уменьшено до 102 раз, что можно
признать удовлетворительным для проектирования узлов установки.
При этом получается изотермно-адиабатный цикл Уварова, в кото-
ром процесс сжатия и процесс расширения в ГТУ составлены из двух
процессов - изотермного и адиабатного (рис. 1.25, б). Как указано
выше, процессы сжатия и расширения с теплообменом в современ-
ных установках осуществляются обычно в компрессорах с промежу-
точными охладителями и соответственно в турбинах с промежуточ-
ными камерами сгорания. Изотермные процессы заменяются после-
довательно чередующимися политропными процессами сжатия или
расширения и процессами теплообмена при постоянном давлении.
Теоретический цикл Уварова с тремя промежуточными охлади-
телями и тремя промежуточными камерами сгорания изображен на
рис. 1.25, в. Для получения действительного цикла многокамерной
ГТУ (рис. 1.25, г) необходимо учесть, что охлаждать сжатый воз-
дух в охладителях до температуры окружающей среды невыгодно
и температуру Ту за охладителями целесообразно устанавливать в
соответствии с отношением £ = Тх/ Тд, где £ > 1.
Рассмотренное приближение цикла Карно к действительному
циклу Уварова в многоагрегатной ГТУ сопровождается существен-
ным снижением экономичности.
Оптимальные степени изменения давления
в компрессорах и турбинах
Экономичность идеального цикла Уварова зависит от отноше-
ния 1? = Тр/Тд и суммарной степени повышения давления тг =
= Рк/РА, ПРИ этом КПД цикла возрастает с увеличением д и 7Г.
Максимальный КПД идеального цикла получается при осуществле-
нии процессов сжатия и расширения только по адиабатам. Частич-
ное сжатие и расширение по изотермам при неизменных значениях
д и 7Г приводит к увеличению удельной работы цикла, но вызывает
снижение его КПД.
При действительных процессах, сопровождаемых потерями, ока-
зывается выгодным осуществлять процессы сжатия и расширения
частично по адиабатам и частично по изотермам. Это позволяет
получить максимальный КПД ГТУ при осуществлении изотермно-
адиабатного цикла Уварова. Найдем оптимальные соотношения
102
между степенями повышения давления в процессе изотермного сжа-
тия (или с промежуточным охлаждением) 7TKi = р\/рА и в процессе
адиабатного сжатия (или без охлаждения) тгК2 = Рк/Pl > а также
между степенями понижения давления в процессе изотермного рас-
ширения (или с промежуточным подогревом) 7rTi = рр [р2 и в про-
цессе адиабатного расширения (или в процессе расширения без по-
догрева) 7гТ2 = рг/рт (см. Рис-1-25, б). Обозначим = ж,
7Г'1 = Sl, 7Г;2 = X2, 71^ = У1, 7Г'2 = y2. ПО-
СКОЛЬКУ (k — lj/k = R/cp^ и (k'— l)/k’ = R!/ср?, а также (k1 — V)k/(k —
— l)/k' = R!/cp^l^R/срт:}, примем R! w R и обозначим Cp^/cp-r — m.
Пренебрегая потерями в процессе подвода и отвода теплоты, т.е.
полагая р% ~ рр и рр ~ рА, получим у\у2 = хт. Выразим и тд
через х, х2 и у2, тогда ад = х/х2 и у± = хт/у2.
КПД изотермно-адиабатного цикла Уварова
7/У = (-^т ~ Tk)/Q1-
Работа расширения LT = LTi + Lt2, где
ZTi = RTpr/Yi. 1п7гт1 = cpTTAtir)Ti In (хт/у2\, (112)
_£,t2 — CpTTА$Г]т2(]. — l/?/2)- (ИЗ)
Работа сжатия LK = LKi + Lk2, где
£к1 = ЯТл(1/7/К1)1п7гК1 = Ср*ТА(1/т}^п(х/х2у, (114)
Ьк2 = СркТА(1/71^х2 - 1). (115)
Здесь 7/Т1, т}т2, 7/К1, т/К2 - КПД процессов соответственно в тур-
бинах и компрессорах.
Подведенная теплота
Q1 = с'ртТА fi? — 1--------h i?J7t1 In-). (116)
' 7/к2 У2 '
Используя выражения (112) - (116) и полагая Срт и срт, получим
Wn (j - ^) - (^ 1и + *g) ™
Г1у 1? - 1 - (х2 - 1)/т/к2 + 1?»7т11п(жП1/г/2)
Из выражения (117) следует, что при заданных ч? и КПД узлов КПД
ГТУ т] у зависит от х, х2 и у2.
103
Анализ этого выражения показывает, что с увеличением х КПД
т)у монотонно возрастает. Разделив числитель и знаменатель выра-
жения (117) на 1ns —> оо, получим
= mdriT! - m/r^ = 1 _ 1
^У00
В пределе для идеального цикла, когда 7}Ti = j/ki = 1 при х —> оо,
7?Уоо = 1 — 1/ч? = 7/к- Это объясняется тем, что подвод и отвод те-
плоты при р = const становится пренебрежимо малым по сравнению
с подводом и отводом теплоты при Т = const.
Степень повышения давления следует выбирать из конструкци-
онных соображений в зависимости от возможности создания ком-
прессоров и турбин с большой суммарной степенью повышения да-
вления при достаточно высоких их КПД. Для определения мак-
симального г} у можно приравнять нулю две частные производные
(3tj/9s2, ду/dyi) и найти оптимальные значения Х2р и у2т)- Зада-
чу можно упростить, решая ее приближенно. Обозначим буквой А
числитель, а буквой В знаменатель выражения (117); тогда
г/ = 0 — А — т]В, или А — г)В, (118)
где точка означает частную производную по одному из искомых па-
раметров. Например, для Х2 получим
дА
дх2
г 1
= ml-------
\7/к1®2
J_Y В = —= —.
^к2' дх2 Т}К2
Из равенства (118) следует:
/ 1
ml-------
\7}к1Я2
TlKi'
откуда
Ж2г? = »?К2/[»?К1(1 - Т)/т)].
Аналогично находим
У2Т] = »?Т2/[»?Т1(1 - »?)]•
Для случая, когда т = 1, т/Т1 = т?т2 и tjki = 7/К2, получим Х2г/ =
= У2у = 1/(1 — Т)), т.е. оптимальное адиабатное изменение темпе-
ратуры в процессе сжатия и расширения зависит от КПД цикла и
104
становится наибольшим при идеальных процессах сжатия и расши-
рения и при х —> оо, когда ^Уоо = 1 — 1/т9. При этом Х2у = У2т) =
КПД много агрегатных ГТУ
Для оценки влияния температуры газа и КПД узлов на эконо-
мичность изотермно-адиабатного цикла Уварова рассмотрим четы-
ре варианта параметров ГТУ: два низкотемпературных при тЗ = 3,5
(например, Тд = 288 К; Тр = 1000 К): вариант I с низкими КПД
узлов (% = 0,8; j/t = 0,82) и вариант II с 7/к = 0,85 и j?t = 0,87, а
также два высокотемпературных при 1? = 5 (например, Тд = 288 К;
Тр = 1440 К): вариант III с КПД узлов, принятыми в варианте II,
и вариант IV с высокими, но реальными в настоящее время значе-
ниями 7/к = 7?т = 0,9.
КПД Tjy изотермно-адиабатного цикла (рис. 1.26, а) рассчитан
в зависимости от суммарной степени повышения давления 7г(ж =
= при оптимальных значениях Х2т] и у2т]- Как следует из
графика, т]у монотонно возрастает с увеличением степени повыше-
ния давления тг до 250 - 500 и более. Этим свойством цикл много-
агрегатной ГТУ существенно отличается от цикла простейшей ГТУ,
который при выбранной температуре газа имеет относительно не-
большое оптимальное по экономичности значение 7Г^.
Рис. 1.26. Экономичность многоагрегатной ГТУ:
а - КПД изотермно-адиабатного цикла; б - влияние z' и ( на КПД ГТУ;
в - влияние С на КПД ГТУ; / — £==1,0; 2 - f = 1,05; 5 - f = 1,1
105
КПД т] у резко увеличивается с ростом степени повышения да-
вления тг до 50 - 100, после чего рост КПД цикла замедляется. Повы-
шение КПД узлов сильнее сказывается Haijy при низких значениях
Тр, а повышение Тр тем выгоднее, чем больше суммарная степень
повышения давления.
Следует отметить, что работа лопаточных машин при указан-
ных высоких значениях тг по условиям прочности требует примене-
ния относительно толстых профилей лопаток, вследствие чего могут
несколько увеличиться профильные потери и соответственно пони-
зиться КПД узлов.
КПД т]е-у реальной многоагрегатной ГТУ зависит помимо ч? и
7Г от числа промежуточных охладителей С, числа промежуточных
камер сгорания z' и отношения £ = Ту^/Тд (где 7х» _ температура
воздуха за охладителями; Т& - температура окружающей среды).
Поскольку с ростом ( и ? и уменьшением £ процессы сжатия и рас-
ширения приближаются к изотермным, цикл реальной ГТУ прибли-
жается к изотермно-адиабатному циклу, а КПД ГТУ ч]еУ возрастает.
На рис. 1.26, б изображено изменение КПД ч/еУ для двух значе-
ний температур (Тр — 1123 К - штриховые кривые и Тр = 1473 К
- сплошные кривые), а также для двух значений политропных КПД
компрессоров и турбин (ч/п = 0,85 - тонкие кривые и т)а — 0,9 —
жирные кривые). При определении т]с-у потери давления в каждом
охладителе и каждой камере сгорания приняты равными 2 %, т.е.
коэффициенты полного давления ах{ = сгг1- = 0,98. Потери давления
при входе в ГТУ и при выходе из нее приняты равными 1 %, темпера-
тура воздуха за охладителями - на 5 % выше температуры Та, т.е.
£ = 1,05. При указанном сопротивлении в охладителях и камерах
сгорания с ростом числа агрегатов вначале КПД т)е увеличивается,
достигает максимума, а затем начинает уменьшаться.
Оптимальные значения ( и zl, соответствующие максимальному
КПД, с увеличением 7Г возрастают, а с повышением температуры Тр
и КПД узлов уменьшаются. Следовательно, для постоянных Тр, г]к
и ч?т максимальный КПД ГТУ можно получить для каждого значения
(и ? при соответствующем оптимальном значении чг^. Одинаковые
значения чгт? на кривых с различными КПД т]п при одном и том же
значении ч? соединены линиями. Из рис. 1.26, б следует, что при ( =
z' > 3 эти линии практически совпадают. Расчеты показывают,
что при относительно невысокой температуре Тр (1123 К) в ГТУ с
7г = 70ит; = 2/ = 1 можно получить т]е « 0,4, а при повышении
температуры до 1473 К и оптимальной системе охлаждения турбин
(чг = 140 ... 170, £ — z1 = 2) можно достичь г]е ~ 0,5.
106
Дальнейшее усложнение схемы ГТУ позволяет еще повысить
экономичность установки. Следует отметить, что гидравлическое
сопротивление, возникающее в дополнительных узлах (охладителях
и камерах сгорания), существенно влияет на экономичность установ-
ки. В связи с этим весьма перспективны работы по так называемому
микрофакельному сжиганию топлива в проточной части турбины и
по охлаждению, хотя бы частичному, воздуха в процессе сжатия без
отвода его в специальный охладитель.
Влияние температуры воздуха за охладителями на экономич-
ность ГТУ показано на рис. 1.26, в, где приведены значения г)еу с
оптимальными значениями тг^ для Тр = 1183 К (ч? = 4,1) при КПД
узлов г]х = 0,85 и г)т = 0,9. Из графика следует, что повышение тем-
пературы Тх на 10 % приводит к снижению КПД ГТУ на 5-7%,
причем для низкоэкономичных вариантов установок это влияние не-
сколько больше, чем для высокоэкономичных.
Таким образом, в реальной многоагрегатной ГТУ можно полу-
чить высокую экономичность при большом суммарном значении тг.
При этом, однако, компрессоры и турбины имеют относительные
параметры, мало отличающиеся от параметров современных лопа-
точных машин. Например, в проекте ГТУ с тг = 125 в первых трех
компрессорах тг ~ 2,3 и только в последнем компрессоре тг « 10;
температурный режим компрессоров также близок к обычному из-за
введения между компрессорами промежуточных охладителей.
Приведенные выше данные получены при оптимальных значени-
ях 7rKj и 7rTj, которые определены способом, аналогичным указанному
для 7гК7? и 7Гтт? в изотермно-адиабатном цикле Уварова. При одном
и том же £ во всех охладителях степень повышения давления 7ГКj во
всех промежуточных компрессорах одинакова: ее значение отлича-
ется от значения 7rKi, которое несколько больше 7Гк1-, и от значения
7гкг, которое значительно выше 7ГК,. Значения тгкт? и 7ГТТ? даны для
т/п = 0,9 (сплошные кривые) и г)а = 0,85 (штриховые кривые) на
рис. 1.27, а и б.
В многовальной ГТУ с блокированными турбинами приходится
отходить от оптимальных значений, полученных из расчета, для со-
блюдения баланса мощности между компрессором и турбиной. Та-
кое изменение тгкг- и 7ГТ, может несколько снизить КПД ГТУ. На
рис. 1.27, в, г показано влияние отклонений действительных значе-
ний 7ГК, и 7rTj от оптимальных на относительное изменение КПД
107
Рис. 1.27. Оптимальные значения я-К1, n-Ki (а) и тТ1, тТ1 (б) и
изменение КПД при отклонении от оптимальных значений
я-,^ (в) и -я-т. (г)
установки. Из графиков следует, что существенное отклонение тгк£
и 7гт£ от оптимальных значений приводит к относительно неболь-
шому понижению КПД; с увеличением температуры Тр (или т?) это
влияние уменьшается.
Цикл с промежуточной регенерацией
С увеличением степени повышения давления 7Г эффективность
регенерации уменьшается и, как показано выше, даже с идеальным
регенератором при 7Г = 7ГК)Т, когда Т% = Тр, влияние регенерации
на экономичность установки исчезает. КПД цикла ГТУ можно повы-
сить, применяя промежуточную регенерацию, т.е. передавая тепло-
ту от недорасширенного газа при ррпр > рр недосжатому воздуху
при давлении р^пр < РК-
Рассмотрим влияние промежуточной регенерации на параметры
идеального простого цикла при степени повышения давления 7ГК)Т.
Примем степень регенерации а — 1, т.е. Тр пр = Трпр (рис. 1.28, а).
При выбранном промежуточном давлении ррпр процесс расширения
происходит при понижении температуры в ТВД с Тр до Трпр и в
ТНД с Ту пр но Тр. В регенераторе температура газа снижается
с Трпр до Тупр. При выбранном промежуточном давлении РКпр
процесс сжатия осуществляется в КПД при повышении температу-
ры в КПД с Та до Т^пр и в КВД с Трпр Д° Tjf. В регенераторе
108
Рис. 1.28. Цикл ГТУ с промежуточной регенерацией:
а - к определению работы цикла; б-к сравнению с циклом без регенерации
температура воздуха повышается с 7# пр до Тр пр. При этом тепло-
та Qi, подведенная с топливом и пропорциональная площади 5КГ9,
меньше, чем в исходном цикле, на AQi ~ площади 13К5. Работа
цикла также меньше на величину АДе, пропорциональную сумме
площадей 2,ЗК4> и Тб'7'8.
Такую же закономерность между изменением теплоты AQi и ра-
боты АДе можно получить, если, сохранив отношение давлений по
обе стороны теплообменной поверхности регенератора РКи^/РТпр =
= 7гпр, изменить давление ррлр или рклр-
Например, при ррцр = РТ процесс расширения не разделяется
и теплота от газа отводится при атмосферном давлении; теплота
подводится к воздуху также при меньшем давлении р'% , а умень-
шение работы цикла А Де определяется увеличением работы сжатия
ДНК ~ площади 23К4- Теплота, переданная в промежуточном реге-
нераторе, Qnp ~ площади 0Т89, равной площади 1245.
При Рк пр = рк процесс сжатия не разделяется, при сохранении
7гпр = idem процесс расширения происходит в ТВД до давления р .
Это приводит к уменьшению работы цикла ДДе > равной уменьше-
нию работы турбины АЯ^ ~ площади Т678. Так как площадь Т678,
равная площади 23К/, есть сумма площадей Тб'7'8 и 21 ЗК41, то
работа идеального цикла во всех рассмотренных случаях одинакова,
так же как и теплота, подведенная с топливом, Q1 = ср(Тр — Тк)-
Следовательно, и КПД т)е пр идеального цикла с промежуточной реге-
нерацией при одинаковых значениях тг и 7гпр не зависит от давления
РТ пр •
Значение г]е пр может быть существенно выше, чем КПД исход-
ного цикла АЗГ8 без регенерации. Для доказательства этого поло-
жения, заметив, что т)е исходного цикла АЗГ8 и т]'е цикла А'КГ8
109
одинаковы, сравним Tjenp цикла А24КГ8 с л'е- Подведенная тепло-
та в обоих циклах одинакова, а работа Не пр первого цикла больше
работы Н'е второго цикла на величину, пропорциональную площади
A2jA'. Следовательно, Лепр > Ле и ’7епР > Ле-
С уменьшением степени регенерации растет количество подве-
денной теплоты Qi и несколько увеличивается работа цикла АЯе
из-за понижения температуры Тр пр и соответствующего уменьше-
ния работы сжатия Нк. Поэтому КПД цикла снижается несколько
медленнее, чем растет теплота Q\.
Рассматривая способы увеличения КПД Ле исходного идеально-
го цикла АЗГ8, можно вместо введения промежуточной регенера-
ции увеличить давление в конце сжатия, например, до р1* (точка
К' на рис. 1.28, б), оставив температуры конца сжатия и конца по-
догрева одинаковыми, т.е. Т'^ = Т% и Тр — Тр. В новом цикле
АК1 Г' Т подведенная теплота Q\ = Qi, т.е. количеству теплоты в
цикле А24КГ8. Работа циклов также одинакова Н’е = Яепр, так как
площади всех горизонтально заштрихованных участков равны (при
условии, что Tj = Тк и Тб = Тз) и Яепр ~ площади А24КГ8, рав-
ной площади АЗГ76Т. Площадь АЗНТ является общей для обоих
циклов, а площади ЗКГГ1 Н и 6НГ7 равны, так как они пропорцио-
нальны одинаковым разностям энтальпий. Следовательно, идеаль-
ный цикл с давлением рк± имеет Ле = Лепр, т.е. КПД идеального
цикла с промежуточной регенерацией. Работы сжатия и расшире-
ния в первом цикле больше, чем в цикле с промежуточной регене-
рацией, на одинаковую величину АЯК = АЯТ, пропорциональную
площади 1245, равной площади 0Т89. Поэтому работа идеального
цикла АК'Г1 Т не отличается от работы цикла А24КГ8 и их раз-
ность АЯе = Непр — Н'е = А//т — А//к = 0.
Однако в действительном цикле ГТУ с промежуточным регене-
ратором, несмотря на гидравлические потери в нем, работа может
быть больше, чем в действительном цикле ГТУ с повышенным да-
влением конца сжатия, из-за противоположного влияния КПД уз-
лов на работы расширения и сжатия, т.е. ALe = Lenp — L'e =
АЯд-
= — АНрлт Н------> 0- Соответственно будут различаться и КПД
{.Лепр > Ле)- Таким образом, применение промежуточного регене-
ратора в ГТУ с простым циклом может дать большее увеличение
КПД, чем повышение давления в процессе сжатия.
ПО
Многоагрегатные ГТУ с промежуточной регенерацией
В рассмотренных выше циклах многоагрегатных ГТУ можно
получить высокую экономичность при большой суммарной степени
повышения давления, при которой температура Т% сжатого возду-
ха выше температуры Тр газа за турбиной. В таких случаях, когда
применение обычного регенератора невозможно, некоторое дополни-
тельное повышение эффективности установки может быть достиг-
нуто при установке промежуточного регенератора.
Выбор промежуточного давления ррпр в регенераторе требует
подробного технико-экономического исследования. Повышение да-
вления ру Пр и соответственно ркпр оказывает различное влияние
на узлы ГТУ.
В компрессоре при повышении давления и температуры в кон-
це сжатия затрудняется выбор материала для лопаток и дисков по-
следних ступеней. Увеличение удельного объема воздуха, связанное
с подогревом его в регенераторе, приводит к удлинению лопаток в
КВД, что может повысить КПД ступеней и компрессора в целом.
Повышение давления в регенераторе существенно уменьшает
его удельную поверхность и размеры, что может привести к сни-
жению массы регенератора, несмотря на рост усилий, действующих
на теплопередающую поверхность из-за увеличения разности давле-
ний Ркпр~РТпр- Средняя температура теплопередающей поверхно-
сти при этом также возрастает, что требует увеличения жесткости
стенки.
Повышение температуры сжатого воздуха может несколько за-
труднить охлаждение жаровых труб камер сгорания и снизить эф-
фективность системы воздушного охлаждения горячих элементов
турбины.
При увеличении давления ррпр снижается температура лопаток
последних ступеней ТНД и увеличивается плотность газа при выходе
из турбины. Это позволяет повысить секундный расход рабочего
тела через турбину и увеличить предельную мощность установки
или уменьшить размеры турбины.
Расчетное сравнение многоагрегатной ГТУ с изотермно-ади-
абатным циклом без регенерации и с промежуточной регенерацией
при низком давлении показывает, что предельная мощность в по-
следней установке может быть на 8 -10 % больше, а КПД прибли-
зительно на 2 % ниже, чем в первой. Из сравнения также следует,
что обе установки весьма экономичны (j/e « 0,43) и могут иметь
предельную мощность в 2,5 - 3 раза больше, чем обычная регенера-
тивная ГТУ.
111
2. 4. ГТУ для воздухоаккумулирующих электростанций
Суточный график энергопотребления (рис. 1.29) указывает на
существенное изменение необходимой мощности электростанций с
характерным пиком нагрузки днем и провалом нагрузки ночью. Не-
обходимость быстрого изменения электрической мощности обусло-
вливает значительные трудности, возникающие на тепловых элек-
тростанциях (ТЭС), оборудованных ПТУ большой мощности, и на
атомных электростанциях (АЭС). Колебания нагрузки с недельным
периодом, связанные с нерабочими днями и сезонной периодично-
стью, требуют использования мощности резервных установок, ма-
невренность которых может соответствовать маневренности суще-
ствующих базовых энергоустановок.
Рис. 1.29. Пример суточного графика энергопотребления
Применение ГТУ с малым временем пуска позволяет удовлетво-
рительно решить вопрос создания пиковых установок. Сложнее об-
стоит дело с использованием значительной энергии в период прова-
ла нагрузки, так как уменьшение мощности обычно сопровождается
понижением экономичности и надежности базового энергооборудова-
ния станции.
Для выравнивания графика нагрузки можно использовать элек-
тростанции, аккумулирующие энергию ночью (в период провала)
и генерирующие энергию днем (в период пика). Для этого могут
служить гидроаккумулирующие электррстанции (ГАЭС) и воздухо-
аккумулирующие газотурбинные электростанции (ВАГТЭС).
112
Схема ГАЭС (рис. 1.30) включает в себя водохранилище верх-
нее ВВ и нижнее НВ, гидротурбины ГТ, приводящие электрогене-
раторы ЭГ во время пика нагрузки при спуске воды из ВВ в НВ, и
гидронасосы ГН, приводимые электромоторами ЭМ ночью во время
провала нагрузки, подающие воду из НВ в ВВ. Насосы могут быть
выполнены как обратимые гидротурбины. Из-за потерь в электро-
машинах при одинаковой продолжительности работы во время пика
и провала значение полученной мощности NT меньше, чем затра-
ченной NK, их отношение можно оценить коэффициентом возврата
мощности ip = NT/NK, значение которого лежит в интервале 0,7 - 0,8
для ГАЭС. Положительным свойством ГАЭС являются экологиче-
ски чистые условия эксплуатации станции. Это справедливо лишь
при отсутствии необходимости создания искусственных водохрани-
лищ. Недостатками являются большие капитальные затраты, от-
носительно низкие значения коэффициента и ограниченность воз-
можных мест расположения ГАЭС, связанная с определенным требо-
ванием к рельефу местности - близкое расположение водохранилищ
на различных уровнях.
Принцип работы ВАГТЭС тот же, что и ГАЭС. ВАГТЭС
(рис. 1.31) включает в себя серию компрессоров KI, К2, КЗ, при-
водимых электромоторами ЭМ1, ЭМ2, ЭМЗ, закачивающих ночью
воздух в полость воздушного аккумулятора ВА\ серию турбин Т1,
Т2, ТЗ, вращающих электрогенераторы ЭГ1, ЭГ2, ЭГЗ. Воздух
из В А поступает в камеру сгорания Г1, где подогревается и затем
направляется в турбины. ВАГТЭС может быть усложнена проме-
жуточными охладителями XI, Х2 между компрессорами KI, К2 и
КЗ, промежуточными камерами сгорания Г2, ГЗ перед турбинами
113
Рис. 1.31. Схема ВАГТЭС
Т2, ТЗ, регенератором Р, тепловым аккумулятором ТА. При входе
в компрессор К1 устанавливается фильтр Ф1 для очистки входящего
воздуха. При выходе из ВА необходим фильтр Ф2 для улавливания
твердых частиц грунта, которые могут сопровождать сжатый воз-
дух, поступающий из ВА.
В зависимости от мощности и условий эксплуатации компрес-
соров и турбин компоновки этих элементов могут быть одновальны-
ми, соединенными с одним электромотором ЭМ и одним электро-
генератором ЭГ. Между ЭМ и ЭГ может быть расцепная муфта
РМ1, которая позволяет при необходимости работать оборудованию
ВАГТЭС как автономной ГТУ. Совмещение ЭМ и ЭГ в общий агре-
гат - электромотор-генератор ЭМГ - позволяет несколько умень-
шить размеры и стоимость этих узлов.При этом, однако, необходи-
мо включение в установку двух дополнительных расцепных муфт
РМ2, РМЗ, размеры и стоимость которых при большой передавае-
мой мощности весьма значительны.
114
Сжатие воздуха в компрессорах может проводиться без проме-
жуточного охлаждения. При этом работа, затраченная на сжатие,
возрастет, мощность ЭМ увеличится и температура сжатого возду-
ха повысится. Если этот воздух охладить в ТА, в котором передать
теплоту промежуточному теплоносителю, а затем вернуть сжатому
воздуху, поступающему из В А в камеру Г1, то можно существенно
уменьшить расход топлива в камере Г1 и повысить экономичность
ВАГТЭС. При наличии ТА можно получать полезную мощность
от турбины Т1 вовсе без затраты топлива в камере Г1. Объем и
стоимость ТА возрастают пропорционально увеличению количества
аккумулированной теплоты, т.е. зависят от продолжительности не-
прерывного нагнетания воздуха и от мощности установки.
Увеличить экономичность ВАГТЭС можно, применяя регенера-
тор Р, используя теплоту уходящего из последней турбины ТЗ газа
и утилизатор теплоты УТ в качестве парогенератора ПТУ или для
подогрева воды в теплофикационной сети.
Созданная в г. Хунторфе (Германия) ВАГТЭС имеет концевой
охладитель ХК, который поддерживает температуру сжатого возду-
ха, равной 50 °C. Если допустить возможность увеличения темпера-
туры воздуха в ВА, то целесообразно в ВАГТЭС, выполненной без
промежуточных охладителей, не делать ТА и подавать в ВА горячий
сжатый воздух, что существенно повысит экономичность ВАГТЭС.
Осуществление такой схемы у геологов не вызывает принципиаль-
ных возражений, хотя требует экспериментальной проверки филь-
трации воздуха, выходящего из В А, и специальной конструкционной
проработки горячего трубопровода, соединяющего ВА с наземными
элементами ВАГТЭС (см. рис. 1.31).
Глубина Я залегания воздушного аккумулятора связана с давле-
нием Р% сжатого воздуха и выбирается из условия невыдавливания
воды из грунта, т.е. Н > 100 Р%, если Р% измерять в мегапаска-
лях, а Я - в метрах. При отсутствии промежуточных охладителей
и подогревателей в ВАГТЭС значение коэффициента <р близко или
даже несколько меньше его значений для ГАЭС. При использова-
нии промежуточных охладителей и в особенности промежуточных
камер сгорания значение коэффициента <р может быть существенно
выше в зависимости от температуры газа в камерах (</? = 1,2... 1,5
и более).
ВАГТЭС лишена недостатков ГАЭС, имеет меньшие капиталь-
ные затраты и может быть расположена почти в любом районе стра-
ны, так как создание воздушного аккумулятора возможно в пористо-
водоносных пластах, расположенных повсеместно, а также в соля-
ных куполах, естественных подземных полостях и скальных масси-
вах; в нишах, полученных в результате ядерных взрывов.
115
В экстремальных ситуациях при соответствующей компоновке
элементов оборудование ВАГТЭС может работать аналогично авто-
номным ГТУ, т.е. при одновременной работе турбин и компрессоров
создавать полезную мощность без потребления электроэнергии из-
вне и без аккумулирования воздуха в ВА (см. рис. 1.31).
Недостатком ВАГТЭС является потребление дефицитного жид-
кого (или газового) турбинного топлива и отрицательное воздей-
ствие на окружающую среду. Однако совершенствование схемы
ВАГТЭС позволяет уменьшить оба указанных недостатка.
Воздушные аккумуляторы могут быть трех типов: с постоян-
ным объемом (ВАПО), с постоянным давлением (ВАПД) и с изме-
няемым объемом (ВАИО).
ВАПО - это естественные или искусственные емкости, образо-
ванные в скальных породах, под соляным куполом, в выработанных
шахтах или в результате ядерного взрыва. При наполнении такого
аккумулятора давление в нем увеличивается от минимального Рты
до максимального рШах> что сопровождается ростом температуры
выше температуры нагнетаемого воздуха (см. второй раздел). При
расходе воздуха из ВАПО давление в нем снижается. Такие усло-
вия эксплуатации вызывают изменение режима работы лопаточных
машин, в основном КВД и ТНД, и некоторое понижение их КПД.
ВАПД может быть образован в заполненной водой подземной
емкости (нижнее водохранилище), связанное с верхним водохрани-
лищем (см. рис. 1.31). В этом случае нагнетаемый воздух вытес-
няет воду, заполняя воздушный аккумулятор при постоянном да-
влении, соответствующем высоте водяного столба Н. Температура
воздуха в процессе наполнения остается постоянной. При задан-
ной массе нагнетаемого в аккумулятор воздуха объем ВАПД меньше
объема ВАПО, который зависит от принятого колебания давления.
Он возрастает с уменьшением давления pmin и отношения pmax/Pmin-
При одинаковом максимальном давлении в обоих аккумуляторах (6 -
7,5 МПа), одинаковой температуре воздуха и при отношении давле-
ний в воздушном аккумуляторе pmax/Pmin = 1,5 объем ВАПО при-
близительно в три раза превосходит объем ВАПД.
Если воздушный аккумулятор расположен в пористо-водонос-
ных пластах с бесконечно большой проницаемостью, то его характе-
ристика соответствует ВАПД. Однако при ограниченной проницае-
мости грунта наполнение ВАИО будет сопровождаться увеличением
давления. После прекращения наполнения давление в ВАИО начнет
падать, а объем емкости возрастать. При истечении воздуха через
турбины ВАГТЭС вначале давление в ВАИО будет уменьшаться, а
116
затем несколько возрастать в зависимости от изменения положения
границы воды в водоносных пластах. Работа лопаточных машин на
переменных режимах может вызвать небольшое снижение их КПД,
однако более слабое, чем при работе В АПО.
Эффективность ВАГТЭС весьма существенно зависит от схе-
мы станции, сложности термодинамического цикла, осуществляе-
мого на станции, типа и глубины залегания ВА, наличия ТА (см.
рис. 1.31). Поскольку на ВАГТЭС расходуется турбинное топли-
во, сжигаемое в камерах перед газовыми турбинами, а также элек-
троэнергия базовых электростанций - ТЭС, работающих на относи-
тельно дешевом твердом топливе, или АЭС, определение топливной
экономичности ВАГТЭС имеет некоторые особенности и возможно
с применением различных КПД.
Оценку использования теплоты для произведенного количества
электроэнергии на установившемся режиме можно проводить по об-
щему КПД
Це Е = АГте/(ФтЕ 4" QkEzk/zt)>
где AfT£ - суммарная мощность газовых турбин, кВт; Qty, ~ сум-
марное количество теплоты, выделившейся при сгорании топлива
в камерах перед турбинами, кВт; QK£ - суммарное количество те-
плоты топлива или энергии АЭС, затраченной на сжатие воздуха
при его подаче в воздушный аккумулятор, кВт; - продолжитель-
ность работы компрессоров при заполнении воздушного аккумуля-
тора, ч/сут; zT - продолжительность работы турбин, ч/сут.
Продолжительности работы гк и гт могут быть одинаковы, при
этом секундные расходы воздуха в компрессорах и турбинах раз-
личаются только из-за утечки воздуха из воздушного аккумулято-
ра. Однако чаще режим работы ВАГТЭС предполагается иным:
zK = 6 .. .8ч, а суммарное значение zT меньше, оно складывается из
двух периодов по 2 - 3 ч или одного периода пика нагрузки, равного
3 - 5 ч. В этих случаях секундный расход воздуха в компрессорах
меньше, чем в турбинах. Теплота, расходуемая в камерах,
QtE = ^9тл i^T iQin
где дтл{, GT{ - относительный расход топлива и расход воздуха в г-й
камере; - теплота сгорания турбинного топлива.
При работе ТЭС теплота
фкЕ = А^е/т/эм^в.л^/эг^тэс) =
117
где Nk£ - мощность компрессоров; г]эм - КПД электромоторов на
ВАГТЭС; т/в.л - КПД высоковольтной линии; т]зг - КПД электроге-
нератора на ТЭС; т?тэс- КПД тепловой электростанции; т}зт1 - КПД
электропривода компрессоров.
Значения rj3M и т]эг зависят от мощности, совершенства и режи-
мов работы электромашин и могут изменяться в пределах 0,94 - 0,98.
Значение т]в,л зависит от удаленности ТЭС от ВАГТЭС и может
быть существенно меньше 1 (до 0,9 и ниже). КПД электростанций с
современными ПТУ находятся в интервале 77тэс = 0,35 ... 0,42. При
указанных значениях КПД элементов общий КПД электропривода
компрессоров г]зп = 0,3... 0,4. При использовании в теплофикаци-
онных установках теплоты уходящих газов значения КПД как ТЭС,
так и ВАГТЭС могут существенно повыситься. Сравнивая КПД
ВАГТЭС 7?эЕ с КПД ГТУ 7/е = NeIQ'^ = (АГтЕ - Nke)/Q't£ можно
заметить, что при т]ЗТ1 — т]е КПД ВАГТЭС и ГТУ приблизительно
одинаковы, т.е. 7/е£ = т]е, при т]зг > т)е экономичность ВАГТЭС вцг-
ше, т.е. »/е£ > т/е, а при т]зи < j/e КПД ВАГТЭС ниже, чем КПД
ГТУ, т.е. < 7?е. Следовательно, для современных ГТУ харак-
терны два первых случая, когда jye£ > г?е, а для перспективных ГТУ
(т]е > 0,3 ... 0,4) - третий случай, когда j/e£ < т]е. При этом, однако,
энергия, получаемая от ТЭС, в любом случае относительно дешева.
Во-первых, это энергия за время “провала” на графике нагрузки и,
во-вторых, это энергия, полученная от ТЭС, как правило, при ис-
пользовании дешевого твердого топлива, или энергия, полученная
от АЭС.
Если учесть стоимости ST турбинного (жидкого или газового)
топлива и SK топлива, расходуемого на ТЭС для привода компрессо-
ров, то экономичность ВАГТЭС можно оценить по значению общего
условного КПД
?7еЕ = -^те/[ФтЕ 4" QkEzkSk/(ZtSt)].
При оценке эффективности ВАГТЭС следует иметь в виду, что
твердое топливо не только дешевле турбинного, но и распростра-
нено в природе в значительно большем количестве. Поэтому в ря-
де случаев представляет интерес оценка экономичности ВАГТЭС по
удельному расходу только турбинного топлива или по значению тур-
бинного КПД
Т]ет = N-te/QtE-
При одинаковых удельных параметрах элементов, составляю-
щих ВАГТЭС и ГТУ, значение т/ет превосходит значение »уе, посколь-
ку мощность турбин NT% превышает эффективную мощность ГТУ
118
Ne в 2-3 раза, а количество теплоты Q'T% в ГТУ незначительно
меньше QT£ в ВАГТЭС. Это связано с превышением температу-
ры воздуха, поступающего в первую камеру сгорания из компрессо-
ра, над температурой воздуха в воздушном аккумуляторе после его
охлаждения в охладителе.
Ниже приведены результаты расчетной оценки эффективности
различных схем ВАГТЭС: простейшей, с регенератором и с тепло-
вым аккумулятором (табл. 1.1). Во всех схемах нагнетание воздуха в
воздушный аккумулятор осуществляется тремя компрессорами при
давлении 6,74 МПа. В простейшей схеме и в схеме с регенератором
воздух охлаждается в охладителях XI, Х2 я ХК, а в схеме с те-
пловым аккумулятором - только в охладителе ХК (см. рис. 1.31).
Температура воздуха в воздушном аккумуляторе принята одинако-
вой и равной 323 К, а температура сжатого воздуха без охлаждения
Т^з равна 933 К. В простейших схемах расширение осуществлялось
в двух турбинах с основной Пи промежуточной Г2 камерами сгора-
ния при температурах перед турбинами Тр1 = Тр2 = Ю23К (схема
2Г см. табл. 1.1) и в двух турбинах только с основной камерой с
Тр^ = 1373 К (схема 1Г). В регенеративных установках рассмотре-
ны два предыдущих варианта с небольшой степенью регенерации:
0,60 в схеме 2ГР и 0,67 в схеме 1ГР. Схемы установок с тепловым ак-
кумулятором рассмотрены без камеры сгорания (схема ТА), с двумя
камерами при Тр1 = Тр2 = 1073 К (схема ТА2Г) и с одной камерой
при Тр^ = 1323 К (схема ТА1Г). При отсутствии второй камеры
температура перед второй турбиной Тр2 равна температуре за пер-
вой турбиной. Значения температур, суммарной удельной мощности
турбин Аеуд и КПД ВАГТЭС даны в табл. 1.1.
Таблица 1.1. Эффективность различных схем ВАГТЭС
Схема Tri, К ТГ2, К ТВа,Тр, Тта, К Ттад, К Аеуд> кДж/кг »7еЕ ’JeE “Her
2Г 1023 1023 323 519 730 0,25 0,45 0,72
1Г 1373 1117* 323 565 956 0,30 0,51 0,77
2ГР 1023 1023 439 519 751 0,26 0,48 0,82
1ГР 1373 1120* 499 579 948 0,32 0,56 0,89
ТА 933 690* 933 399 576 0,29 0,90 ОО
ТА2Г 1023 1023 933 519 730 0,31 0,74 2,1
ТА1Г 1373 1126* 933 572 956 0,38 0,80 1,7
119
Из приведенных в таблице данных следует, что общий КПД
ВАГТЭС при одинаковых удельных параметрах и температуре га-
за приблизительно соответствует КПД ГТУ (г}е = 0,25 ... 0,30), а
ее удельная мощность значительно выше удельной мощности ГТУ.
С повышением температуры газа КПД ВАГТЭС возрастает не-
сколько медленнее, чем КПД ГТУ. Последнее связано с тем, что в
ВАГТЭС увеличение температуры приводит к пропорциональному
росту удельной мощности, а в ГТУ - к резкому ее возрастанию. Об-
щий условный КПД почти в 2 раза, а турбинный КПД почти в 3
раза превосходят общий КПД, что соответствует тройной экономии
турбинного топлива. Включение регенератора в установку дает по-
вышение общего КПД ВАГТЭС в схемах 2ГР и 1 ГР по сравнению с
КПД простейших схем, хотя не столь значительное, как в обычных
ГТУ (0,26 в схеме 2ГР вместо 0,25 в схеме 2Г и 0,32 в схеме 1ГР вме-
сто 0,30 в схеме 1Г). Это объясняется тем, что введение регенерации
уменьшает расход только турбинного топлива, поэтому турбинный
КПД возрастает сильнее (0,82 вместо 0,72 в схемах 2Г и 2ГР и 0,89
вместо 0,77 в схемах 1Г и 1ГР).
Наибольшую экономию топлива, особенно турбинного, вызыва-
ет использование теплового аккумулятора. ВАГТЭС с тепловым ак-
кумулятором могут работать вообще без потребления турбинного
топлива, что соответствует 7?ет —> оо при значительной удельной
мощности (А^еуд = 576 кВт- с/кг). С повышением температуры в
камерах перед турбинами удельная мощность возрастает, а КПД
т]ет снижается, но остается больше единицы. Это означает, что ис-
пользуемое турбинное топливо целиком затрачивается на создание
полезной мощности. Увеличение температуры до 1373 К позволя-
ет получить .Уеуд = 956 кВт-с/кг, что почти в 2 раза превышает
удельную мощность ВАГТЭС без использования турбинного топли-
ва, и сократить объем воздушного аккумулятора тоже почти в 2 раза.
Это может существенно понизить капитальные затраты на создание
ВАГТЭС.
Наиболее перспективным вариантом ВАГТЭС являются стан-
ции с воздушным аккумулятором горячего воздуха, в которых те-
пловой аккумулятор совмещается с воздушным, расположенным в
наиболее дешевой емкости - водоносных пластах. Капитальные за-
траты на энергооборудование такой станции должны быть ниже, так
как на ней отсутствуют промежуточные и концевой охладители, ре-
генератор и тепловой аккумулятор. Горячие компрессоры несколько
дороже холодных, но первые не отличаются от простейших низко-
температурных газовых турбин.
120
Таким образом, важная проблема современной энергетики - вы-
равнивание графика электрической нагрузки - может быть решена
путем развития ВАГТЭС на базе многоагрегатных ГТУ.
Контрольные вопросы
1. Объясните причину повышения КПД ГТУ с введением регенератора. На-
пишите формулу для определения степени регенерации.
2. Объясните зависимость удельной работы турбины от степени регенера-
ции с учетом гидравлических потерь в регенераторе и без учета последних.
3. Назовите причины повышения удельной работы и КПД ГТУ, работаю-
щей по циклу Зотикова, по сравнению с этими параметрами у простейшей ГТУ.
4. Поясните идею повышения экономичности в ГТУ, работающей по циклу
Уварова.
5. Укажите соотношение значений степеней изменения давления в компрес-
сорах и турбинах для ГТУ, работающей по циклу Уварова.
6. Укажите условия эффективности промежуточного регенератора.
7. Укажите назначение, возможные схемы ВАГТЭС и преимущества по
сравнению с ГАЭС.
8. В чем заключаются преимущества и недостатки ВАГТЭС с воздушным
аккумулятором горячего воздуха?
3. Замкнутые и полузамкнутые ГТУ
3.1. Замкнутые ГТУ
Схема, цикл и основные особенности замкнутых ГТУ
Основным отличием замкнутой ГТУ (ЗГТУ) от открытой явля-
ется циркуляция рабочего тела внутри замкнутого контура установ-
ки (рис. 1.32, а) в соответствии с замкнутым термодинамическим ци-
клом (рис. 1.32, б). Поэтому простейшая ЗГТУ по сравнению с про-
стейшей ГТУ имеет дополнительные узлы. Кроме компрессоров К1
и К2 с промежуточным охладителем XI, турбины Т и нагрузки
в ЗГТУ входит концевой охладитель ХК для отвода теплоты Q2,
компрессор ПК, подкачивающий в систему рабочее тело, расходные
баллоны Б низкого и высокого давлений, содержащие запас рабочего
тела, и обычный для такой схемы регенератор Р. При отсутствии
регенератора увеличивается площадь поверхности охладителя ХК
и снижается КПД ЗГТУ. Вместо камеры сгорания ЗГТУ имеет по-
догреватель П, в котором теплота сгорания топлива передается ра-
бочему телу. В одноконтурной ядерной (атомной) ЗГТУ (АЗГТУ)
таким подогревателем служит реактор.
121
Рис. 1.32. Схема (а) и цикл (б) ЗГТУ
Поскольку ЗГТУ не связана со средой, состав рабочего тела и
его параметры можно выбрать произвольно из условий наибольшей
эффективности такой установки. Цикл ЗГТУ принципиально не от-
личается от цикла открытой ГТУ: лишь процесс отвода теплоты,
осуществляемый в открытой ГТУ в виде замены горячего газа, вы-
текающего из турбины, холодным воздухом, поступающим в ком-
прессор, происходит в ЗГТУ в концевом охладителе ХК, куда на-
правляется рабочее тело из регенератора.
Основные положительные свойства ЗГТУ:
1. Возможность получения значительной мощности при неболь-
ших диаметральных размерах проточной части лопаточных ма-
шин. Мощность установки Ne = NeyaG, где расход G рабоче-
го тела пропорционален, например, его скорости с/ и плотности
РА = РаК^Та), а также площади сечения всасывающего патруб-
ка компрессора. С увеличением давления р/ перед компрессором
при прочих одинаковых параметрах расход G и мощность Ne про-
порционально возрастают до тех пор, пока это возрастание не будет
ограничено по конструкционным соображениям. Увеличение мощно-
сти, в частности, связано с ростом изгибающих усилий в лопатках
и требует увеличения их жесткости.
2. Относительно малая площадь поверхности регенератора.
Полная площадь поверхности регенератора Ар — fpG и удельная
поверхность fp — (ср/кр)[а/(1 — ст)] (см. п. 2.1) уменьшаются с ро-
стом коэффициента теплопередачи кр, который можно существен-
но увеличить, повышая давление с обеих сторон теплопередающей
122
поверхности. Если приближенно принять, что £p~p^’7, то поверх-
л -0,7
ность Ар ~ рд ’ , т.е. уменьшается несколько медленнее роста дав-
ления р/.
3. Высокая экономичность на режимах частичной мощности.
Мощность ЗГТУ можно уменьшать, сокращая массовый расход про-
порционально понижению давления во всех сечениях ЗГТУ без изме-
нения температуры и объемного расхода. КПД установки и удель-
ный расход топлива при этом остаются неизменными. Заметное сни-
жение КПД ЗГТУ начинается с момента уменьшения температуры
и степени повышения давления в компрессорах установки.
4. Большой ресурс узлов ЗГТУ, связанный с чистотой рабочего
тела, заполняющего контур установки. Небольшое количество рабо-
чего тела, подкачиваемого в контур, может быть заранее очищено.
5. Использование любого горючего, в частности, дешевого топ-
лива с большой зольностью и примесями, что недопустимо для от-
крытой ГТУ.
Основные отрицательные свойства ЗГТУ:
1. Относительная конструкционная сложность узлов. Этот недо-
статок возникает в связи со значительным давлением в контуре, что
требует утолщения стенок корпусов и фланцев, а также увеличения
длины ротора при относительно небольшом диаметре.
2. Пониженный КПД установки на расчетном режиме. Это свой-
ство обусловлено рядом причин. Увеличенные потери рабочего тела
при высоком давлении требуют его восстановления и, следователь-
но, затраты мощности подкачивающего компрессора. Кроме потери
теплоты Q2, обычной для открытой ГТУ, теплота теряется с отходя-
щими из подогревателя продуктами сгорания. Некоторое снижение
КПД ЗГТУ может быть вызвано утолщением профилей лопаток в
агрегатах высокого давления, обусловленным увеличением плотно-
сти рабочего тела.
3. Ограничение температуры перед турбиной жаропрочностью
теплопередающих элементов подогревателя, которые по принципу
их работы не допускают охлаждения, а также жаропрочностью го-
рячих газопроводов, находящихся под высоким давлением.
4. Значительные напряжения в теплопередающих элементах по-
догревателя из-за большой разности давлений с двух сторон тепло-
передающей поверхности.
5. Большие размеры подогревателя из-за низкого коэффициента
теплопередачи со стороны греющих продуктов сгорания, находящих-
ся при атмосферном давлении. Этот недостаток приводит к удоро-
жанию установки.
123
Перечисленные недостатки ЗГТУ пока затрудняют их широкое
применение в стационарной энергетике, хотя в специальных обла-
стях, таких как ядерная энергетика или космические установки, они
получают распространение.
Рабочими телами для ЗГТУ являются воздух, азот, инертные
газы: гелий, аргон, ксенон и их смеси, углекислый газ, аммиак, фре-
оны, хотя применение последних в настоящее время резко ограничи-
вается по экологическим соображениям. Предусматривается исполь-
зование водорода, газообразных соединений фтрра (SFg, С4 Fg), неко-
торых других газов, а также паров жидких металлов: натрия, калия,
лития, ртути и паров некоторых органических жидкостей. Предста-
вляет интерес применение в качестве рабочих тел диссоциирующих
газов, например N2O4, А1гС1б, AhBrg, при нагреве которых моле-
кулы распадаются на более простые с уменьшением относительной
молекулярной массы и увеличением газовой постоянной (при охла-
ждении происходит обратная реакция). В результате уменьшается
доля мощности, отбираемая компрессором от турбины, что приво-
дит к снижению влияния потерь на экономичность цикла. Кроме
того, течение химической реакции интенсифицирует теплообмен в
нагревательных и охлаждающих устройствах.
Важным параметром, определяющим экономичность и вид ци-
кла установки, является критическая температура Ткр рабочего те-
ла. Температура Ткр гелия и других инертных газов, а также азота
и водорода намного ниже минимальной температуры 71/ цикла, по-
этому с этими рабочими телами можно осуществить только газовый
цикл, который будет располагаться на значительном удалении от
пограничной кривой, вследствие чего свойства этих веществ близ-
ки к свойствам идеального газа. При использовании рабочих тел
с критической температурой выше температуры окружающей сре-
ды, но более низкой, чем максимальная температура цикла (такие
вещества иногда называют низкокипящими), возможны различные
расположения циклов относительно пограничной кривой. В циклах
(рис. 1.33, а), где точка начала сжатия лежит на пограничной кри-
вой или в непосредственной близости от нее, свойства рабочего тела
заметно отличаются от свойств идеального газа. При минимальном
давлении рл > ркр можно осуществить так называемый сверхкрити-
ческий цикл (рис. 1.33, б). Высокомолекулярные соединения, напри-
мер СбВб, имеющие положительную теплоемкость на правой ветви
пограничной кривой, можно использовать для получения подкрити-
ческого цикла (рис. 1.33, е).
124
Рис. 1.33. Газовые (а - в) и газожидкост-
ный (г) циклы ГТУ на низкокипящих веще-
ствах
Низкокипящие вещества нашли широкое распространение в
установках, работающих по конденсационному (газожидкостному)
циклу (рис. 1.33, г), где рабочее тело сжимается в жидкой фазе, а
расширяется в газовой на значительном удалении от пограничной
кривой. Низкая температура в конце процесса сжатия и высокая
температура за турбиной создают условия для большей регенерации
и позволяют вследствие регенерации теплоты полностью испарить
жидкость и создать некоторый подогрев рабочего тела. Поэтому те-
плота от внешнего источника подводится к рабочему телу в газовой
фазе при переменной температуре, а отводится ее большая часть
при постоянной температуре, равной минимальной температуре ци-
кла. Частным случаем таких циклов является распространенный
пароводяной цикл, в котором процесс расширения оканчивается в
двухфазной области при минимальной температуре цикла, и реге-
нерация теплоты возможна только при использовании отбора части
рабочего тела из турбины.
Термически ни одно из перечисленных выше рабочих тел не име-
ет перед другими решающих преимуществ. При одинаковой началь-
ной и конечной температурах цикла, коэффициентах относительных
потерь в турбомашинах и степени регенерации свойства газов прак-
тически не влияют на КПД цикла. При равных КПД циклов уста-
новки для различных газов имеют существенно различные массы,
габаритные размеры и стоимость. Поэтому рабочее тело для ЗГТУ
необходимо выбирать на основе технико-экономических расчетов с
учетом эксплуатационных требований.
125
Влияние свойств рабочего тела
на параметры газовых циклов ЗГТУ
Рабочие вещества ЗГТУ различаются значениями теплоемко-
сти, интенсивностью зависимости от ее температуры и давления, по-
казателем адиабаты, а также коэффициентом сжимаемости. Разли-
чие этих свойств проявляется в изменении удельной работы и КПД
цикла, а также влияния на значение ОСПД. Одновременно свой-
ства веществ обусловливают различную чувствительность параме-
тров цикла к изменению потерь в узлах, т.е. отличие параметров
действительных циклов от идеальных.
Если в первом приближении пренебречь зависимостью тепло-
емкости и показателя адиабаты от температуры и давления, опти-
мальные значения 7Г£ и тт^ можно для любого газа определить по
формулам, полученным ранее. Одинаковым значениям тр а, г)к и
г}т соответствуют одинаковые значения х, вследствие чего значения
TTL и 7г^(7 зависят только от показателя адиабаты, уменьшаясь с ро-
стом последнего. Поэтому наименьшие значения ОСПД получаются
у одноатомных газов. КПД циклов при различных рабочих телах
приблизительно одинаковы, а удельные работы - пропорциональны
их теплоемкостям. Последнее для газов с одинаковой атомной мас-
сой соответствует условию, что Le обратно пропорциональна отно-
сительной молекулярной массе газа р, поскольку
k Rp
Р к — 1 р
Сравнивая ср (рис. 1.34), можно сделать вывод, что наибольшие
абсолютные значения удельной работы имеют ЗГТУ на легких газах
- водороде и гелии.
Учтем зависимость теплоемкости от температуры, для чего вве-
дем отношение средних значений ср в компрессоре и турбине: m =
= Срк/ срт и отношение ср в компрессоре и подогревателе: п =
= Срк/срп (пг < 1, n < 1). В общем случае п > т, однако для
большинства рабочих тел при степени регенерации ст > 0,7 можно
принять тип при любых тгк и г?. С уменьшением т оптимальное
значение увеличивается. Аналогично изменяется х^, соответству-
ющее максимальной удельной работе цикла. Формула (68) при учете
зависимости теплоемкости от температуры записывается так:
Ч = ^т)1/(т+1).
126
Рис. 1.34. Теплоемкость и показатель адиабаты
различных газов
Увеличение зависимости ср и k от температуры с ростом атом-
ной массы газа (см. рис. 1.34) приводит к тому, что у многоатомных
газов при одинаковом отношении температур значение т ниже,
чем у двухатомных.
В табл. 1.2 приведены оптимальные степени повышения давле-
ния и 7tl для некоторых газов при использовании их в ЗГТУ с
параметрами i9 = 4; т/т = 7/к = 0,85; а = 0,75. В расчетах не учтено
влияние давления на теплоемкость СОг и SFe-
Зависимость КПД цикла от степени повышения давления для
различных рабочих тел представлена на рис. 1.35. Из графика следу-
ет, что с уменьшением показателя адиабаты кривая КПД становится
более пологой, что позволяет принимать 7ГК < при незначитель-
ном уменьшении КПД установки.
127
Таблица 1.2. Оптимальные параметры ЗГТУ при
использовании различных газов
Газ К тп BL
Не, Аг 1,67 1 1,51 1,7 2,8 3,77
н2 1,415 0,96 1,526 1,72 4,32 6,55
n2 1,39 0,922 1,543 1,74 4,8 7,22
со2 1,255 0,8 1,61 1,8 10,3 18,0
SF6 1,075 0,772 1,625 1,82 560 3800
До сих пор отличие реального цикла от идеального задавалось
через отличие от единицы КПД компрессора и турбины. В реальном
цикле имеются также потери давления в процессах подвода и отвода
теплоты. В ЗГТУ эти потери выше, чем в ГТУ открытого цикла из-
за наличия теплообменников. Принято потери давления задавать в
относительных величинах О’, = 1 — Apj/p,, где - давление на рас-
сматриваемом участке контура. Суммарные относительные потери
по контуру О£ есть произведение О',. В результате степень пониже-
ния давления в турбине 7ГТ = О£7ГК меньше тгк.
Если циклы ГТУ на различных газах сравнивать при одинако-
(к—1)/к
вых значениях х = 7г£ , то при одинаковых значениях сгц полу-
т т (л 1 / \ (к-1)/к (к—\)/к (к—\)/к
чаем £т = ср1 /-(I — I/pJt/t, где у = 7Гт = Лк , т.е.
работа турбины по сравнению с условием оу; = 1 уменьшается тем
сильнее, чем больше значение показателя адиабаты. Например, при
0’s = 0,9 значение множителя , входящего в у, составляет
0,959 при к = 1,67; 0,97 при к = 1,4 и 0,979 при к = 1,25. Это ведет
128
к уменьшению работы турбины соответственно на 8,4; 5,7 и 3,4 % и
снижению удельной работы цикла на 17,5; 12,2 и 8 %.
Уменьшение 7ГТ увеличивает температуру Тр за турбиной, что
в циклах с регенерацией ведет к росту температуры Три снижению
количества подводимой теплоты, которое однако не столь значитель-
но, как снижение удельной работы, вследствие чего КПД цикла не
только уменьшается, но значения его оказываются различными для
газов с разными показателями адиабаты (рис. 1.36). Влияние к на
КПД реального цикла падает с ростом температуры Тр.
Рис. 1.36. КПД циклов для различных газов
при учете потерь давления в теплообменниках
Из сказанного не следует делать вывод, что вследствие более
высокого КПД реального цикла многоатомные газы с низким пока-
зателем к предпочтительны для использования в ГТУ. Одинаковые
показатели циклов (степень регенерации, потери в элементах) дости-
гаются для различных газов ценой существенно различных затрат,
что может дать некоторым инертным газам и их смесям вполне до-
статочную компенсацию. Эти вопросы будут изложены в третьем
разделе.
Увеличить КПД и удельную работу ЗГТУ можно по аналогии с
ГТУ открытого цикла введением промежуточного подогрева и охла-
ждения газа. Влияние сложности цикла, т.е. числа промежуточ-
ных охладителей £ и промежуточных подогревателей z, на эконо-
мичность гелиевой ЗГТУ показано на рис. 1.37. Как и в ГТУ откры-
того цикла, наибольший эффект дает одновременное увеличение £ и
5 - 1746
129
Рис. 1.37. Изменение КПД гелиевого цикла (Тр = 1123 К; а = 0,8):
а - влияние числа подогревателей и охладителей (штриховая линия при <г — 0, 9);
б - влияние степени повышения давления
z. Например, при £ = 2 введение одного промежуточного подогрева
приводит к большему росту КПД, чем увеличение степени регенера-
ции ст от 0,8 до 0,9. Однако применение промежуточного подогрева в
ЗГТУ связано с большими затратами, чем в ГТУ открытого цикла,
из-за увеличения площади поверхности подогревателя при работе
на органическом топливе и значительного усложнения конструкции
реактора, охлаждаемого теплоносителем при различных давлениях.
Поэтому в современных разработках ограничиваются только одним
или двумя промежуточными теплообменниками.
Введение промежуточного охлаждения газа увеличивает значе-
ние тг^сг, которое в ЗГТУ на гелии (Тр = 1123 К; ст = 0,8) возрастает
от 2,8 при ( = 0 до 4,7 при ( = 2. Поскольку для ЗГТУ максимальное
давление обычно выбирают по условиям прочности и теплообме-
на в реакторе или в подогревателе, увеличение суммарной степени
тг^сг приводит к снижению минимального давления в цикле, вслед-
ствие чего возрастают размеры турбомашин и теплообменных ап-
паратов. Поэтому в ЗГТУ с промежуточным охлаждением значение
тг^сг целесообразно принимать меньше оптимального. Например, при
введении одного промежуточного газоохладителя (£ = 1) и тгк = 3
130
КПД ЗГТУ возрастает приблизительно на 0,03 и оказывается мень-
ше максимально возможного значения, соответствующего тг^ = 4,2,
только на 0,012. Давления в промежуточных газоохладителях и по-
догревателях можно выбирать по зависимостям для открытых мно-
гоагрегатных ГТУ.
В ЗГТУ влияние давления на свойства рабочего тела проявляет-
ся сильнее, чем в ГТУ открытого цикла. Это связано, во-первых, с
более высоким уровнем рабочих давлений, и, во-вторых, с использо-
ванием газов, имеющих более высокие, чем воздух, критические па-
раметры (например СО2), вследствие чего процесс сжатия протекает
вблизи пограничной кривой. На рис. 1.38 даны давления для некото-
рых газов, при которых истинные значения энтальпии отличаются
от рассчитанных по формулам для идеального газа на 0,5 %. Из
графика следует, что по формулам для идеального газа можно опре-
делять работу сжатия азота (воздуха) при давлениях до 3 - 4 МПа,
тогда как при нахождении работы сжатия углекислого газа влияние
давления необходимо учитывать начиная с р = 0,1... 0,2 МПа.
Рис. 1.38. Значения предельных давлений для расчета по
формулам идеального газа
5*
131
Рис. 1.39. Влияние давления на параметры газового
цикла на углекислом газе (Тр = 1123 К, £ = 2)
Влияние давления на свойства СОг проявляется прежде всего
в уменьшении работы сжатия (рис. 1.39). Это объясняется тем, что
при параметрах процесса сжатия коэффициент сжимаемости углеки-
слого газа z < 1. При параметрах, соответствующих расширению
газа в турбине, z ~ 1, и истинная работа турбины на СО2 мало от-
личается от работы, подсчитанной по формулам для идеального га-
за. В результате удельная работа цикла на углекислом газе больше
идеального, но больше и количество подводимой теплоты Q\ из-за
большей теплоемкости газа при высоком давлении (см. рис. 1.34).
В регенераторе ЗГТУ, где рабочим телом служит углекислый газ,
теплоемкость нагреваемого газа существенно выше, чем греющего,
вследствие чего даже в предельном случае невозможно получить за
регенератором температуру Тр = Тр, и теплота Qi возрастает еще
и по этой причине. В результате одновременного увеличения Le и
Q1 КПД ЗГТУ на углекислом газе слабо зависит от давления. На-
пример, при увеличении давления рр от 0,1 до 20 МПа, несмотря на
значительное изменение свойств газа, КПД возрастает всего на 1 %
(см. рис. 1.36).
3.2. Замкнутые ГТУ с конденсацией рабочего тела
Из-за малости работы сжатия оптимальные степени повышения
давления в конденсационных циклах значительно выше, чем в га-
зовых. Это вызывает трудности при их осуществлении. Поскольку
132
минимальное давление р& в цикле однозначно определяется темпера-
турой конденсации, более высокий КПД при реальном максимальном
давлении р% можно получить при использовании вещества с мень-
шим критическим давлением ркр. В табл. 1.3 представлены свой-
ства некоторых веществ, которые могут быть использованы в ЗГТУ
с конденсацией. Это в основном многоатомные вещества со сложны-
ми молекулами и большой относительной молекулярной массой. Они
обладают меньшими критическими давлениями, чем СО2; их суще-
ственный недостаток - термическая и радиационная нестабильность.
Таблица 1.3. Свойства рабочих тел ЗГТУ
Вещество Относи- тельная молеку- лярная масса Критические Давление насыще- ния при 293 К, МПа Теплота конденса- ции при 293 К, кДж/кг Макси- мально до- пустимая темпера- тура, К
давле- ние, МПа темпе- ратура, К
С02 44,0 7,14 304,2 5,54 153,5 1073
SF6 146,1 3,64 318,6 2,05 68,7 673
C3F8 188,0 2,54 345,1 0,745 80,4 723
CCI2F2 120,9 3,98 385,2 0,549 140,8 573
C4F8 200,0 2,7 388,4 0,265 104,7 723
C6F6 186,0 3,195 516,4 0,022 186,5 723
Максимально допустимая температура этих веществ определя-
ется их термической стойкостью в присутствии обычных конструк-
ционных материалов. Некоторые металлы могут быть катализа-
торами разложения, и контакт с ними приводит к необходимости
снизить максимальную температуру газа, а другие, наоборот, по-
зволяют повысить температуру вещества. Из указанных в таблице
веществ лучше всего изучены свойства СО2, поэтому рассмотрим
схемы установок, использующих в качестве теплоносителя углеки-
слый газ.
В регенераторе установки (см. рис. 1.33, г) нагреваемое веще-
ство вначале находится в жидкой фазе, а затем в газовой, но при
параметрах, близких к критическим. Это приводит к тому, что те-
плоемкость нагреваемого газа существенно выше теплоемкости гре-
ющего. Поэтому даже для идеального случая в регенераторе с проти-
вотоком, т.е. при нулевой разности температур на “холодном” конце
133
регенератора (<т = o’max), на “горячем” конце температура нагрева-
емого газа будет значительно ниже температуры греющего, т.е. газ
высокого давления не догревается. Повысить температуру в этом
случае можно, уменьшив расход газа в области высокого давления.
Для этого в установке, схема которой дана на рис. 1.40, а, в конден-
сатор и насос направляется только часть до газа, тогда как другая
его часть (1 — до) сжимается в компрессоре. Оба потока нагрева-
ются до температуры Тр±: первый после конденсатора и насоса в
низкотемпературном регенераторе теплотой, отбираемой от рабоче-
го тела, а второй - в процессе сжатия. Затем потоки, соединившись,
поступают в высокотемпературный регенератор, где вследствие уда-
ления параметров от кривой насыщения разница теплоемкостей не
столь значительна и может быть обеспечена более высокая степень
регенерации.
Рис. 1.40. Схемы и циклы углекислотных установок с разделением
потоков перед конденсацией (а), с пониженным давлением в подогре-
вателе (б), с пониженным давлением за турбиной (в) и с двойной ре-
генерацией (г)
134
Рис. 1.41. Влияние максимального рк и минимального давления рд
(а), а также температуры Тр (б) на КПД простой углекислотной уста-
новки (1) и установок, схемы которых приведены на рис. 1.40 (а - в)
(кривые 2 - 4 соответственно)
На рис. 1.41, а показано влияние давления ра и р% на экономич-
ность рассмотренного цикла. Давлению ра = 4 МПа, при котором
обеспечивается наибольшая экономичность установки, соответству-
ет температура конденсации Та = 280 К (7 °C), что требует источ-
ника охлаждающей воды с температурой около О °C. При темпе-
ратуре охлаждающей воды 288 К (15 °C) температура конденсации
увеличивается до Та = 297 К. Это приводит к увеличению давле-
ния ра до 6 МПа и снижению КПД (при р% = 20 МПа) на 10 %.
Из графика также следует, что КПД цикла не достигает максимума
при увеличении давления р% до 30 МПа. Таким образом, чтобы по-
лучить высокий КПД, установка на углекислом газе должна иметь
низкую температуру охлаждающей воды и высокие давления в кон-
туре.
Давление в подогревателе можно уменьшить, сохранив высокое
максимальное давление в цикле, путем частичного расширения га-
за в турбине Т1 после регенератора с последующим нагревом его до
максимальной температуры при более низком давлении (рис. 1.40, б).
Уменьшение стоимости нагревателя компенсирует увеличение за-
трат на топливо из-за некоторого снижения КПД установки.
Для увеличения работы турбины углекислотной ЗГТУ можно
снизить давление за турбиной независимо от температуры конден-
сации, отбирая в конденсатор часть газа после нескольких ступеней
компрессора (рис. 1.40, в), а не перед компрессором, как в схеме на
рис. 1.40, а.
135
Недостатками такой схемы являются значительное увеличение
размера первой ступени компрессора и введение дополнительного га-
зоохладителя X. Эффективность регенерации теплоты можно также
повысить, осуществив цикл по схеме, приведенной на рис. 1.40, г, где
жидкости, а затем и газу высокого давления передается теплота не
только газа, отработавшего в турбине, но и газа, выходящего из
компрессора.
Из сравнения термодинамической эффективности рассмотрен-
ных выше схем следует, что модифицированные циклы имеют
более высокий КПД, чем исходный конденсационный цикл (см.
рис. 1.33, г), что объясняется более полной регенерацией теплоты.
Уровень значений КПД конденсационных циклов достаточно высок.
Однако указанные значения КПД получены при малых значениях
температурных напоров в регенераторах и газоохладителях, что ве-
дет к большим размерам и стоимости теплообменных аппаратов.
3.3. Замкнутые ГТУ на* диссоциирующих газах
Особенности химически реагирующих веществ
Физико-химические свойства большинства химически реагиру-
ющих веществ таковы, что в энергоустановках могут быть осуще-
ствлены как газовые циклы, так и циклы с конденсацией рабоче-
го тела. Расчет процессов в циклах на диссоциирующих системах
усложняется из-за необходимости учитывать переменность состава
рабочего тела и поглощение или выделение теплоты, сопровожда-
ющее химические превращения. Одним из приемов расчета про-
цессов на диссоциирующих газах является подстановка в обычные
уравнения условных, так называемых эффективных значений тер-
модинамических функций, учитывающих указанные явления. При
постоянном давлении, каждой температуре соответствует равновес-
ное состояние диссоциирующей системы, характеризующееся степе-
нью диссоциации а, которая представляет собой отношение числа
продиссоциировавших молей и числу молей до диссоциации. Из хи-
мической термодинамики известно, что при Т = const значения а
уменьшаются с ростом давления, поэтому равновесный состав реа-
гирующей смеси зависит от температуры и давления, т.е. является
параметром состояния.
Общее выражение для эффективной удельной массовой теплоем-
кости диссоциирующего газа
(119)
136
где Q - тепловой эффект химической реакции, Дж/моль; - отно-
сительная молекулярная масса исходного вещества. Теплоемкость
Суу представляет собой так называемую замороженную составляю-
щую эффективной теплоемкости, которая при невысоких давлениях
рассчитывается как теплоемкость смеси газов - исходного и про-
дуктов диссоциации. В уравнении (119) значения сру и Q отнесены
к молю исходного вещества. Второе слагаемое в выражении (119)
представляет собой химическую составляющую теплоемкости, где
производная (да/дТ)р определяется из уравнения константы равно-
весия химической реакции.
Константа равновесия Кр при заданной температуре по опреде-
лению выражается через парциальные давления компонентов равно-
весной газовой смеси. В общем случае для реакции
ЬВ + сС + ... = rR + sS + ... ;
КР - PrPs / (РвРс • • •) •
Константа Кр может быть выражена и через другие характе-
ристики состава - мольно-объемные концентрации, мольные доли,
число молей. Поэтому существует однозначная зависимость между
Кр и степенью диссоциации. Например, для первой стадии диссоци-
ации N2O4 2 NO2:
а для второй стадии 2NO2?±2NO-|-O2
а3
Kpi = (2 + а2)(1 - а2)2
В химической термодинамике используют уравнение изобары
реакции (уравнение Вант-Гоффа):
/0(1пКр)\ = Q
I дТ )Р~ ЯцТ2’
дифференцируя которое получаем значения производных {да-[/дТ)р
и (Эаг/дТ")р для рассмотренного примера диссоциации N2O4:
137
(даг\ Qi ~ м 2
\дТ/р 2ЯМТ2 t х
я Л (120)
(-^г) = qR 2Т2 М2 + а2)(1 - а2\
Отсюда для первой стадии реакции
1г О2
Срс = + 2R^ “1(1 ~ “] (121)
и для второй
1 г О2
Сре = [Cpf+ 6Ё^2 а2^2 + а2^1 ~Ч (122)
Величины Qi и Q2 имеют при Т = 298 К значения соответственно
57,4 и 113 кДж/моль и являются слабыми функциями температуры.
В общем случае при одновременном осуществлении обеих ста-
дий реакции (при Т = 400 ... 500 К) сре определяется аналогично,
но формула получается более громоздкой.
Интегрируя уравнение теплоемкости (119), можно получить вы-
ражения для определения эффективных энтальпий ie и энтропии se:
ie = + г° + Qio“i + Фгоацаг);
1 /
Se = —(Sf + so + siooii + s2Qaia2),
где г‘о = 9,68 кДж/моль и so = 304 кДж/(моль-К) - энтальпия и
энтропия N2O4 при То = 298 К; sio = 177 кДж/(моль-К) и S20 =
145, 7 кДж/(моль-К) - изменение энтропии системы на первой и вто-
рой стадиях реакции при То = 298 К.
Замороженные составляющие
4 4 4
v = 52 ijnji sf= 52 sjnj ~ ftp 52 nj nj •
j=i j=i j=i
По ie и se можно построить условную диаграмму состояния
диссоциирующего рабочего тела, по которой определяют параметры
термодинамических процессов. В значения эффективных энтальпии
138
и энтропии могут быть введены поправки на зависимость параме-
тров от давления для отдельных компонентов смеси, при этом рас-
четы по диаграмме дают удовлетворительную точность вблизи кри-
вой насыщения. Условность описанной диаграммы состоит в том,
что каждой ее точке соответствует свой состав смеси, определяемый
температурой и давлением.
Использование полученной таким образом г, з-диаграммы воз-
можно при допущении, что время изменения параметров процесса ве-
лико по сравнению со временем химической реакции, т.е. состав сме-
си повсюду является равновесным. При несоблюдении этого условия
для определения термодинамических параметров требуется решение
уравнений, учитывающих кинетику химической реакции. Как пока-
зали расчетные исследования, для диссоциирующей системы N2O4
указанное допущение выполняется только для первой стадии реак-
ции. Ниже, однако, допущение о равновесности состава распростра-
нено и на область второй стадии, поскольку это не приводит к боль-
шой ошибке, существенно упрощает расчет и соответствует случаю
максимального влияния химической реакции на параметры процес-
сов.
Работа процессов сжатия и расширения и работа цикла
Для количественной оценки влияния химической реакции на ра-
боту сжатия и расширения удобно находить значения Як и НТ по
разности эффективных энтальпий в конечной и начальной точках
процесса.
Записав выражения работ Нк и НТ для реагирующей и нереаги-
рующей смесей через разность энтальпий (соответственно ге - эф-
фективных и if - замороженных), можно получить изменение работ
ДЯК и ДЯТ. Уменьшение работы процесса сжатия
ДЯК = Нк f - Як = срцА}(Тк f - Тк} - Qi(a1K - а1Л).
Изменение работы расширения
ДЯТ = Ят - Нт f = Q2{ot2r ~ &2т) ~ срf {Г)(Тт ~ TTfY (123)
где параметры с индексом / относятся к нереагирующей смеси, ин-
декс в скобках при теплоемкости соответствует точке цикла, при
параметрах которой заморожен состав нереагирующей смеси. Вслед-
ствие теплового эффекта химической реакции имеем
Тк < ТК f и Тт > Тт f.
139
Ну'гН*, мДж/кг
Рис. 1.42. Идеальные работы расширения
77т и сжатия _ffK диссоциирующего газа
При адиабатном расширении газа в результате химической ре-
акции одновременно происходят два процесса, противоположно вли-
яющих на работу, уменьшается газовая постоянная, что ведет к
уменьшению Ят, и выделяется теплота, что увеличивает работу, так
же как в случае политропного расширения. На рис. 1.42 кривая 2 со-
ответствует работе расширения смеси, замороженной в начальной
точке Г процесса расширения, а кривая в начальной точке А сжа-
тия. Кривая 1 соответствует работе равновесно реагирующей смеси
в зависимости от степени понижения давления. Работа Ят, рассчи-
танная при переменной газовой постоянной (кривая 3), показывает,
что превращение в работу теплоты химической реакции увеличива-
ет суммарную работу расширения, несмотря на уменьшение газовой
постоянной.
Соответственно отвод теплоты в процессе сжатия уменьшает
работу диссоциирующего газа (кривая 7) по сравнению с работой
нереагирующей смеси (кривая б), несмотря на рост газовой постоян-
ной (кривая 5). Поскольку изменение работы возрастает при увели-
чении теплового эффекта реакции, ДЯТ > ДЯК (разность ординат
кривых 1 и 2 больше разности ординат кривых 6 и 7).
140
Разность ДЯТ, рассчитанная по уравнению (123), представляет
собой часть увеличения работы турбины в результате химической
реакции. Полное изменение работы ДЯТ должно учитывать рост
газовой постоянной при сжатии и в процессе нагрева газа до темпе-
ратуры Тр, т.е. должно представлять собой разность равновесной
работы расширения и работы смеси, замороженной при параметрах
перед компрессором (точка А, кривая 4}- Выразив работу через раз-
ность энтальпий в конечной и начальной точках, получим
ДЯ^ = срдЛ)(7^ f-TT) + Q2(a2r -а2Т),
где - температура конца расширения нереагирующей смеси со-
става в точке А. На рис. 1.42 ДЯ(. пропорционально разности орди-
нат кривых 1 и 4-
Увеличение удельной работы цикла на диссоциирующем газе
по сравнению с работой на нереагирующей смеси исходного (т.е. в
точке А) состава
ДЯе = ДЯК + АН'Т = cpf(A)(.TTf ~ Тт} ~ <21 («1К - аы)+
+cpf(A)(TKf ~ Тк} + Q2(ot2r - а2Т}. (124)
Подведенная теплота и КПД цикла
Количество теплоты, необходимое для нагрева реагирующего
газа, больше, чем для нереагирующего. Это связано, во-первых, с
появлением значительной реакционной составляющей теплоемкости
и, во-вторых, при одинаковых значениях тгк, с понижением темпера-
туры газа за компрессором. При отсутствии регенерации увеличение
подводимой теплоты
А<2 = Q - Qf(A) = cpf(A)(TKf - ТК}+
+(cpf(K) ~ cpf(A)}(.Tr ~ Тк} + <21(1 - а1К} + «2«2Г- (i25)
Последние два члена в выражении (125), учитывающие затрату
теплоты на диссоциацию, составляют около 95 % AQ.
В регенеративных циклах Д<2 также в основном определяется
теплотой диссоциации. Изменение температуры Тр при выходе из
регенератора невелико и не влияет существенно на Дф. Регенера-
тор ГТУ на диссоциирующем газе имеет переменный температур-
ный напор из-за сложной зависимости теплоемкости сре от темпе-
ратуры и давления. Поэтому степень регенерации, определяемая по
141
температурам, не характеризует величину теплообменной поверхно-
сти и параметры регенеративных циклов целесообразно сравнивать
при одинаковом среднем температурном напоре.
КПД цикла с реагирующим рабочим телом можно записать в
виде
= Hef + дне
Qf + ^Q '
Очевидно, что 7/е больше, чем КПД цикла на замороженной в
точке А смеси если rje — AHe/AQ больше 7?еу и на-
оборот. Разделив выражение (124) на выражение (125), после пре-
образований получим
_ cpf(A)(.TT - Т^у) + Qi(l - аы) + Q2012T
Ср/(Л)(ГК/ “ Тк) + <31(1 - а1К) + Qza2r
Соотношение между т]е и »уеу существенно зависит от потерь в
узлах ГТУ. В идеальных циклах более высокий КПД достигается
при применении нереагирующих рабочих тел. Однако уже при КПД
турбины и компрессора, равных 0,96-0,97, т.е. превышающих ре-
ально достижимые, более экономичными становятся циклы на дис-
социирующих газах. КПД их меньше зависит от потерь в узлах, так
как компрессор потребляет меньшую долю мощности турбины.
КПД регенеративной ЗГТУ на продуктах равновесной диссо-
циации N2O4 в зависимости от параметров цикла приведены на
рис. 1.43. В расчетах приняты: минимальная разность температур
в регенераторе Aimin = Ю °C, т]т = 0,9 и »ук = 0,87. Уменьше-
ние доли мощности, потребляемой компрессором, увеличивает опти-
мальные значения тг^. При расчете КПД максимальное давление в
ЗГТУ считали независимым параметром, при этом температуру Тд
начала сжатия выбирали близкой к температуре насыщения, зави-
сящей от начального давления рд. При этом КПД т]е повышается с
уменьшением давления р% при одинаковых значениях тг и с ростом
тг при заданном р%. Последнее также приводит к увеличению опти-
мального значения тг^. Однако пологий характер кривых позволяет
142
Рис. 1.43. Зависимость КПД ЗГТУ на диссоцииру-
ющем газе от параметров цикла
получить уже при 7гк = 10... 12 экономичность ЗГТУ, близкую к
максимальной. С увеличением температуры Тр влияние давления
на КПД цикла уменьшается.
3.4. Полузамкнутые ГТУ
ЗГТУ имеют ряд существенных недостатков, в частности, боль-
шие размеры подогревателя П (см. рис. 1.30) и значительные напря-
жения в его элементах, вызванные разницей давления рабочего тела
и продуктов сгорания топлива. Эти недостатки можно уменьшить
в полузамкнутых ГТУ (ПЗГТУ). Известно большое число схем та-
ких ГТУ, которые можно разделить на ПЗГТУ с разделенными за-
мкнутым и открытым контурами, т.е. без смешения рабочего тела
замкнутой и открытой частей установки и ПЗГТУ с соединением
обоих контуров, т.е. со смешением рабочих тел. Последние схемы
143
в свою очередь можно разделить на схемы со сжиганием топлива в
воздухе, сжатом в специальном компрессоре, и на схемы со сжига-
нием топлива в смеси свежего воздуха с циркулирующими в контуре
продуктами сгорания.
ПЗГТУ с разделенными контурами
Схему такой ПЗГТУ можно представить как схему ЗГТУ (см.
рис. 1.32), к которой присоединена наддувная ГТУ, включающая в
себя компрессор К, топку подогревателя П, турбину Т и дополни-
тельную нагрузку (рис. 1.44). Воздух для сжигания топлива подает-
ся компрессором в топку подогревателя, который работает как котел
высокого давления. Продукты сгорания топлива передают теплоту
газу, циркулирующему в замкнутом контуре ГТУ, затем расширя-
ются в турбине, приводящей компрессор и электрогенератор, и отво-
дятся в дымовую трубу. В связи с повышенным давлением греющих
продуктов сгорания размеры подогревателя уменьшаются в соответ-
ствии с увеличением коэффициента теплоотдачи от продуктов сго-
рания; напряжения в узлах подогревателя снижаются из-за уменьше-
ния разности давлений по обе стороны теплообменной поверхности.
Кроме того, появляется дополнительный источник полезной мощно-
сти в виде генератора на валу наддувной ГТУ. В этой ПЗГТУ, так
же как и в ЗГТУ, в качестве рабочего тела можно применять газ или
газовую смесь любого состава.
Рис. 1.44. ПЗГТУ с раздельными контурами
С уменьшением двух существенных недостатков, свойственных
ЗГТУ, в ПЗГТУ исчезают и некоторые преимущества ЗГТУ. Так,
топливо для ПЗГТУ должно быть лишено опасных для газовой тур-
бины примесей и, следовательно, становится дороже. Стоимость
установки возрастает из-за дополнительной открытой ГТУ с отно-
сительно малым ресурсом. Однако с учетом уменьшения размеров и
144
удешевлением подогревателя в целом применение такой схемы может
привести к снижению стоимости установленной мощности. Разме-
ры компрессора и турбины наддувной ГТУ определяют по расходу
воздуха, необходимого для сжигания топлива. При использовании
теплоты уходящих продуктов сгорания в основном контуре или по-
сторонним потребителем можно несколько повысить КПД установ-
ки, при этом она усложняется и становится дороже.
ПЗГТУ с соединенными контурами
ПЗГТУ со сжиганием топлива в чистом воздухе. На рис. 1.45
дана упрощенная схема ПЗГТУ фирмы “Зульцер” (Швейцария), в
которой воздух в количестве G3, циркулирующий в замкнутой ча-
сти, сжимается в компрессорах К2 и КЗ, проходит регенератор, по-
догреватель П, расширяется в турбине Т1 и после отдачи теплоты
в регенераторе охлаждается в охладителе ХК. Воздух Go, прохо-
дящий по узлам открытой части установки, поступает из окружа-
ющей среды, сжимается в компрессоре К1 и после промежуточного
охладителя XI смешивается с воздухом G3. После подогрева в реге-
нераторе воздух в количестве Go отводится в топку подогревателя
для сжигания топлива GTJl. Продукты сгорания нагревают воздух
в количестве G3, проходящий с другой стороны теплопередающей
поверхности подогревателя, после чего они расширяются в турбине
Т2.
Рис. 1.45. ПЗГТУ со сжиганием топли-
ва в воздухе при высоком давлении
В такой ПЗГТУ площадь поверхности подогревателя минималь-
на из-за большого коэффициента теплопередачи, поскольку давление
с обеих сторон теплопередающей поверхности приблизительно оди-
наково и соответствует наибольшему давлению в установке. На-
пряжения в теплопередающих узлах практически отсутствуют. Во
всяком случае незначительные механические напряжения внутри по-
догревателя позволяют несколько увеличить температуру поверхно-
сти и соответственно повысить температуру перед турбиной Т1 по
145
сравнению с этой температурой в ЗГТУ. Это позволяет увеличить
КПД и удельную мощность полузамкнутой установки. Так же как
и в предыдущей схеме, эта ПЗГТУ имеет дополнительный источ-
ник полезной мощности - генератор на валу турбины Т2. Установка
может быть выполнена как в двухвальной, так и в одновальной ком-
поновке.
В рассматриваемой ПЗГТУ отсутствуют некоторые положи-
тельные качества ЗГТУ. Топливо для полузамкнутой установки не
должно иметь примесей, вредных для турбины Т2, поэтому оно бу-
дет относительно дорогостоящим. Следует отметить, что турбина
Т2, работающая при максимальной степени понижения давления и
атмосферном противодавлении, имеет значительные размеры, боль-
шое число ступеней и, следовательно, относительно высокую стои-
мость. Компрессоры, входящие в замкнутую часть контура, работа-
ют на атмосферном воздухе, и условия их работы не отличаются от
условий работы открытой ГТУ. Однако турбина Т1 работает в луч-
ших условиях, поскольку в ней расширяется воздух, а не продукты
сгорания. Тем не менее узлы, входящие в замкнутую часть контура
ПЗГТУ, работают на менее чистом газе, чем узлы ЗГТУ, требуют
более трудоемкого обслуживания и имеют меньший ресурс.
Предельная мощность ПЗГТУ значительно больше предельной
мощности ГТУ открытого цикла, поскольку для агрегатов низкого
давления ПЗГТУ необходим небольшой расход воздуха Go для сжи-
гания топлива, а полный расход рабочего тела G3 + Go проходит
через узлы установки при повышенной плотности.
Экономичность полузамкнутых установок несколько ниже эко-
номичности ЗГТУ. Из-за различия массовых расходов греющего Оз
и подогреваемого Оз + Оо газа температура последнего за регенера-
тором может быть существенно ниже, чем аналогичная температура
в открытых ГТУ. Из приближенного теплового баланса в регенера-
торе dp(G0 + Оз)(7р — 7х) = ср@з(Тр ~ Ту), пренебрегая различием
удельных теплоемкостей, получаем температуру газа после регене-
ратора
Тр ® тк + (Тт - TY)[G3/(GC + Сз)] = тк + (Тт - Ту )(1 - Л),
где д0 - относительный расход чистого воздуха: gQ = GO/{GO + G$).
При выбранных параметрах в замкнутой части контура темпе-
ратура Тр уменьшается с увеличением расхода GOi который опреде-
ляют из соотношения Go > Отл/о^тни где 10 - теоретически необхо-
димое количество воздуха; amjn = 1,05 ... 1,1 выбирают из условия
146
максимальной полноты сгорания топлива в топке подогревателя и
жаростойкости его элементов.
ПЗГТУ со сжиганием топлива в смеси воздуха и продуктов
сгорания. Для существенного сокращения размера ПЗГТУ предло-
жено много схем установок, в которых подогреватель заменен каме-
рой сгорания, характерной для открытых ГТУ. При этом часть про-
дуктов сгорания в качестве рабочего тела циркулирует по замкну-
тому контуру при повышенном минимальном давлении. При такой
схеме можно получить большую удельную мощность, отнесенную к
расходу воздуха Go, что позволяет увеличить единичную мощность
установки при фиксированных размерах лопаточных машин низкого
давления.
На рис. 1.46, а, б представлена схема многокамерной ПЗГТУ с
промежуточным регенератором, предложенная В.В. Уваровым для
энергетических установок большой мощности. Она отличается от
рассмотренной выше схемы многоагрегатной ГТУ тем, что за турби-
ной Т4 часть продуктов сгорания (Со + Стле) направляется в турби-
ну Т5 и уходит в окружающую среду, а другая часть (Оз) охлажда-
ется последовательно в регенераторе, охладителе ХК и, смешиваясь
с чистым воздухом Go, поступает в компрессор К2.
Из условия возникновения наименьших потерь при процессе сме-
шения давление рк\ за компрессором К1 должно отличаться от да-
вления рту на величину гидравлических потерь в регенераторе и
охладителе ХК. Если размеры компрессора К2 выбрать подобными
размерам компрессора К1, а размеры турбины Т4 подобными разме-
рам турбины Т5, то окажется, что отношение массы газа G3 + Go,
которую могут пропускать компрессор К2 и турбина Т4, к массе воз-
духа Go приблизительно пропорционально отношению плотностей
этих масс. При определении Оз необходимо учитывать уменьшение
допускаемого напряжения в узлах турбины Т4, связанное с повышен-
ной температурой газа в турбине Т4 по сравнению с температурой
в турбине Т5. Температура газа перед остальными турбинами за-
висит от степени охлаждения и жаропрочности узлов этих турбин,
а не от жаропрочности стенок подогревателя и может быть, в отли-
чие от ЗГТУ и других схем ПЗГТУ, допущена более высокой. Это
оказывает положительное влияние на экономичность многокамерной
установки.
Размеры регенератора в связи с повышенным давлением с обе-
их сторон его теплообменной поверхности получаются относительно
небольшими. Так же как и в описанной выше ПЗГТУ, из-за раз-
личия масс теплоносителей подогрев сжатого газа в данном случае
147
Рис. 1.46. Схема (а), цикл многокамерной ПЗГТУ со сжиганием топ-
лива в смеси воздуха и продуктов сгорания (б) и теплоемкость осу-
шенных продуктов сгорания (в)
будет ниже, чем в ЗГТУ. Относительно высокая температура газа,
выпускаемого после турбины Т5, несколько понижает КПД установ-
ки. Следует иметь в виду, что в многоагрегатной ПЗГТУ, благодаря
большой суммарной степени повышения давления, несмотря на ука-
занные обстоятельства, можно получить высокую экономичность.
Во всех компрессорах, кроме компрессора К1, сжимается смесь
воздуха и продуктов сгорания состава, соответствующего составу
в последней камере Г^, с наименьшим коэффициентом избытка воз-
духа. Коэффициент избытка воздуха в смеси при входе в компрес-
сор К2 равен ао- В турбинах расширяются продукты сгорания пе-
ременного состава с последовательным уменьшением коэффициента
избытка воздуха до az.
При расчете параметров компрессоров и турбин ПЗГТУ необ-
ходимо учитывать изменение состава газа. В компрессорах он су-
щественно отличается от состава чистого воздуха, что увеличива-
ет теплоемкость, удельную работу и мощность компрессоров. Для
148
определения теплоемкости в процессе сжатия необходимо знать ко-
эффициент ао- Найдем его из выражений для масс рабочего тела
при входе в компрессор К2:
Go 4" Ga,3 = Gjii
где GB,3 - масса воздуха в циркулирующей по замкнутой части кон-
тура массе продуктов сгорания; GB - масса воздуха в общей массе
газа, поступающего в компрессор К2.
Если масса воздуха GB,3 в массе газа G3 определяется выраже-
нием
(126)
1 + azlo
а масса воздуха GB в общей массе газа Go + G3 составляет
G. = (Go + G3)(°° ~ 7°. (12П
1 + ао*о
то
G„ + G3(°* ~ 7° = (Go + 1У° • (128>
1 + azlo 1 + ао1о
Отсюда после преобразования находим
ао = ——— (az + (129)
1 - 9о v to'
С достаточной для определения теплоемкостей точностью коэф-
фициент избытка воздуха ао « az/(\ — до)- Необходимость сжатия
продуктов сгорания усложняет условия эксплуатации компрессоров
и заставляет предъявлять особые требования к топливу относитель-
но зольности и вредных примесей, что сказывается на увеличении
его стоимости.
Кроме того, специальные требования предъявляются к работе
камер сгорания на различных режимах. Так, если в открытой ГТУ
недогоревшее в камере топливо догорает за турбиной или выбрасы-
вается в выхлопную трубу, то в ПЗГУ топливо может попасть в
компрессоры и загрязнить проточную часть, поэтому ресурс боль-
шинства узлов таких ПЗГТУ будет меньшим, чем ресурс открытых
ГТУ и особенно ЗГТУ.
Представляет интерес использование ПЗГТУ в ядерных энер-
гетических установках. В этом случае, применяя двухконтурную
149
схему, можно выдержать условия техники безопасности по радиоак-
тивному заражению окружающей среды, а в качестве рабочего тела,
циркулирующего по тракту ПЗГТУ, использовать воздух в количе-
стве Go, подвергнутый очистке только при входе в компрессор К1.
Установки со сжиганием топлива в смеси воздуха с осушен-
ными продуктами сгорания. В полузамкнутых установках (см.
рис. 1.46) в состав рабочего тела входят пары воды, которые при
повышении давления могут конденсироваться в охладителях, вы-
зывая коррозию и эрозию проточных частей компрессоров. Даже
в ГТУ открытого цикла, работающих при высоких значениях тгк,
влаги, содержащейся в атмосферном воздухе, достаточно, чтобы ее
состояние достигло точки росы уже во втором или третьем охлади-
теле. Поэтому в ГТУ с многократным промежуточным охлаждением
воздуха необходимо повышать температуру Тх за каждым охлади-
телем, принимая ее несколько выше температуры насыщения, а за
последним охладителем устанавливать сепаратор влаги. При этом
работа сжатия пара во всех предыдущих компрессорах оказывается
затраченной напрасно, однако в ГТУ открытого цикла она невелика
и составляет 0,1 - 0,2 % от мощности установки. Устанавливать се-
параторы перед каждым компрессором обычно нецелесообразно, так
как выигрыш в работе сжатия не компенсирует увеличения гидрав-
лических потерь.
Содержание водяного пара в рабочем теле рассматриваемой
ПЗГТУ существенно выше, чем в атмосферном воздухе. В чистых
продуктах сгорания природного газа массовая доля воды дж ~ 0,13, в
продуктах сгорания мазутов она меньше (дж = 0,075) из-за меньшего
содержания водорода в топливе. При давлении 0,3 МПа парциальное
давление водяных паров в продуктах сгорания составляет соответ-
ственно 63 и 39 кПа, ‘тогда как давление насыщения при Тд = 303 К
всего лишь 4,2 кПа. Поэтому сепаратор необходимо устанавливать
непосредственно за концевым охладителем ХК (см. рис. 1.46). За
сепаратором дж < 0,01 и перед смешением влажность продуктов
сгорания будет равна влажности воздуха. Поэтому за последним
охладителем XJ нужно устанавливать второй сепаратор, как в ГТУ
открытого цикла.
Пренебрегая влажностью воздуха и влажностью продуктов сго-
рания за первым сепаратором, можно принять, что в компрессорах
ПЗГТУ сжимается смесь воздуха и осушенных продуктов сгорания,
состоящих в основном из азота и углекислого газа. Теплоемкость и
показатель адиабаты для смеси будут отличаться от соответству-
ющих значений для продуктов сгорания с коэффициентом избытка
150
воздуха ао> так как при отсутствии паров воды теплоемкость про-
дуктов сгорания будет меньше (рис. 1.46, в). Чтобы не рассчиты-
вать Ср и к для смеси, можно найти работу сжатия и температуру
Tj{ воздуха и осушенных продуктов сгорания раздельно. При этом
КПД машин можно принять одинаковым.
Определив относительное количество воздуха в смеси
/ _ Go + Gb.3
9*~ Go+ С3(1-джу
получим работу произвольного компрессора
L-K. — ^в^К.В 4* (1 ^в)-^'К,П.С.О )
где индекс “п.с.о” соответствует осушенным продуктам сгорания.
Температура за компрессором
т = з'ЛсрТкУ + (1 - дУУсрТкУ.е.о
д'ъсръ + (1 — <7в)ср П.С.О
где теплоемкости срв и срп.с.о принимаются для интервала темпера-
тур ТКъ - ТКпл.
Аналогично можно выполнить расчеты и для турбин, где вместо
Ср и к воздуха следует использовать соответствующие величины для
продуктов сгорания, характеризующихся условным коэффициентом
избытка воздуха ау. При переходе к каждой последующей турбине
д'п с будет увеличиваться (д'п с > д'У) вследствие подвода топлива в
очередную камеру сгорания.
Расход топлива в основной камере сгорания можно определить
по формулам, подобным использованным для расчета камер проме-
жуточного подогрева в ГТУ открытого цикла. Обозначим
pl = (Q0 ~ ~ + (1 + А))(*Г ~ *#)п.с.о
1 <Эн»?г + А)(*г - м)в - (1 +/о)(*Г - м)п.с
где а'о определяется по (129), а д'о = GO/[GO + Сз(1 - дж)] = 9о
(дж ~ массовая доля паров воды в отбираемом газе).
Коэффициент избытка воздуха в этой камере
«1 = ао/(! +
а расход топлива, отнесенный к 1 кг воздуха при входе в первый
компрессор,
дтл — ^/[^(1 + <*оМ)-
151
Условный расход топлива <7ТЛ 1 у, отнесенный к 1 кг воздуха при
входе в камеру,
откуда условный коэффициент избытка воздуха, необходимый для
расчета турбины Т1,
1 _^(1 + «О^о)
0^1 у - - — I . •
<7тл1у‘О
Для произвольной камеры сгорания значения а2 и gTJlZ опреде-
ляют аналогично, а
_____ а1 у
°2у - 1 + В'2у + В'3у + В'гу>
Bi 9тлz9q j
zy = ——t—<*ly<0-
Очевидно, что azy > az-
Следует заметить, что отвод влаги перед компрессорами не ре-
шает проблемы коррозии регенератора (по горячей стороне) и охла-
дителя ХК.
3.5. ГТУ на твердом горючем
В современных ГТУ и ГТД в основном используются жидкие и
газовые топлива. Эти топлива являются не только ценным хими-
ческим сырьем, но и представляют собой невосполнимое природное
богатство, количество которого весьма ограничено. Исследования
по применению более дешевых видов топлива, в частности твердого
топлива - каменного угля - проводили с начала развития газовых
турбин. Способы использования твердого топлива в ГТУ зависят
от типов установки - это обычные ГТУ открытого цикла, в кото-
рых продукты сгорания из камеры сгорания поступают в газовую
турбину; ГТУ открытого или замкнутого циклов, в которых рабо-
чее тело, поступающее в турбину, подогревается в воздушном (газо-
вом) котле-подогревателе, где топливо сгорает при атмосферном (см.
рис. 1.32) или повышенном давлении, создаваемом специальной тур-
бокомпрессорной наддувной установкой (см. рис. 1.44 - 1.46) и ЗГТУ
152
с внешним подводом теплоты в подогревателях, использующих те-
плоту сгорания твердого топлива. В ГТУ таких типов может быть
использована теплота ядерных реакторов, теплота, выделяющаяся в
технологическом процессе химического или металлургического про-
изводства, а также теплота от сжигания отходов древесного произ-
водства, лесного хозяйства, городского мусора.
Осуществление каждого типа установки сопровождается опре-
деленными трудностями и дополнительными затратами. Принци-
пиально наиболее простым и термодинамически экономичным явля-
ется тип ГТУ со сжиганием твердого топлива в виде пыли в воз-
духе. При этом, однако, твердые частицы несгоревшего топлива и
золы вызывают эрозию лопаток, а агрессивные составляющие про-
дуктов сгорания воздействуют на элементы турбины, что снижает
их надежность, а также ресурс газовой турбины. Возникающие в
проточной части турбины отложения снижают ее КПД и экономич-
ность ГТУ. Кроме того, продукты сгорания твердого топлива часто
экологически вредны.
Для уменьшения эрозионного воздействия на металл необходимо
размалывать уголь до размера частиц, не превосходящих 5-8 мкм,
а для получения допустимой экологической чистоты продуктов сго-
рания осуществлять специальную технологию подготовки топлива,
его сжигания и очистки продуктов сгорания. Все это усложняет
установки, увеличивает стоимость и снижает их эффективность.
При подводе теплоты к цикловому рабочему телу ЗГТУ в подо-
гревателях, в которых продукты сгорания топлива не смешиваются
с газом, поступающим в проточную часть лопаточных машин, на-
дежность турбин становится высокой и их экономичность в процессе
эксплуатации не изменяется от возникновения отложений. Однако
в этих установках жаропрочность элементов подогревателя (котла)
ограничивает максимальную температуру газа перед турбиной и по-
являются дополнительные термодинамические потери, которые свя-
заны с тепловыми потерями по тракту, потерями от химического
и механического недожога, а также с уносом теплоты уходящими
продуктами сгорания. Потери уменьшаются при снижении темпе-
ратуры Ту уходящих газов, однако значение Ту не должно быть
ниже 393 - 423 К, чтобы исключить конденсацию кислот в уходящих
продуктах сгорания. При наличии в ГТУ регенератора, отсутствии
в котле экономайзера и предварительного подогрева воздуха КПД
котла
GQi
GQi+GyQy + GyQT’
153
где G и Gy - массы циклового газа и продуктов сгорания в топке
котла соответственно, кг/с; Qi - удельная теплота, подведенная в
котле к цикловому газу при нагреве его от температуры Тр до тем-
пературы Тр: Qi = СрТр — СрТр; Qy - удельная теплота, унесенная
из котла продуктами сгорания, определяемая по разности темпера-
тур Ту ъТд, Qy = с'рТу — с'рТ^ QT - удельные тепловые потери
по тракту от недожога.
Схемы современных котлов с развитыми теплообменными по-
верхностями позволяют получить 7/кл = 0,8 ... 0,95, что снижает об-
щую экономичность ЗГТУ и ПЗГТУ на 5 - 20 % по сравнению с эко-
номичностью ГТУ по открытой схеме. Ограничение температуры
газа не позволяет получить в ГТУ простейших схем высокий КПД.
Такой недостаток уменьшается при использовании многоагрегатных
ГТУ, работающих по схемам Зотикова и Уварова. Это обстоятель-
ство указывает на перспективность развития многоагрегатных уста-
новок для создания высокоэкономичных ГТУ, использующих твердое
дешевое топливо.
В МГТУ им. Н.Э. Баумана в результате расчетного исследо-
вания определены параметры ПЗГТУ, работающей на твердых го-
рючих: высокозольных каменных углях, древесных отходах, быто-
вом мусоре, а также на трудносжигаемых жидких горючих: нефтя-
ных отходах, закалочных маслах и др. В установке рабочим телом
является атмосферный воздух, который сжимается в компрессорах
К1 и К2 с промежуточным охладителем X, нагревается в подогрева-
телях П1 и П2, установленных в воздушном котле ВКЛ, расширяет-
ся в турбинах Т1 и Т2 (рис. 1.47, а). Источником тепловой энергии
является трудносжигаемое горючее, которое окисляется в реакторе
РР, разработанном в Институте химической физики. Процесс сжи-
гания состоит из двух фаз. На первой получается энергетический
газ, состоящий из водорода, оксида углерода (II), азота и водяного
пара; на второй - энергетический газ сжигается в ВКЛ. Окислите-
лем в обеих фазах является горячий воздух, выходящий из турбины
Т2. Для поддержания эндотермической реакции с образованием во-
дорода в реактор подводится вода (Сн2о) и инертная масса (Си),
которая вместе с золой (С3) удаляется из реактора. В исследованной
ПЗГТУ сжатый воздух перед направлением в подогреватель П1 мо-
жет быть нагрет в регенераторе Р (см. штриховые участки в схеме
на рис. 1.47, а). Однако принятое в этой установке использование го-
рячего циклового воздуха в РР и ВКЛ соответствует условной сте-
пени регенерации, равной единице, и делает применение обычной
регенераторной схемы нецелесообразным.
154
Рис. 1.47. ПЗГТУ на твердых горючих:
а - схема; б - цикл; в - КПД установки
Для получения реальных результатов исследование проведено
при экспериментально обоснованных современных параметрах лопа-
точных машин и гидравлических потерях в теплообменниках. Так
как в процессе испытания температура секции подогревателя соста-
вляла 1070 °C, температуры воздуха перед ТВД и ТНД были приня-
ты равными 900 и 800 °C. Поскольку принятая перед турбинами не-
высокая температура воздуха обусловливает низкий КПД простей-
шей ГТУ, была принята схема ПЗГТУ с промежуточными охлажде-
нием и подогревом.
В зависимости от располагаемой и полезной энергий установки
ее экономичность может быть оценена различными КПД.
Термический КПД ПЗГТУ без регенератора определяли как от-
ношение эффективной мощности (на муфте электрогенератора) к из-
расходованной тепловой энергии, подведенной в подогревателях:
т/ет = Te/(Qni + Фпг)-
Здесь Те = + £Т2Т2 ~ -^Kl “ ТК20К2!
Qni - (cp2ri - срТкг^тг;
$П2 = (СрТгз - Ср7т1)^Т2;
(<7Ti> 5Т21 5К2 _ коэффициенты относительного расхода в турбинах
Т1, Тг и компрессоре А'г)-
Характер изменения температур показан на рис. 1.47, б.
Результаты расчетов (рис. 1.47, в) указывают на существенное
влияние степени 7ГК на КПД т/ет, который при тгк = 15 достигает
7jeT = 0,34 (максимальный термический КПД регенеративной ГТУ
значительно выше: т/ет = 0,49).
155
Больший практический смысл имеет оценка экономичности рас-
сматриваемой установки по эффективному КПД т)е. Найдем значе-
ния теплот и температур в воздушном котле. Температура продук-
тов сгорания ТУ)КЛ за подогревателем П1 должна быть выше мини-
мальной температуры Ткг нагреваемого воздуха на величину при-
нятой разности температур процесса теплопередачи А = 100 К, т.е.
7у1Кл = Тк2 + АТ.
Необходимая для снижения температуры продуктов сгорания в воз-
душном котле до принятого значения Ту = 423 К удельная теплота,
переданная экономайзеру,
£?эк = (сргТу1КЛ — Срг7у)<7Т2-
Минимальная температура газа перед подогревателями П1 и П2 без
учета тепловых потерь в газоходе котла
Ткл — Ту,кл + (Qni + Qn2)/0T2/cpr.
Относительный расход горючего, отнесенный к расходу воздуха в
топке реактора GB)P и в воздушном котле СВ)Кл>
5г = Gr/(GB)P + GB ,кл);
5г И (СргТкл СрвТВХ)/(фн7?ТОП СргТсл + СргТЬ),
где Qh _ теплота сгорания горючего; Твх - температура воздуха при
входе в регенератор и в воздушный котел, Твх — Трг; 5топ ~ КПД
топки реактора и воздушного котла; То - температура, при которой
определяют Qf.
Удельная теплота, выделенная горючим в реакторе и в воздуш-
ном котле, отнесенная к расходу воздуха в компрессоре К1,
Qtou = 5гФн5топ5Т2-
Эффективный КПД ПЗГТУ, определенный как отношение эффек-
тивной мощности к теплоте горючего без учета теплоты Q3K при
равных расходах воздуха в ГТУ и в воздушном котле, но с учетом
утечек в уплотнениях лопаточных машин,
т/е = Le!QTon.
156
Полученные максимальные значения т?е = 0,38 существенно выше
значений rjeT. Объясняется это эффективностью подвода горячего
воздуха в топку и в камеру сгорания.
КПД предложенной установки как парогазовой, в которой те-
плота Q3K может быть использована в условной ПТУ с т/пТУ = 0,4,
»?еп = (Le + фэк^ПТУ)/^ТОП)
а как комбинированной, с полным использованием теплоты Q3K в
виде электрической и тепловой энергий,
т]е к = (Le + Qэк)/Qtou-
Приведенные на рис. 1.47, в максимальные значения т/еп = 0,48
и т?ек = 0,75 могут быть несколько повышены при снижении темпе-
ратуры Ту с 423 до 383 К, а также при уменьшении ДТ с принятого
значения 100 К до допустимых значений 60 - 70 К. Поскольку при
этом возрастают размеры подогревателей и их стоимость, значение
ДТ требует оптимизации.
Полагая приближенно массовый расход воздуха в ПЗГТУ и в
котле одинаковым, КПД котла
7?кл = (Qni Т QlI2 Т" Qsk Qbx)/Qtoii>
где QBX - удельная теплота, подведенная к топке реактора и к камере
котла с горячим воздухом, Qm — (Ср Тъх — ср Тд)дт2-
Высокая экономичность ПЗГТУ, использующей твердые и труд-
но сжигаемые горючие, указывает на перспективность ее схемы.
При этом следует учитывать низкую стоимость горючих с учетом
затрат на их сортировку и брикетирование и даже возможность ма-
териального вознаграждения за их уничтожение.
Проводимые в настоящее время многочисленные исследования
по разработке технологии повышения калорийности твердого топ-
лива и методов, повышающих эффективность его использования в
ГТУ, связаны с дополнительным ростом капитальных затрат на со-
здание ГТУ. Мероприятия по снижению вредности выбросов также
увеличивают стоимость ГТУ. Однако с учетом низкой стоимости
исходного твердого топлива и его широкого распространения разра-
ботка и создание ГТУ на твердом топливе являются перспективны-
ми.
157
Контрольные вопросы
1. Охарактеризуйте положительные свойства и недостатки ЗГТУ по срав-
нению с ГТУ открытого цикла.
2. Укажите различие установок, работающих по газовому циклу, циклу с
низкокипящими веществами, по сверхкритическому циклу.
3. Укажите различие оптимальных значений гпа и тгп<, в ЗГТУ для различ-
ных газов.
4. В чем трудности проектирования теплообменника ЗГТУ, если теплоем-
кость нагреваемого газа существенно выше теплоемкости греющего?
5. В чем заключаются способы учета фазовых переходов рабочего тела при
расчете ЗГТУ?
6. Поясните влияние изменения газовой постоянной и выделения или погло-
щения теплоты на значения удельных работ процессов расширения и сжатия
реагирующего газа.
7. Особенности схем и свойства ПЗГТУ с соединенными контурами.
8. Особенности схем и свойства ПЗГТУ с разделенными контурами.
9. Особенности схем со сжиганием твердого топлива.
10. Приведите формулы для определения значений КПД газового котла в
ЗГТУ или ПЗГТУ.
4. Комбинированные установки с ГТУ
Необходимость создания мощных энергетических установок вы-
сокой экономичности потребовала разработки большого числа ком-
бинированных установок, которые можно получить при соединении
ГТУ с ДВС, ПТУ, а также с магнитогидродинамическим генерато-
ром (МГД-генератором).
В зависимости от соотношения мощностей ДВС и ГТУ и кон-
струкционной схемы могут быть получены или ДВС с газотурбин-
ным наддувом, или ГТУ со свободнопоршневым генератором газа
(СПГГ), которые имеют высокую экономичнось и удельную массу,
меньшую чем ДВС.
При соединении ГТУ с ПТУ получаются ПГУ, экономичность
которых может превосходить экономичность ПТУ, а металлоемкость
и удельные размеры могут быть существенно меньше, чем у ПТУ.
Соединение ГТУ и ПТУ осуществляется также для повышения эф-
фективности и модернизации устаревших ПТУ. Среди предложен-
ных и исследованных многочисленных схем выделяют ПГУ с раз-
дельными контурами и со смешанными рабочими телами.
При исследовании перспектив развития энергетических устано-
вок большой интерес представляет соединение ГТУ и ПТУ с раз-
рабатываемым в последнее время МГД-генератором. Этот метод
получения энергии имеет ряд важных достоинств по сравнению с
158
машинным методом: отсутствие вращающихся частей, возможность
создания агрегата большой единичной мощности, использование лю-
бого вида топлива, уменьшение выбрасываемых в окружающую сре-
ду вредных веществ, а также принципиальная возможность получе-
ния низкой удельной стоимости установок. В комбинированных ГТУ
с МГД-генератором можно использовать термодинамический цикл с
высокой максимальной температурой и получить наибольшую эко-
номичность по сравнению с экономичностью других тепловых уста-
новок.
4.1. Параметры паротурбинных установок
Схема и цикл ПТУ
Поскольку ПТУ являются замкнутыми установками, то в них
можно использовать различные рабочие тела. В дальнейшем при
рассмотрении ПТУ имеется в виду, что используется водяной пар.
Простейшая конденсационная ПТУ состоит из парового котла
ПК с пароперегревателем, куда вода подается питательным насосом
7Ш, паровой турбины ПТ, конденсатора Ка и нагрузки Н (рис. 1.48).
Идеальный термодинамический цикл (цикл Ренкина), осуществляе-
мый с ПТУ, изображен в Т, s-координатах. Питательный насос,
подавая в котел конденсат, повышает его давление до pjj. Процесс
адиабатного сжатия конденсата в увеличенном масштабе показан
линией АН. В паровом котле при подводе теплоты от продуктов сго-
рания топлива конденсат подогревается при постоянном давлении до
температуры Т% кипения (линия НК), испаряется (линия КК1) и в
состоянии пара перегревается до температуры Tjj (линия К'П). Из
пароперегревателя пар поступает в турбину, где расширяется (по
линии ПТ) до давления рт в конденсаторе. Расширение в последних
ступенях может осуществляться в области влажного пара. Пар кон-
денсируется при постоянном давлении Рт — РА- В паровом котле и
пароперегревателе к массе 1 кг рабочего тела подводится теплота
Ql=in - iff,
где г ц и г g - энтальпии пара и конденсата соответственно.
Теплота Qi отбирается от продуктов сгорания топлива, по-
ступающего в топку котла вместе с атмосферным воздухом (см.
рис. 1.48). При отсутствии потерь (идеальный цикл) Qi ~ площади
1НКК1 П21 в Т, s-координатах. В конденсаторе отводится теплота
Q2 = iT> - iA,
где ij-i и гА - энтальпии влажного пара и конденсата соответственно.
159
Рис. 1.48. Схема (а) и цикл ПТУ (б)
Теплота Q2 ~ площади 1АТ’2'. Располагаемая работа турби-
ны (при идеальном процессе расширения) Нт = iff — i у/, удельная
работа насоса Нл = iff — г/.
Удельную работу ПТУ при идеальных процессах можно опреде-
лить по разности подведенной и отведенной теплот
Не = Qi — Q2 = iff - iff - (гт' ~ Ы)
или по разности работ турбины и насоса
Не — iff ~ гт1 ~ Ин ~ М) = Нт — Нп.
Работа Не ~ площади АНКК1 ПТ'.
КПД идеального цикла (термический КПД) т] = He/Qi =
= 1 — Фг/Ф1- Ввиду малости работы насоса Ян относительно рас-
полагаемой работы турбины Нт можно принять Не ~ -Нт, тогда
т] — — — м)- При работе ПТУ протекание процессов со-
провождается тепловыми, газодинамическими и механическими по-
терями. Это относится к процессу расширения в турбине, который
осуществляется с повышением энтропии от точки П до точки Т (см.
рис. 1.48), а также к процессам, происходящим в котле, пароперегре-
вателе и конденсаторе.
Паровой котел с пароперегревателем представляет собой тепло-
обменник, совмещенный с камерой сгорания. Размеры парового ко-
тла обычно превосходят размеры других ПТУ. Это связано, во-
первых, с необходимостью иметь развитую теплообменную поверх-
ность из-за относительно низкого коэффициента теплоотдачи от про-
дуктов сгорания к поверхности при атмосферном давлении в топке
160
котла, во-вторых, со значительным объемом топки и топочного про-
странства. В современных ПТУ в зависимости от их мощности и
совершенства давление пара в котле достигает 13-24 МПа.
В конденсаторе теплота обычно отводится в окружающую сре-
ду водой. Конденсатор имеет также весьма значительную площадь
поверхности. Хотя наименьший в процессе теплопередачи коэффи-
циент теплоотдачи от конденсирующего пара к поверхности отно-
сительно велик, температурный напор, который выбирается в кон-
денсаторе из условия получения высокой экономичности установки,
как правило, чрезвычайно мал. Давление в конденсаторе достигает
3-7 кПа. Столь глубокое разрежение поддерживается обычно па-
роструйным эжектором, отсасывающим воздух и пар из парового
пространства конденсатора.
Паровая турбина работает при весьма больших степенях по-
нижения давления (2000 - 6000) и выполняется многоступенчатой.
Турбина должна иметь большие концевые уплотнения для уменьше-
ния потери вследствие утечки перегретого пара со стороны ступеней
высокого давления и сохранения разрежения за последней ступенью
низкого давления. Из-за гидравлических потерь, характеризуемых
КПД турбины, процесс расширения происходит с увеличением эн-
тропии и условно изображается линией ПТ в Т, s-координатах. Дей-
ствительная работа турбины
£т ~ in — ir,
где i у - энтальпия пара в конце действительного расширения. Ра-
бота LT изображается в Т, s-координатах площадью, соответствую-
щей располагаемой работе Нт, за вычетом площади 2’Т’Т2. В связи
с этим теплота Q%, отданная в конденсаторе, по сравнению с те-
плотой, отданной в идеальном цикле, больше на величину Ту As,
пропорциональную той же площади 2’Т’Т2.
Механические потери в турбине отражаются механическим
КПД т/м, тогда удельная работа ПТУ на муфте вала
Те == Дт^/т^/м,
а КПД установки (эффективный)
т/е = LdQ\ = 7/т/т^м-
6 - 1746
161
Экономичность ПТУ
КПД ПТУ зависит от КПД цикла г] и КПД, определяющих эко-
номичность турбины, 7/т и т/м. Следует отметить, что значение т)т
зависит в некоторой степени от параметров цикла, в частности от
относительной влажности в конце расширения, и уменьшается про-
порционально увеличению количества конденсата в паре. КПД иде-
ального цикла зависит от температуры Tjj и давлений рд и pp.
На рис. 1.49, а дано изменение т/е и Нт в зависимости от давления
пара pjj для различных температур перегрева. Из графика следу-
ет, что в простейшей ПТУ повышение давления более 9-10 МПа не
дает увеличения располагаемой работы и практически не повышает
экономичность установки даже при высокой температуре. Пунктир-
ная кривая, до которой доходят кривые Тд = const при повышении
давления рд соответствует границе насыщения. Повышение давле-
ния рд при постоянных давлении рр и температуре Тд приближа-
ет цикл ПТУ к циклу Карно и сопровождается сужением площади
цикла в Т, s-координатах, например цикл АК\К[П\Т\ уже цикла
АКК'ПТ (рис. 1.49, б). Поэтому оптимальное давление рд по мак-
симуму работы Ят меньше, чем по максимуму КПД т/е, так же как и
в ГТУ. При повышении давления рд увеличивается влажность пара
в конце расширения.
Рис. 1.49. Влияние давления рц пара на КПД и располагаемый те-
плоперепад (а) и изменение формы цикла при изменении давления (б)
162
Рис. 1.50. Влияние температуры Тц пара на КПД и располагаемый
теплоперепад (а) и изменение формы цикла при изменении темпера-
туры (б)
На рис. 1.50, а дано изменение т]е и Нт в зависимости от темпе-
ратуры Тц для различных давлений pjj. Из графика следует, что
повышение температуры почти не влияет на увеличение КПД при
любом давлении рп, но заметно увеличивает удельную работу Нт,
в особенности при давлении выше 6 МПа. Повышение температуры
приводит к появлению в цикле дополнительной площади ТПП\ Т\
(рис. 1.50, б), которую можно представить как дополнительный цикл
с повышенным КПД, поскольку средняя разность температур горя-
чего и холодного источника в этом цикле больше средней разности
температур в исходном цикле АКК1 ПТ. Однако влияние, которое
оказывает этот дополнительный цикл на экономичность установки,
невелико, так как доля работы дополнительного цикла относительно
мала.
Очевидно, что для повышения эффективности ПТУ следует од-
новременно увеличить давление и температуру пара. Заметно улуч-
шить параметры ПТУ можно, применяя повторный перегрев пара.
Для этого после расширения в группе ступеней турбины пар напра-
вляется во второй пароперегреватель, где его температура повыша-
ется (в частном случае до температуры Tjf), а затем пар напра-
вляется в следующую группу ступеней. При этом располагаемая
работа турбины и работа цикла возрастают на величину, пропорци-
ональную площади ТТ1П1Т2 (рис. 1.51, а), и повышается КПД ци-
кла. Влажность пара в последней ступени турбины уменьшается, а
теплота, отданная в конденсаторе, возрастает. Многие современные
ПТУ имеют промежуточный перегрев пара.
На эффективность ПТУ влияет и давление рр в конденсаторе.
Понижение давления рр увеличивает разность температур в цикле,
повышает КПД, а также располагаемую работу на величину, про-
порциональную площади А'АТТ' (рис. 1.51, б). При выборе давления
6*
163
Рис. 1.51. Циклы ПТУ с промежуточным перегревом пара (а), с по-
нижением давления в конденсаторе (б) и с использованием теплоты
конденсации посторонними потребителями (в)
рр необходимо учитывать температуру охлаждающей воды, кото-
рая зависит от климатических условий. С уменьшением давления
рр понижается температура конденсации и уменьшается темпера-
турный напор в конденсаторе, что увеличивает кратность охлажде-
ния, т.е. увеличивает количество охлаждающей воды на единицу
массы рабочего пара, и, следовательно, повышает потери мощности
на привод циркуляционных насосов, подающих охлаждающую воду.
Кроме этого понижение давления рр увеличивает объемный расход
пара, что сопровождается удлинением лопаток последних ступеней
турбины.
Для повышения экономичности ПТУ вводят регенеративный по-
догрев воды, поступающей в паровой котел. Вода подогревается
паром, отбираемым в процессе его расширения из промежуточных
ступеней турбины. При этом несколько уменьшается мощность тур-
бины, однако используется теплота конденсации, что уменьшает те-
плоту, подводимую в котле, сокращает площадь поверхности конден-
сатора и количество охлаждающей воды, а также уменьшает массу
пара в последних ступенях, что позволяет сократить длину лопаток.
Использование теплоты конденсации посторонними потребите-
лями может весьма существенно повысить экономичность ПТУ. В
этом случае в зависимости от температурного уровня посторонней
тепловой установки температуру Тр, а следовательно, и давление
рр за турбиной нужно выбирать повышенными. При этом распола-
гаемая работа паровой турбины уменьшается на величину, пропор-
циональную площади АА!Т'Т (рис. 1.51, в), однако экономичность
164
комбинированной установки возрастает из-за использования тепло-
ты конденсации, пропорциональной площади 1А'Т'2.
В современных сложных ПТУ существуют многочисленные до-
полнительные способы повышения их эффективности.
4.2. Парогазовые и газопаровые установки
ПГУ с разделенными контурами
ПГУ с разделенными контурами представляют собой комбина-
цию ПТУ и ГТУ, имеющих один или несколько общих агрегатов.
В ГТУ периодического сгорания (и = const) Хольцварт уста-
новил паровую турбину для повышения экономичности ГТУ. Вода,
подогретая в рубашке охлаждаемой камеры сгорания ГТУ, напра-
влялась в паровой котел - утилизатор, использовавший теплоту ухо-
дящих газов. Такой способ повышения экономичности ГТУ периоди-
ческого сгорания целесообразен, поскольку применение регенератора
в ней менее эффективно, чем в ГТУ р = const (см. второй раздел).
В Ленинградском политехническом институте были разработа-
ны проекты высокотемпературных ГТУ с использованием водяного
пара для охлаждения турбин. После охлаждения элементов газовой
турбины пар направляется в паровую турбину, где создает полезную
работу. Пар может совершать работу и при охлаждении рабочих
лопаток газовых турбин. Эти установки, в которых мощность паро-
вых турбин относительно невелика, называют газопаровыми. Такие
установки можно отнести к системам охлаждения высокотемпера-
турных газовых турбин и в этой связи оценивать их эффективность.
Известны схемы ПГУ, в которых каждый энергетический ком-
плекс как паротурбинный, так и газотурбинный дает значительную
долю суммарной мощности ПГУ. Такие ПГУ можно условно раз-
делить в зависимости от схемы подвода теплоты к рабочим телам
на установки с параллельной, последовательной и с параллельно-
последовательной схемой. Различия первых двух групп ПГУ про-
являются в принципиальном различии термодинамических свойств
(экономичности) и конструкционных параметров (размеров и массы)
комбинированных установок. Реальные ПГУ выполняют обычно по
параллельно-последовательным схемам, совмещающим положитель-
ные и отрицательные свойства первых двух групп.
ПГУ с параллельной схемой подвода теплоты (рис. 1.52, а). Про-
стейшая ПГУ, работающая по параллельной схеме, состоит из ПГУ,
165
Рис. 1.52. ПГУ с параллельной (а) и с последовательной схемой под-
вода теплоты для высокосортного и твердого топлив (б, в соответ-
ственно)
включающей в себя паровую турбину ПТ с нагрузкой, парогенера-
тор ПГ, конденсатор Ка и питательный насос ПН, а также ГТУ,
содержащую: компрессор К, газовую турбину Т и камеру сгорания,
совмещенную с топкой парогенератора. В такой схеме ГТУ можно
рассматривать как наддувный агрегат для создания в парогенера-
торе высокого давления греющей среды. Поэтому мощность ГТУ
определяется расходом воздуха, необходимого для сжигания топлива
в парогенераторе ПТУ, и составляет обычно 15 - 25 % от мощности
ПТУ. Параметры циклов, осуществляемых в обеих установках, по
существу не связаны один с другим.
Укажем основные положительные качества ПГУ по сравнению
с ПТУ.
1. Меньший объем и в связи с этим более низкая стоимость паро-
генератора. Повышение давления греющего газа в парогенераторе
увеличивает коэффициент теплоотдачи к теплопередающей поверх-
ности парогенератора, площадь которой уменьшается приблизитель-
но пропорционально увеличению давления газа, так как коэффици-
ент теплоотдачи от стенок к воде и пару весьма высок. Парогенера-
тор становится компактным, его конструкция существенно отлича-
ется от конструкции парового котла, требует применения большего
числа металлических узлов, в результате по сравнению с паровым
котлом стоимость парогенератора снижается не так сильно, как его
размеры и масса.
2. Быстрый пуск установки, малая металлоемкость и относи-
тельно малая масса воды.
3. Получение дополнительной полезной мощности от генератора
ГТУ при относительно небольших дополнительных капиталовложе-
ниях в ГТУ.
Недостатки ПГУ по сравнению с ПТУ:
использование дорогостоящего топлива в связи с работой про-
дуктов сгорания в турбине ГТУ;
166
снижение экономичности ГТУ при уменьшении нагрузки ПТУ,
что связано с понижением температуры газа за парогенератором.
ПГУ с последовательной схемой подвода теплоты. Показанная
на рис. 1.52, б схема ПГУ состоит из аналогичных предыдущей схеме
ГТУ и ПТУ, в которой паровой котел утилизирует теплоту продук-
тов сгорания, уходящих из ГТУ. Основные положительные свой-
ства этой схемы: повышенная экономичность установки, получение
дополнительной полезной мощности, а недостатки (как и предыду-
щей): необходимость применения дорогостоящего топлива; большая
металлоемкость и плохая маневренность.
Для того чтобы исключить первый недостаток, можно приме-
нить схему ПГУ, допускающую использование дешевого топлива с
большим количеством золы и вредных примесей (рис. 1.52, в).
В этой ПГУ компрессор и турбина ГТУ работают на воздухе,
температура которого повышается в подогревателе. Воздушный по-
догреватель может быть совмещен с котлом (как показано на схеме),
а может быть отделен от него. Воздух, необходимый для сжигания
топлива, поступает в топку котла при относительно высокой темпе-
ратуре после расширения его в турбине.
Положительным свойством установки является возможность
применения дешевого топлива, а ее недостатком, как всякой
ЗГТУ, является ограничение температуры перед турбиной жаро-
прочностью элементов воздухоподогревателя и обусловленный этим
относительно низкий КПД. Этот недостаток можно значительно
уменьшить при осуществлении ГТУ по многоагрегатным схемам,
работающим по циклам Уварова и Зотикова.
ПГУ с параллельно-последовательной схемой подвода тепло-
ты. Реальные проекты или построенные ПГУ для одновременно-
го уменьшения металлоемкости и повышения экономичности выпол-
няют обычно по параллельно-последовательным схемам (рис. 1.53),
содержащим элементы как параллельной, так и последовательной
схем.
Для уменьшения объема ПГУ в установку включен парогенера-
тор ПГ1 с большим давлением греющего газа, который сжимается
компрессором К1 в ГТУ. Высокая экономичность установки обес-
печивается увеличением КПД каждой составляющей части ГТУ и
ПТУ, а также использованием элемента последовательной схемы,
т.е. применением экономайзера Э для подогрева питательной воды,
поступающей в парогенератор, за счет теплоты уходящих из ГТУ га-
зов. Для повышения экономичности ПТУ в схему между ТВД и ТНД
167
Рис. 1,53. ПГУ с параллельно-последовательной
схемой подвода теплоты
включен промежуточный перегрев пара. Для увеличения экономич-
ности ГТУ схема дополнена регенератором Р. Удобство регулирова-
ния ПГУ и поддержания ее КПД на высоком уровне при переменной
нагрузке обеспечивается включением в схему дополнительной каме-
ры сгорания Г1, которая позволяет регулировать температуру газа
независимо от нагрузки ПТУ. Мощность ГТУ можно увеличить,
установив вторую камеру сгорания Г2 перед дополнительной турби-
ной Т2.
Есть проекты создания мощных ПГУ путем соединения совре-
менных серийных ПТУ с многоагрегатными ГТУ с промежуточны-
ми воздухоохладителями. В таких установках (рис. 1.54) путем за-
мещения паровой регенерации ПТУ подогревом конденсата в воз-
духоохладителях и подогревом питательной воды в экономайзерах
отработавшими в ГТУ продуктами сгорания можно получить мощ-
ность и экономичность, превосходящие эти параметры в исходных
установках.
Например, в конденсационной ПТУ мощностью 800 МВт при от-
ключении паровой регенерации можно увеличить мощность ПТУ до
1000 МВт при использовании цилиндра низкого давления ЦНД от
ПТУ соответствующей мощности. Источником необходимой тепло-
ты являются воздухоохладители XI - XJ и экономайзеры Э1 - Э4 че-
тырех ГТУ мощностью по 125 МВт каждая при температуре газа
850 °C. КПД комбинированной установки может превысить КПД
ПТУ на 5-7%. Следует ожидать также снижения капитальных
затрат, поскольку мощность ПГУ увеличится почти в 2 раза без из-
менения параметров котла ПК, паропроводов, арматуры и расхода
циркуляционной воды.
Из ряда отечественных и иностранных работ следует, что ПГУ
по экономичности, металлоемкости и стоимости вырабатываемой
168
Рис. 1.54. ПГУ с замещением паровой регенерации
энергии могут оказаться более совершенными, чем ПТУ и ГТУ. При
этом нужно иметь в виду, что проводилось сравнение близких к со-
вершенству ПТУ и современных ГТУ, не соответствующих по своим
параметрам наиболее экономичным ГТУ, осуществимым в настоя-
щее время, или перспективным ГТУ ближайшего будущего. Поэто-
му, если выводы о преимуществе ПГУ относительно ПТУ можно в
ряде случаев считать справедливыми, то заключение о сравнитель-
ной эффективности ПГУ и ГТУ требует дальнейшего исследования с
учетом реальной перспективы развития ГТУ. Результаты сравнения
некоторых проектов ПГУ и ГТУ с ПТУ указывают на преимущество
ГТУ перед ПГУ по себестоимости отпускаемой электроэнергии, по
расчетным затратам и в особенности по стоимости установленной
мощности.
Создание ПГУ с разделенными контурами в ряде случаев может
быть эффективным способом модернизации действующих ПТУ.
ПГУ со смешением рабочих тел
Размеры ПГУ можно значительно уменьшить, если убрать паро-
генератор с отдельным паровым контуром, а пар создавать, подавая
воду непосредственно в камеру сгорания. При этом в результате
169
испарения воды в камере сгорания образуется рабочее тело из сме-
си продуктов сгорания и водяного пара, которое при расширении в
турбине производит работу. Удельная работа турбины определя-
ется по разности энтальпий в начале и в конце расширения. Так
как удельная теплоемкость водяного пара и, следовательно, смеси
больше удельной теплоемкости продуктов сгорания углеводородного
топлива, то при одинаковой степени понижения давления в турбинах
удельная работа турбины на парогазовой смеси будет больше, чем
работа турбины в ГТУ.
Описанный процесс образования рабочего тела был применен в
конце прошлого века П.Д. Кузьминским при создании ГТУ для ка-
тера. Позднее введение относительно небольшого количества испа-
ряющейся жидкости в проточную часть компрессора или в камеру
сгорания использовали как способ временного увеличения мощности
ГТУ. До настоящего времени этим методом пользуются для форси-
рования некоторых авиационных двигателей или восстановления их
мощности при неблагоприятных параметрах наружной среды (вы-
сокая температура или низкое барометрическое давление). В этих
случаях доля жидкости обычно невелика и составляет 2 - 6 % от рас-
хода воздуха.
В энергетических ПГУ со смешением рабочих тел расход во-
ды может быть соизмерим с расходом воздуха, который необходим
для сжигания топлива. На рис. 1.55 показана одна из таких схем,
разработанная в Сибирском отделении АН СССР под руководством
акад. С.А. Христиановича. Трехвальная ПГУ состоит из четырех
Рис. 1.55. ПГУ со смешением рабочих тел:
а - установка Христиановича; б - установка STIG
170
компрессоров, два из которых (К1 и К2) находятся на одном валу и
приводятся в движение турбиной Т2 среднего давления. Компрес-
соры КЗ и KJ находятся на валу высокого давления и приводятся
в действие турбиной Т1. Турбина ТЗ низкого давления приводит в
действие в качестве нагрузки генератор переменного тока.
Между компрессорами К2 и КЗ включен промежуточный охла-
дитель X. Сжатый компрессорами воздух поступает в парогене-
ратор ПГ1, куда поступает вода, подогретая в экономайзере Э, и
вводится топливо. После сгорания топлива в парогенераторе с коэф-
фициентом избытка воздуха а « 1 парогазовая смесь при начальной
температуре 700 °C расширяется в турбине Т1. Для восстановления
температуры перед турбиной Т2 до 700 °C смесь поступает в каме-
ру сгорания Г2, куда подаются топливо и воздух из компрессора КЗ
для сжигания топлива. Затем парогазовая смесь расширяется в тур-
бине Т2 и поступает в камеру ГЗ, куда подводятся дополнительное
топливо и дополнительный воздух из компрессора К1. Температу-
ра смеси в камере ГЗ повышается до 700 °C. После расширения в
свободной турбине ТЗ парогазовая смесь направляется в экономай-
зер для подогрева воды, где охлаждается до 110 °C и выпускается в
окружающую среду.
Рассмотренный выше процесс в парогенераторе ПГ1 определяет
отношение масс воздуха и воды, которое может быть близко к едини-
це. При этом компрессоры сжимают массу воздуха приблизительно
в два раза меньшую, чем масса рабочего тела, которая расширяется
в турбинах. Это значительно уменьшает долю мощности, затрачи-
ваемой на привод компрессоров, и увеличивает коэффициент полез-
ной работы <р = Ne/Nt?. (гДе Ne = NT3 - полезная мощность; NT^
- суммарная мощность всех турбин). Рост коэффициента <р в свою
очередь снижает зависимость энергетических параметров установ-
ки от экономичности компрессоров и турбин. Этим в основном и
ограничивается влияние коэффициента <р на эффективность турбо-
установок. Следует иметь в виду, что, например, в ПТУ ip ~ 1, а
эффективность перспективных ПТУ не отличается от эффективно-
сти перспективных ГТУ, у которых ip значительно меньше 1.
Упрощенным вариантом ПГУ со смешением рабочих тел являет-
ся схема, приведенная на рис. 1.55, б и получившая по публикациям
в зарубежной технической литературе наименование STIG {Steam
injected Gas Turbine). ГТУ, работающая по простейшей схеме или
схеме с промежуточным охлаждением в процессе сжатия, тепло-
той выхлопных газов нагревает и испаряет воду. Полученный пар
171
впрыскивается в камеру сгорания. За счет теплоты сгорания топли-
ва, количество которого по сравнению с обычной ГТУ должно быть
увеличено, пар перегревается до заданной температуры и в смеси
с продуктами сгорания поступает в проточную часть турбины. В
результате увеличения массового расхода рабочего тела возраста-
ет мощность, а вследствие использования теплоты выхлопных га-
зов увеличивается КПД установки. На рис. 1.55, б показан вариант
ПГУ, где для более полного использования теплоты выхлопных газов
пар получают при двух разных давлениях, причем часть его с более
низким давлением смешивается с рабочим телом в промежуточном
сечении проточной части турбины. В результате по сравнению с ис-
ходной ГТУ удается повысить мощность установки в 1,3- 1,5 раза,
а КПД на 10 - 15 %.
Соединение паров воды с продуктами сгорания углеводородного
топлива и контакт парогазовой смеси с узлами турбин и экономайзе-
ра предъявляют особые требования к составу топлива, в частности
в нем не должно быть серы. Сера, находящаяся в смеси продуктов
сгорания с водяным паром, создает агрессивную среду, что приводит
к значительному удорожанию конструкционных материалов. В свя-
зи с этим возникла необходимость разработки и создания крупных
технологических установок по извлечению серы из топлива перед
его сжиганием. Несмотря на сложность установок, этот техноло-
гический процесс может быть эффективным, так как сера является
ценным сырьем для многих отраслей промышленности.
Сравнительное исследование параметров описанной ПГУ и па-
раметров ПТУ указывает, что ПГУ имеет меньшие размеры и сто-
имость установленной мощности. Несмотря на несколько меньший
КПД, стоимость отпущенной энергии, полученной в ПГУ, на 10 %
ниже, чем в ПТУ. Однако показатели ПГУ со смешанным рабо-
чим телом все же несколько уступают показателям многоагрегатной
ГТУ.
4.3. Комбинированные установки с МГД-генератором
Метод преобразования энергии с помощью МГД-генератора
Повышение КПД энергетических установок возможно путем
увеличения высшей температуры цикла. Это может быть реали-
зовано в цикле комбинированной установки с МГД-генератором, ра-
бочим телом в которой служат электропроводные продукты сгора-
ния, инертные газы, двухфазные смеси и жидкости.
172
Принцип работы МГД-генератора основан на преобразовании
внутренней энергии электропроводящей рабочей среды в электри-
ческую при пересечении движущимся рабочим телом силовых ли-
ний магнитного поля. Рабочий процесс МГД-генератора аналогичен
процессу в газовой турбине, но отличием является отсутствие вра-
щающихся частей. Поэтому МГД-генератор иногда называют элек-
тромагнитной турбиной, а термодинамический цикл, включающий
повышение давления, процесс подвода теплоты, разгон рабочего тела
и преобразование энергии в канале МГД-генератора, подобен циклу
простейшей ГТУ. На рис. 1.56, а, б представлены схемы простей-
ших установок открытого цикла с МГД-генератором. Окислитель
из компрессора К (см. рис. 1.56, а) после подогрева в теплообмен-
нике поступает в камеру сгорания Г, куда вводится топливо и ио-
низирующая присадка. Продукты сгорания разгоняются в сопле С
и поступают в канал МГД-генератора. Электрическая мощность,
снимаемая на нагрузку с электродов, генерируется в канале.
Рис. 1.58. Схемы установок с МГД-генератором:
а - принципиальная схема установки и цикла; б - принципиальная схема комби-
нированной установки с МГД-генератором и ПТУ; в - рабочий процесс в МГД-
генераторе; 1 - компрессор; 2 - камера сгорания; 3 - канал МГД-генератора; 4 ~
магнитная система; 5 - парогенератор; 6 - низкотемпературный парогенератор;
7 - система очистки; 8 - выпускная труба; 9 - конвертор; 10 - паровая турбина;
11 - паровой котел
173
Преимущества метода получения электрической энергии с по-
мощью МГД-генератора по сравнению с традиционным методом ма-
шинного преобразования в ПТУ или ГТУ заключаются в следующем:
возможность повышения температуры цикла и соответственно
КПД установки более чем на 50 %;
возможность получения высоких удельных мощностей на едини-
цу объема (до 500 МВт/м3 и более) в единичном блоке;
снижение массогабаритных показателей установки и повышение
удельной массовой мощности;
уменьшение температуры газа, выходящего в окружающую сре-
ду;
усовершенствование существующих тепловых энергетических
установок на базе ПТУ.
Техническая реализация этого метода встречает ряд трудно-
стей, главными из которых являются: проблема снижения по-
терь в рабочем процессе МГД-генератора и создание канала МГД-
генератора с большим ресурсом работы; создание магнитной систе-
мы с индукцией В > 4 Тл; обеспечение устойчивой ионизации рабо-
чего тела; выбор высокотемпературных материалов канала.
КПД МГД-генератора т/мг, определяется аналогично мощност-
ному КПД турбины в виде т/мг = (i*Mr - г*м)/^мг - КПД
7?пр преобразования энтальпии выражается как отношение полезной
мощности Ne к массовому расходу G и энтальпии i^p при выс-
шей температуре цикла Т^р : т)пр = -МэлДСг^р) (рис. 1.56, в). От-
метим, что указанные преимущества установок с МГД-генератором
достижимы при т)ыт > 65 % и т/пр > 20 %. Значения т/мг и т]пр зависят
от уровня мощности МГД-генератора и расхода рабочего тела.
Электрическая проводимость а рабочего тела, необходимая для
реализации преобразования энергии с помощью МГД-генератора,
должна быть больше 2(0м-м)-1, что определяется прямо пропор-
циональной зависимостью удельной мощности МГД-генератора от
электрической проводимости. Достижение указанных значений а
возможно при использовании продуктов сгорания твердого, жидко-
го или газообразного топлив, инертных газов с легкоионизируемыми
присадками щелочных металлов (калия, натрия или цезия) при тер-
мической и нетермической ионизации. Использование жидких ме-
таллов или газожидкостных рабочих тел позволяет получить значе-
ния а 2 (Ом-м)-1, но встречает трудности при разгоне рабочего
тела.
Уровень температуры продуктов сгорания с добавкой легкоио-
низируемой присадки при выполнении указанного условия должен
174
составлять 2300 - 3500 К, а в инертных газах 2000 - 2500 К. При
нетермической (неравновесной) ионизации газов с присадкой темпе-
ратура газа может быть уменьшена до 1800 К.
Разработки установок различного назначения с МГД-генерато-
ром в течение ряда лет проводят в США, России, Японии, Китае,
Австралии, Индии, Италии и других странах.
Типы установок с МГД-генераторами
Установки с МГД-генераторами, так же как и с турбиной, мо-
гут работать по циклу Брайтона, по циклу Ренкина или по циклу
Эриксона. Возможны два направления применения комбинирован-
ных установок с МГД-генераторами в энергетике. Установки откры-
того цикла, в которых рабочим телом являются продукты сгорания
органических топлив (жидкого, твердого и газового) при температу-
ре 2300 - 3500 К с добавкой легкоионизируемых присадок щелочных
металлов, в основном калия в виде различных химических соедине-
ний, например К2СО3 или КОН. Установки замкнутого цикла, где в
качестве рабочего тела применяются менее агрессивные и более со-
вершенные с точки зрения ионизации инертные газы (гелий, аргон и
неон при температуре 1800 - 2500 К) с присадкой цезия. Для нагрева
рабочего тела в замкнутом цикле можно использовать как ядерный
реактор, так и подогреватели на органическом топливе. Кроме это-
го в установках замкнутого цикла могут быть использованы жидкие
металлы, эмульсии и суспензии (газ с твердыми частицами). При-
менение жидких металлов в качестве рабочего тела в установках
позволяет повысить удельную мощность МГД-генератора благода-
ря их высокой электрической проводимости (106 (Ом- м)-1), но при
этом возникают затруднения с передачей энергии пара или газа по-
току жидкого металла с минимальными потерями.
В зависимости от типа установки и используемого топлива до-
стижение температуры рабочего тела, обеспечивающей необходи-
мый уровень электрической проводимости, определяется следующи-
ми условиями:
температурой предварительного подогрева окислителя (возду-
ха), зависящей от типа теплообменника;
обогащением воздуха кислородом или сжиганием в чистом ки-
слороде без предварительного подогрева, что устраняет проблемы
создания высокотемпературного воздухонагревателя и существенно
повышает стоимость установки.
При подогреве окислителя до Тпа > 1700 К установки с МГД-
генератором имеют высокую экономичность, повышенную степень
175
регенерации и высокий уровень КПД. При обогащении воздуха ки-
слородом необходимо вспомогательное оборудование для получения
кислорода из воздуха.
Применение угля в установках открытого и замкнутого циклов
считается наиболее перспективным и может быть реализовано при
прямом сжигании пылеугольной смеси или путем газификации угля.
В этих случаях возможно использование низкосортных углей с вы-
соким содержанием серы.
Термодинамическую эффективность установок можно оцени-
вать при сравнении их КПД с КПД цикла Карно т/к. В этом случае
приближение КПД анализируемой установки т/е к КПД опреде-
ляется коэффициентом £, учитывающим качество установки - £ =
= fJe/Пк _ и позволяющим оценить дальнейшие возможности по-
вышения эффективности по мере усовершенствования цикла и схе-
мы установки. Примером такого сравнения могут служить зна-
чения КПД ГТУ трех типов и установки с МГД-генератором при
Тмг = 2800 К:
ГТУ MS 5002
ГТУ-200-750
ГТУ-200-1500
Че €
0,307 0,376
0,42 0,58
0,52 0,65
Установка с МГД-генератором ................. 0,51 0,625
Необходимость поддержания в газе определенного уровня элек-
трической проводимости а при равновесной ионизации приводит
к тому, что увеличивается температура за МГД-генератором до
Tj^ = 2200... 2400 К и значительно возрастают потери с уходя-
щей теплотой, а следовательно, снижается КПД цикла. Поэтому
для повышения КПД установки необходимо использовать теплоту
газов, уходящих из МГД-генератора, с возможно большей эффек-
тивностью. Это может быть достигнуто двумя способами:
1) применением регенеративного цикла с подогревом воздуха до
высоких температур (Тдд « 2000... 2200 К) перед поступлением
его в камеру сгорания (рис. 1.57, а), регенеративного цикла с подо-
гревом воздуха до умеренных температур (Тдя » 1600... 1700 К)
(рис. 1.57, б) или цикла без регенерации при обогащении окислителя
кислородом с последующей утилизацией теплоты уходящих газов в
дополнительной установке, например в ПТУ;
2) применением цикла с термохимической регенерацией топлива
(рис. 1.57, в, г).
176
г
Рис. 1.57. Схемы комбинированных установок с МГД-генератором:
а - с регенерацией теплоты и приводом компрессора от электродвигателя;
б - с регенерацией теплоты и ПТУ; в - с термохимической регенерацией; г -
с газификацией угля; 1 - теплообменник для подогрева воздуха; S - теплообмен-
ник для подогрева газа; 3 - камера сгорания; 4 ~ МГД-генератор; 5 - инвертер;
6- газификатор; 7- циклонная камера сгорания; 8- холодильник; 9- уловитель
присадки; 10- подогреватель газа; 11 - воздухоподогреватель; 12- газовая тур-
бина; 13 -паровая турбина; 14 - воздушный компрессор; 15-газовый компрессор
177
КПД 7/е комбинированной установки с утилизацией теплоты,
например в ПТУ или ГТУ, зависит от КПД Лемг цикла с МГД-
генератором и КПД 7/уТ утилизирующей установки. Зависимость
КПД комбинированного цикла с МГД-генератором от 7]еит и т]ут име-
ет вид
• „ _ „ । &М + Qo^yr
Ле — Лемг Н Tj ,
Утл
где Qm - количество теплоты на выходе из МГД-генератора; Qo -
теплота, отведенная при охлаждении канала МГД-генератора, каме-
ры сгорания и диффузора; Qra - количество теплоты, полученной
при сжигании топлива в камере сгорания.
Тогда согласно тепловому балансу <5тлт?г = NeMr + Q^f + Q0—N*,
где т)г - КПД камеры сгорания; NK - мощность компрессора. Выра-
зив из последнего уравнения Qm + Qo, подставив ее в предыдущее и
разделив почленно на QTa, получим
Ле — Ле мг + (т/г ЛемтУЛут: (-Ук/Фтл^ут- (130)
КПД комбинированной установки регенеративного цикла с МГД-
генератором и утилизацией теплоты в дополнительной установке
равно
Г Г/ ч Ук
Ле —1 7/емгТ \Лг Лемг)
' Утл
1 + СГр.
(131)
где <7Р - степень регенерации.
Из зависимостей (130) и (131) следует, что КПД существенно
зависит от Лемг, Лут и ар- При повышении КПД 7}ут с 0,3 до 0,4 при
Лемг — 0, 2 значение г]е увеличивается с 0,44 до 0,52.
На 0ис. 1.58 показана зависимость КПД т/е комбинированных
установок с МГД-генератором, разработанных различными фирма-
ми и организациями, от температуры подогрева окислителя Тдп-
Из зависимости можно проследить тенденцию роста КПД цикла при
повышении температуры Тдд, а также влияние на КПД т]е типа
установки, утилизирующей теплоту за МГД-генератором. Напри-
мер, при Tjjjj = 1450 К КПД установок с МГД-генератором и ПТУ
составляет 0,5, а установок с МГД-генератором и ГТУ - 0,53-0,54.
При повышении Тцц до 1550 К установка с утилизацией теплоты
в ГТУ имеет высокий КПД, равный 0,55, и при дальнейшем росте
Tjjjj до 1900 - 1950 К КПД возрастает до 0,6.
178
Рис. 1.58. Проектные КПД базовых установок с МГД-генератором:
1 - обычная магнитная система, МГД-генератор + ПТУ, рц < 18 МПа; 2- то же,
рц > 18 МПа; 3 - сверхпроводящая магнитная система, МГД-генератор + ПТУ,
рц < 18 МПа; 4 ~ то же, Рп > 18 МПа; 5 - “Вестингауз”, США; 6 - АН СССР;
7 - Горнорудное управление, США; 8 - “Электрисите де Франс”; 9 - “Броун-
Бовери”, Швейцария; 10 - Институт теплофизики, Польша; 11 - “Симменс -
Шуккерт”, ФРГ; 12- “Авко”, США; 13- МВТУ, СССР
Комбинированные установки с МГД-генератором можно подраз-
делить по типу утилизации теплоты на три группы: с ПТУ; с ПТУ
и ГТУ; с ГТУ.
Схемы и циклы комбинированных установок
На рис. 1.56, б приведена схема комбинированной установки с
МГД-генератором и ПТУ. В качестве топлива в ней используется
уголь. Температура подогрева воздуха составляет 1290 К. Компрес-
сор приводится в действие электродвигателем, что улучшает мане-
вренность установки по сравнению с приводом от ПТУ. Расчетный
КПД Т)е такой установки мощностью Ne = 440 МВт, с температурой
и давлением газа перед каналом МГД-генератора 2660 К и 0,42 МПа
соответственно составляет 0,5.
В схемах с кислородным обогащением значительно проще реша-
ется вопрос создания теплообменников для подогрева окислителя,
но ухудшаются технико-экономические показатели установок из-за
уменьшения КПД на 0,04 - 0,05, что связано с расходом энергии на
получение кислорода. Зависимость КПД комбинированных устано-
вок с обогащением кислородом от температуры подогрева воздуха,
представленная на рис. 1.59, показывает, что КПД Т]е существенно
179
Рис. 1.59. Зависимость КПД установки с МГД-
генератором от степени обогащения воздуха кисло-
родом
зависит от температуры перед МГД-генератором, и при ее снижении
на 100 К КПД уменьшается приблизительно на 0,04. Уменьшение
температуры подогрева окислителя при постоянном значении Т^р
требует увеличения концентрации кислорода и снижает КПД. Из-
менение Тjjп с 1500 до 1300 К при Т^р = 3000 К сопровождается
уменьшением КПД на 0,02. Исследование циклов установок с МГД-
генератором и ПТУ с обогащением воздуха кислородом показывает,
что КПД таких циклов может достигать 0,5.
В установке с МГД-генератором и ПТУ, разработанной в США,
предполагается использовать в качестве топлива кокс, а в качестве
присадки - цезий, что позволяет уменьшить Tpp воздуха (без обога-
щения кислородом) до 1100 - 1200 К и получить КПД станции 0,52 -
0,53 при Ne = 770 МВт, где мощность МГД-генератора составляет
половину суммарной мощности. При увеличении температуры Tjjjj
с 1100 до 1200 К КПД станции увеличивается всего на 0,008, а при
дальнейшем повышении Тцр до 1900 К КПД т]е возрос бы на 0,05.
Несомненно, использование цезия дает преимущества, но при этом
предстоит решить сложную задачу выведения цезия из тракта (в
100 %-ном количестве) для возвращения его в цикл установки.
Несмотря на достижения в области высокотемпературного по-
догрева окислителя, подтвердившие возможность работы возду-
хоподогревателей при температуре подогрева воздуха до 1500 -
1700 К, остаются значительные трудности создания и длительной
180
эксплуатации теплообменников, способных работать при Tjjij =
= 2100 ... 2300 К. Таким образом, следует разрабатывать новые схе-
мы комбинированных установок, позволяющих повысить КПД ци-
кла при температурах подогрева окислителя Тдц, не превышаю-
щих 1700 К. Известное сочетание МГД-генератора и ПТУ дает воз-
можность получить КПД цикла 0,50 - 0,54 при относительно низких
температурах Tjjjj (1400 -1700 К), но при этом установки имеют
недостатки, свойственные ПТУ: невозможность повышения КПД
ПТУ, необходимость применения высоконапорного парогенератора
и нескольких блоков ПТУ, неудовлетворительную маневренность, а
также большой расход воды.
В связи с этим можно рассмотреть циклы с использованием хи-
мической регенерации теплоты при подводе ее к топливу. Схема
такой установки с МГД-генератором и ГТУ показана на рис. 1.57, в.
Теплота от газов при выходе из МГД-генератора подводится в ре-
генераторе к топливу (углю). Газ, выделенный при разложении
угля, после подогрева в теплообменнике подается в камеру сгора-
ния. Часть теплоты за МГД-генератором затем подводится к воз-
духу, используемому и в газовой турбине. Реализация такой схемы
позволяет отказаться от паросиловой части, так как степень реге-
нерации в таких установках может быть очень высока. КПД схем
установок с химической регенерацией и утилизацией теплоты в ГТУ
превышают КПД классической схемы с МГД-генератором и ПТУ и
достигают 0,6.
Представляют интерес также установки с МГД-генератором и
ГТУ с различным числом агрегатов и различной компоновкой тур-
бин (рис. 1.60). Например, включение ГТУ с автономной камерой
сгорания в схему с МГД-генератором и ПТУ позволяет устранить
проблему создания воздухоподогревателя, обеспечить привод ком-
прессоров и высокую маневренность установки.
Схема одной из таких установок приведена на рис. 1.60, а. Воз-
дух из компрессора К2 в количестве после предварительного по-
догрева до Тцп = 900 ... 1100 К разделяется на два потока. Один
поток, равный 0,6 Ge, после подогрева до Tjjjj = 1500... 1700 К по-
ступает в камеру сгорания МГД-генератора, а второй (0,4 Ge) - во
вспомогательную камеру сгорания Г1, где происходит процесс сгора-
ния с а = 2. Продукты сгорания подогревают первый поток и после
расширения в турбине подмешиваются к первому потоку газа, иду-
щему из МГД-генератора в парогенератор. Преимуществом схемы
181
Рис. 1.60. Комбинированные установки, содержащие МГД-генератор, а
также ПТУ и вспомогательные газовую и воздушную турбины (а), простей-
шую ГТУ при обогащении воздуха кислородом (б), ГТУ при газификации
угля (в), газовые турбины, работающие на продуктах сгорания и фреоне
(г), ГТУ и ПТУ, работающие на угле (<?):
1, 10 - компрессоры; 2 - промежуточный охладитель; 3 - турбина; 4 - электроге-
нератор; 5 - МГД-генератор; 6, 9 - подогреватели воздуха; 7 - камера сгорания;
8 - вывод шлака и присадки; 11 - парогенератор; 12, 23 - низкотемпературные по-
догреватели воздуха и фреона; 13- насос; 14 - уловитель присадки; 15 - конденса-
тор; 16- фреоновая турбина; 17- конденсатор фреона; 18- выхлоп газа в атмосферу;
19 - подача угля; 20- система газификации угля; 21 - циклон; 22 - паровая турбина;
24 - теплообменники подогрева фреона
182
является небольшая разность давлений между воздухом после пред-
варительного подогрева и продуктами сгорания в высокотемпера-
турном теплообменнике. Относительно низкая температура возду-
ха, выходящего из теплообменника в газовый тракт перед каналом
МГД-генератора, позволяет применять обычные материалы. При
ТмГ = 3000 К и давлении воздуха, равном 0,4 МПа, КПД установки
т]е достигает 0,48. Некоторое усложнение газотурбинной части уста-
новки в виде дополнительной воздушной турбины (см. рис. 1.60, а,
пунктирная линия) повышает КПД до 0,5. Это соответствует эконо-
мичности комбинированного цикла МГД-генератора с ПТУ с высо-
котемпературным подогревом воздуха и одинаковыми параметрами
при входе в МГД-генератор, но по эксплуатационным свойствам и
вследствие отсутствия теплообменника установка имеет несомнен-
ные преимущества.
Также рациональна схема МГД-установки с ГТУ, расположен-
ной перед каналом МГД-генератора (рис. 1.61, а). Рабочим телом в
турбине служит воздух, нагретый в теплообменнике, что позволя-
ет избежать коррозии и эрозии проточной части турбины. Высокое
давление перед турбиной увеличивает единичную мощность уста-
новки. К недостаткам такой установки следует отнести неполное
использование теплоты, поступающей из канала МГД-генератор а
в ГТУ потока и невысокий КПД установки (около 0,45). Эконо-
мичность можно повысить в том случае, если для работы МГД-
генератора за турбиной Т1 отбирается лишь часть воздуха, а его
остаток расширяется в турбине Т2, увеличивая ее мощность. Рост
отношения расходов воздуха в ГТУ к расходу продуктов сгорания
в МГД-генераторе позволяет повысить утилизацию теплоты и мощ-
ность установки. Однако при этом растет суммарная поверхность
теплообменников.
Недостатки, присущие комбинированным установкам с МГД-
генератором и ПТУ или с МГД-генератором, ПТУ и простейшей
ГТУ, можно устранить, сочетая МГД-генератор с многоагрегатной
ГТУ при увеличенной степени повышения давления. ГТУ не толь-
ко обеспечивает привод компрессоров, но и сама служит источником
полезной энергии с относительно высоким КПД, в особенности при
повышении температуры рабочего тела перед турбинами и росте
степени повышения давления в компрессорах. Охлаждение стенок
канала МГД-генератора воздухом при повышенном давлении, отби-
раемым из ГТУ, уменьшает расход воды, что улучшает технико-
экономические показатели установки.
183
Рис. 1.61. Схемы установок с МГД-генератором и простейшей (а) и
предвключенной ГТУ (б), а также с параллельно включенными ГТУ и
МГД-генератором (в)
Возможность работы МГД-генератора на любом виде топлива
позволяет использовать твердое топливо как при непосредственном
сжигании, так и при химической регенерации. При этом в цикле ком-
бинированной установки с регенеративным подогревом окислителя
до умеренных температур целесообразно сочетать МГД-генератор
и ГТУ. На рис. 1.60, д показана схема установки, в которой ука-
занные преимущества удачно сочетаются. В качестве топлива ис-
пользуется уголь. Привод компрессоров осуществляется воздушной
184
турбиной, расположенной перед каналом МГД-генератора. Теплота
утилизируется в ПТУ. Характеристика электростанции мощностью
1000 МВт, работающей на угле, представлена в табл. 1.4. Дальней-
шее повышение КПД установки может быть реализовано в установке
с МГД-генератором, ГТУ, ПТУ при газификации угля (рис. 1.57, г;
1.60, в) или в тринарном цикле, включающем в себя МГД-генератор,
ГТУ и фреоновую установку (рис. 1.60, г). В этом случае низкопо-
тенциальная теплота утилизируется во фреоновой турбине, а привод
компрессоров осуществляется газовой турбиной с вспомогательной
камерой сгорания.
4.4. Газотурбинные установки с МГД-генератором
Существует лишь небольшое количество схем комбинированных
энергоустановок с МГД-генератором, где в качестве утилизационной
установки применяется ГТУ. Экономичность этих установок невы-
сока, так как в ГТУ простейшей схемы при невысоком конечном
давлении воздуха в цикле не полностью утилизируется теплота га-
за, выходящего из канала МГД-генератора, что снижает КПД всей
установки в целом. Сочетание МГД-генератора с многоагрегатной
ГТУ более эффективно из-за возможности более полной утилизации
теплоты и использования мощности турбин для привода компрессо-
ров и электрогенератора.
Установка с МГД-генератором, расположенным за ГТУ
Схема и цикл комбинированной установки с предвключенной
ГТУ приведены на рис. 1.61, б. Принцип работы установки следую-
щий: атмосферный воздух сжимается последовательно в компрессо-
рах KI - KJ (число компрессоров определяется в результате опти-
мизации цикла), охлаждаясь в промежуточных воздухоохладителях
XI - ХЗ, затем поступает в подогреватели П1 - ПЗ, где подогрева-
ется газами, выходящими из МГД-генератора. Расширяясь в тур-
бинах Т1 - ТЗ, воздух производит работу, которая частично расхо-
дуется на привод компрессоров. Для облегчения пуска и улучше-
ния регулирования установки на переменном режиме параллельно
теплообменникам П1 - ПЗ (для подогрева воздуха между турбина-
ми) можно располагать камеры сгорания Г1-ГЗ. После турбины
ТЗ воздух поступает в высокотемпературный теплообменник Р1 и
затем направляется в камеру сгорания Г, куда подается топливо и
185
QO
Таблица 1.4. Характеристика электростанции мощностью 1000 МВт,
работающей на угле
Параметр Этап реализации
I II III
Характеристика и особенности Прямое Прямое Прямое ежи- Технологи- Термохими-
схемы сжигание угля, обо- гащение 02 сжигание угля, воз- духоразде- лительная установка гание угля, регенерация тепла в высо- котемпера- турном тепло- обменнике ческая пе- реработка угля - гази- фикация ческая пе- реработка при исполь- зовании теп- лоты уходя- щих газов
Характеристика угля Температура предварительного Высокого качества, Q? = 25 МДж/кг Низкосортны жанием серы е, с высоким содер , влажность 20 %
подогрева окислителя, К Обогащение кислородом, % 800 - 900 34-37 900-1000 1700 -1800 1500- 1700 1700- 1800 35-40
КПД, % Экономия топлива по сравнению 46-47 47-50 48-50 47-48 54-57
с ПТУ на угле (т}епту = 36 %), % 21-23 23-28 25-28 23-25 33-37
легкоионизируемая присадка, например поташ К2 СО3. Созданные
в СССР опытные высокотемпературные теплообменники регенера-
тивного типа с шаровой насадкой позволяют довести предваритель-
ный подогрев до 1700 - 2000 К. В камере сгорания температура газа
повышается до 2700 - 3000 К, и рабочее тело после разгона в сопле
поступает на рабочий участок канала, где снимается полезная элек-
трическая мощность Ум Г- Далее газ идет в теплообменники Р1,
П1 — ПЗ, где нагревает воздух, и после выведения присадки вы-
брасывается в атмосферу. В данной схеме МГД-генератор подобен
ТНД, за которой теплота утилизируется для подогрева воздуха пе-
ред турбинами и предварительного подогрева воздуха перед камерой
сгорания Г и МГД-генератором.
Мощность комбинированной установки
Ne — [Лемг + (УтЕ ~~ УкЕ)7м](1 Дс.н))
где NeMr - мощность МГД-генератора; NT% - суммарная мощность
турбин; - суммарная мощность компрессорбв; Дс.н - доля затрат
мощности на возбуждение обмотки магнита и собственные нужды
станции; 7/м - механический КПД.
Пусть степень понижения давления газа в МГД-генераторе
РМг/РМ, тогда умг = (рмг/РМ )(к~г^к, где к - показатель адиа-
баты на участке понижения давления в канале МГД-генератора.
Оптимальные параметры комбинированного цикла находят так
же, как и параметры многоагрегатной ГТУ. Полагая ТА1 = ТА2 =
= ТАз, Со = ТА1/ТА и ТГ1 = ТГ2 = ТГз = Тг, для определения
КПД цикла и мощности установки вычислим суммарную удельную
работу компрессоров
Тл{[(Н -!] +
+&« - i)(x2/’hn -1)+е»[(А)
и суммарную удельную работу турбин
т m ГЛ 1 \ / 1 \
ЬТЕ - сргтг (J -
х Цл ' X (/•> /
где Срв и Срг - удельные теплоемкости воздуха в процессе сжатия
в компрессорах и расширения в турбинах соответственно; 7/к.п, т/т.п
- политропные КПД компрессора и турбины; дъ - относительный
расход воздуха на охлаждение канала МГД-генератора и турбин.
187
Удельную теплоту, подведенную в камере сгорания МГД-генера-
тора к рабочему телу при заданной температуре предварительного
подогрева воздуха, определяют так же, как и для ГТУ. КПД цикла
_ (ТтЕ ^ке) Т Тмг77мс
7/6 фнЯтл
Удельная мощность £мг соответствует предварительно выбран-
ному оптимальному режиму работы МГД-генератора.
Из условия получения максимального КПД цикла известным
способом (см. 2.3) находят оптимальные параметры газотурбинной
части цикла при условии умг = const:
Определив оптимальные величины Х2т} и у2т], находим мощность
установки Ne при заданном расходе GB.
Зависимость КПД комбинированной установки от различных
параметров показана на рис. 1.62. Температура газа в камере сго-
рания МГД-генератора принята равной 2700 К. Для получения наи-
большей степени утилизации теплоты температуру воздуха перед
турбинами Тр и при заданных Тур, Рмг и Тцц выбирают исходя
из известной температуры за МГД-генератором.
КПД комбинированного цикла растет с увеличением 7ГК£, ( и z и
с повышением температуры Тр перед турбинами. Например, в схеме
с ( = 4 и z = 3 при рмр = 0,5 МПа, Тмр = 2700 К, Тр - 1150 К,
7гке = 150, ( = 4 и z = 3 КПД увеличивается примерно на 0,06 (см.
рис. 1.62, а), а увеличение ру р с 0,3 до 1 и с 0,5 до 1 МПа повышает
т/е примерно на 0,2 и 0,11 соответственно при постоянных Т^р =
= 3000 К, Тр = 1250 К, ( = 4 и z = 4 (см. рис. 1.62, б). Поскольку
повышение давления рм Г приводит к увеличению длины канала и
стоимости установки, для определения оптимального давления рмр
нужно выполнять технико-экономический расчет.
Одновременно с повышением КПД увеличивается мощность
УмГ МГД-генератора, мощность всей установки Ne и изменяется
соотношение между мощностями, получаемыми МГД-генератором
и ГТУ. На рис. 1.62, в показано изменение отношений Nrpy/Ne и
188
Рис. 1.62. Параметры установки с МГД-генератором и предвключен-
ной ГТУ:
а - зависимость КПД от суммарной степени повышения давления при различ-
ных значениях Tjjjj и числах подогревателей и охладителей (рмр = 0,5 МПа,
ТМр = 2700 К, Тр = 1200 К); 1 - ТПП = 1600 К, ( = 4, z = 3; 2 - Тпп = 1550 К,
С = 4, z = 3; 3 - Тпп = 1550 К, С = 4, z = 1; 4 - ТПп = 1550 К, ( = 2, z = 1; б -
зависимость КПД от давления и температуры Тр при 2700 К, £ = 4, z = 3,
Тпп = 1550 К; 1 - Тр = 1550 К; 2 - Тр = 1100 К; в - относительная мощность
при Тмг = 2700 К, рмр = 0,3 МПа, £ = 4, z = 4; 1, 4 ~ Тр = 1300 К; 2, 5 -
Тр = 1200 К; 3, 7-Тр= 1000 К; 6 - Тр = 1100 К
А'те/^мг в зависимости от 7ГК£ при Тмр = 2700 К, ( = 4 и z = 3
при различных Тр и рм р. С увеличением тгК£ и Тр составляющая
мощности турбин в суммарной мощности установки возрастет, т.е.
эффективность установки увеличится.
Анализ расчета комбинированной установки с МГД-генератором
и предвключенной ГТУ показывает, что при умеренной температуре
предварительного подогрева воздуха Тдд = 1500 К, которая явля-
ется реальной в настоящее время, и Тмр = 2700 К, КПД цикла
т]е при рмг — 0,05 МПа, Тр = 1100 К, ( = 4, z = 3 может до-
стичь 0,53. В перспективе повышение температур Тмр до 3000 К,
а Тпп до 2000 К и давления рмг Д° 1 МПа позволит получить
т]е = 0,56... 0,57.
Дальнейшее увеличение КПД цикла возможно при увеличении
расхода рабочего тела через ГТУ, работающую по полузамкнутому
циклу, где часть воздуха отбирается из промежуточной ступени тур-
бины ТЗ при ротб > РМГ (см- пунктирную линию на рис. 1.61, s),
направляется в теплообменник Р2 и отдает часть теплоты воздуху
за компрессором К4, затем охлаждается в воздухоохладителе Х4 и
поступает в компрессор КЗ. Таким образом, в цикле образуются два
контура: открытый с расходом рабочего тела Go и замкнутый с рас-
ходом G3. Средняя часть ГТУ пропускает суммарный расход Go+G3.
При расходе воздуха через последнюю ступень турбины ТЗ около
189
1200 кг/с мощность установки при Тур = 2700 К, рмр = 0,3 МПа,
Тр = 1100 К, ( = 4из = 3 может достичь 1700 МВт при мощности
ГТУ около 700 МВт.
Следует отметить, что при полузамкнутом цикле в контуре ГТУ
увеличивается расход воды на охлаждение воздуха, отбираемого из
промежуточной ступени турбины ТЗ. Максимальный расход через
турбины ограничивается прочностью лопаток ТНД.
Установка с параллельным включением
МГД-генератора и ГТУ
Такая схема (см. рис. 1.61, в) допускает возможность как со-
вместной, так и независимой работы турбинной установки на но-
минальном и переменном режимах. Она имеет два параллельных
контура, по каждому из которых циркулирует особое рабочее тело
(например, воздух - продукты сгорания или продукты сгорания -
продукты сгорания). Источником теплоты для ГТУ служит газ по-
вышенной температуры, поступающий из МГД-генератора. Часть
воздуха G\ при давлении ррх отбирается из компрессора К1 и,
пройдя теплообменники Р2, Р1, поступает в камеру сгорания МГД-
генератора при давлении рмр. Остальная часть воздуха G2 сжима-
ется в компрессорах с промежуточным охлаждением, затем посту-
пает в подогреватели ПЗ-П1 и в турбины ТГ- ТЗ. Для увеличе-
ния предельной мощности установки предпочтительнее воздух Gi,
поступающий в канал МГД-генератора, сжимать в отдельном ком-
прессоре. Варьируя расходы воздуха в контуре МГД-генератора и
ГТУ, можно обеспечить высокие степени утилизации теплоты и со-
ответственно повысить КПД установки.
Суммарная работа компрессоров
= срвТл{(1 4- /?)п(5в}’/к-п - 1) 4- ео« - п)(Ж^-п - 1)4-
, f X \ 11 .
+^° \ п С-п) -1
где /3 = G\IGp,n - число компрессоров, воздух из которых поступает
в МГД-генератор.
Суммарная работа турбин
ТтЕ — Тр s Ср г ( 1
1 \ Г, / У? \^т-п'
)^4-срг 1— ( —]
тг.п/ \схт/
190
Теплота, подведенная в подогревателях,
Q ~~ {сргТУ'
*?т.п)2 + 1
У2
Оптимальные значения и и получаем из дг)е1дх2 = 0 и
^е/^2/2 = 0. Тогда
_ Г (1 - ^ут)^оС(а?/Со)1у,’Ьс-п )’?к.п/«-’г+1)
^2т/ — I 1 /т> f >
1 [Со п + (С - 1)Со] J
У2Т) = (1 - 7/ут)’гт-п(г+1)(с^оа:т)^Т.
Термодинамический анализ установки можно выполнять при
двух условиях: при переменном значении Тдд, зависящем от коли-
чества теплоты, переданной ГТУ; при постоянном значении Tjjjj,
что более рационально. КПД установки находят при заданных тем-
пературе и давлении газа при входе в МГД-генератор, а температу-
ра газа Тм при выходе из него зависит от режима работы канала и
мощностного КПД МГД-генератора. Очевидно, что при Трр = var
оптимальный цикл переходит в чисто регенеративный без утили-
зации теплоты в ГТУ. Для такого цикла существует оптимальное
давление при входе в МГД-генератор (рис. 1.63, а), причем при при-
нятой выше температуре Тур = 2700 К температура подогрева оки-
слителя Tjjл > 2000 К.
В связи с этим более реальным будет вариант установки при
ограниченных температурах подогрева воздуха, которые обычно за-
даются в зависимости от температуры и давления газа при входе в
МГД-генератор и составляют 1500 - 1900 К. В этом случае увеличе-
ние С и z приводит к повышению КПД установки из-за приближе-
ния цикла ГТУ к циклу Карно и увеличения КПД ГТУ. Повышение
температуры воздуха Тр перед турбинами также увеличивает КПД
т/е (рис. 1.63, 6). Если в первом варианте при высокой температуре
Тип и £ = 4, z = 1 КПД т/е — 0,51, то во втором варианте при £ = 4,
z = 4 и тех же значениях Тур, рур и Тр имеем т/е = 0,52 ... 0,54.
Увеличение числа агрегатов (во втором варианте) повышает
КПД и мощность. Например, при переходе от( = 3их = 3к
( = 5 и z — 5 при одинаковых значениях тгк£ = 150, Тр = 1200 К и
при начальных параметрах МГД-генератора Тур = 3000 К, руг =
= 0,3 МПа КПД возрастает примерно на 0,04. Увеличение давления
Г ПРИ постоянных значениях тгк£ и Тр также повышает КПД и
191
Рис. 1.63. Параметры установки с параллельно включенными ГТУ и
МГД-генератором:
а - зависимость КПД от давления Рмг и температуры Тр при тгК£ = 150,
Тмг = 2700 К; 1 - Тг = 1150 К, ( = 4, z = 1; 2 - Тг = 1050 К, f = 3,
z = 1; б - зависимость КПД от степени повышения давления при Тмг = 3000 К,
РМГ = 0,3 МПа, G2/G1 = 1,25, С = 4, z = 3; 1 - ТГ = 1400 К, 2 - Тг =
= 1300 К; 3 — Тр = 1200 К; 4 — Тр - 1100 К; в - относительная мощность при
РМГ — 0,3 МПа, Тд^р = 2700 К, Тр[р[ = 1600 К, £ = 4, z = 1; 1 — Тр = 1300 К;
2,4 - Тр = 1200 К; 3,6 - Тр = 1000 К; 5 - Тр = 1100 К
мощность установки, так как растет степень понижения давления в
МГД-генераторе и его мощность. Например, при повышении давле-
ния с 0,5 до 1,0 МПа при 7ГК£ = 75 и Тр = 1150 К КПД г/е возрастает с
0,54 до 0,67. Наконец, КПД установки растет с увеличением расхода
в контуре ГТУ, использующем теплоту потока за МГД-генератором.
Так, при увеличении отношения Gv/Gx = 1//3 с 1 до 1,5 и до 2 при
постоянных 7гк£ = 150, Тмр = 3000 К, рмр = 0,5 МПа, ( = 4, z = 4
и Тр = 1150 К КПД т)в повышается соответственно на 0,09 и 0,16.
Отношения Npry/Ne = (7VTE ~ ^кЕ)/(М-Е ~ МсЕ + ^емг) И
^тЕ/^емг (рис. 1.63, в) показывают, что изменение доли мощностей
ГТУ и МГД-генератора в суммарной полезной мощности в первом
рассмотренном варианте для Тр = 1000 К составляет 30 и 70, а для
Тр = 1200 К 40 и 60 % при одинаковых параметрах газа при вхо-
де в МГД-генератор (Т^г = 2700 К, рмг = 0,3 МПа, тгк£ — 150).
Очевидно, что во втором варианте доля УгТУ в суммарной полез-
ной мощности установки Ne значительнее, так как при увеличении
числа турбин растет степень утилизации теплоты. Для приведен-
ных выше параметров Тмг, РМГ и доля тгк£ мощности ГТУ при
Тр = 1000 К составляет 45 %, а при Тр = 1200 К - 75 %.
192
Максимальная мощность комбинированной установки с парал-
лельной работой ГТУ и МГД-генератора зависит от отношения рас-
ходов G1/G2 = Предельный расход через ГТУ, определяемый
прочностью лопаток последней ступени турбины ТЗ, в данной уста-
новке меньше, чем при последовательном расположении ГТУ и МГД-
генератора, поскольку в рассматриваемом цикле происходит пол-
ное расширение. Применение полузамкнутой схемы в этом случае
(см. пунктирную линию на рис. 1.63,в) может облегчить возмож-
ность увеличения предельной мощности установки до 1700 МВт при
расходе воздуха в замкнутой части ГТУ 1200 кг/с при Тм г = 2700 К
и7> = 1200К.
В рассмотренных циклах можно принимать, что тепловые по-
тери в окружающую среду в теплообменниках равны 5 % от по-
ступающей теплоты, затраты мощности на возбуждение магнит-
ного поля, создаваемого сверхпроводящим магнитом при индукции
В = 4... 6 Тл, составляют 0,8 - 1 % от мощности МГД-генератора,
а потери мощности на регенерацию присадки - около 0,5 —0,8 % от
мощности МГД-генератора. Тогда мощность МГД-генератора с уче-
том потерь энергии в магнитной системе будет
Л^емг = ^емг^м.с-
Предполагается, что потери мощности на собственные нужды
частично компенсируются, если утилизировать теплоту, получен-
ную при охлаждении камеры сгорания и электродной стенки ка-
нала МГД-генератора, и в конечном итоге они составляют 2-4%
от мощности установки. Таким образом, КПД магнитной систе-
мы 7/м.с = 0,96... 0,98. Коэффициенты потерь полного давления по
тракту принимают: ствх = 0,99; стВых = 0,99; стп = стр = 0,98. Расхо-
ды воздуха на охлаждение канала МГД-генератора и турбин могут
составлять 1 - 5 % от суммарного расхода воздуха, что зависит от
принятой системы охлаждения и конструкционных материалов.
Установка с МГД-генератором, камерой смешения и ГТУ
Для исключения из комбинированной установки такого слож-
ного узла, как высокотемпературный теплообменник, разрабатыва-
ют схемы с понижением температуры газа перед турбиной путем
смешения горячего газа, выходящего из канала МГД-генератора, с
воздухом, выходящим из компрессора (рис. 1.64). Поступающий из
атмосферы воздух сжимается в компрессорах KI - KJ с промежуточ-
ным охлаждением в холодильниках XI - ХЗ. Перед компрессором К5
7 - 1746
193
Рис. 1.64. Цикл и схема ГТУ с МГД-генератором и смешением рабо-
чих тел
часть воздуха G\ отбирается в смесительную камеру КС. Осталь-
ная часть воздуха дожимается в компрессоре К5 и поступает
в камеру сгорания Г1 МГД-генератора, где в результате сгорания
топлива температура газа повышается до Т/рр. Далее газ напра-
вляется в канал МГД-генератора и камеру смешения КС. Изменяя
отношение расходов G1/G2, можно получить необходимую темпе-
ратуру газа перед турбиной Т1. Промежуточные камеры сгорания
Г2 и ГЗ обеспечивают необходимую температуру Тр перед другими
турбинами.
Полезная мощность снимается как с генератора на валу ГТУ,
так и с зажимов МГД-генератора. Если температура и давление
газа при входе в канал МГД-генератора: Tjpp = 2850 К, рмг =
= 10... 12 МПа, то может быть получена температура газа перед
турбиной 1100 К при Gz/(Gi + G2) = 0,32, а мощность и КПД
установки при ( = 4 и z = 2 могут быть равны 430 МВт и 0,515
соответственно. КПД такой установки ниже КПД комбинирован-
ной установки с последовательным и параллельным расположением
МГД-генератора и ГТУ, однако отсутствие высокотемпературного
теплообменника позволяет улучшить технико-экономические пока-
затели установки и ее надежность.
Поскольку температура воздуха за компрессором невысока, то
для получения необходимой температуры газа Т/рр в камере сго-
рания перед МГД-генератором воздух при входе в камеру сгорания
обогащается кислородом. Так как с повышением давления при входе
в МГД-генератор электрическая проводимость газа уменьшается, то
для получения высокого КПД канала МГД-генератора вместо калия
целесообразно вводить присадку цезия или использовать нетермиче-
ские способы ионизации.
194
4.5. Замкнутые установки с МГД-генератором
Наряду с установками открытого цикла в энергетике могут най-
ти применение установки замкнутого цикла с МГД-генератором, в
которых можно получить КПД, близкие к КПД установок открыто-
го цикла. Замкнутые установки более компактны и могут работать
как на ядерном, так и на органическом топливе. Отметим их пре-
имущества:
1) возможность применения инертных газов (например, гелия,
неона и аргона с присадкой цезия) менее агрессивных, чем продукты
сгорания, и позволяющих получить более высокую электрическую
проводимость рабочего тела;
2) уменьшение загрязнения атмосферы солями присадки;
3) применение нетермических способов ионизации и связанная
с этим возможность снижения рабочей температуры газа до 1800 -
2000 К.
Благодаря меньшей температуре газа за МГД-генератором при
ограничении температуры стенок теплообменника можно получить
более высокую степень регенерации теплоты, что дает КПД уста-
новок 0,50 - 0,6. По электрофизическим свойствам наилучшим рабо-
чим телом является аргон, который можно использовать при рмр >
> 3 МПа.
В замкнутых установках можно применять как газовый и газо-
жидкостный, так и парожидкостный циклы. Парожидкостный цикл
эффективен лишь при большой степени расширения паров. Основ-
ная трудность создания жидкометаллического МГД-генератора за-
ключается в передаче энергии, полученной при расширении газа
или пара жидкому металлу с минимальными потерями. Рабочие
тела, пригодные для высокотемпературного цикла Ренкина, напри-
мер ртуть или щелочные металлы, агрессивны и способны вызвать
коррозию.
Рассмотрим некоторые схемы замкнутых установок с МГД-
генератором, работающих на газе. Простейшая схема такой уста-
новки дана на рис. 1.65.
Относительно низкая температура газа при выходе из канала
МГД-генератора (1500-1700 К) позволяет упростить создание вы-
сокотемпературного теплообменника и использовать газовые турби-
ны для привода компрессоров (рис. 1.66) и получения электрической
энергии.
При работе на органическом топливе теплота передается инерт-
ному газу в замкнутом контуре и теплообменнике П (см. рис. 1.65, а;
7*
195
Рис. 1.65. Установки замкнутого цикла с МГД-генератором:
а - на органическом топливе, б - с ядерным реактором, ПТУ и приводом ком-
прессора от электродвигателя
здесь схема “замкнутый контур”аналогична схеме на рис. 1.65, б).
Топливо сжигается в камере сгорания типа камеры ГТУ, а теплота
уходящих продуктов сгорания может передаваться воздуху, посту-
пающему в камеру сгорания, в регенераторе Р. Используя аргон с
присадкой цезия и применяя неравновесную ионизацию, в установ-
ках, схемы которых изображены на рис. 1.66, получаем КПД т/е =
= 0,56... 0,57 (при Тм г = 2050 К, тгк£ = 7,4 и политропном КПД
канала МГД-генератора совместно с диффузором т/мг.п = 0,777).
Среди установок замкнутого цикла с МГД-генератором при одина-
ковых параметрах при входе в генератор наиболее высокую эффек-
тивность имеет регенеративный цикл с газовой турбиной. В такой
установке можно получить большую степень понижения давления в
цикле и высокую температуру газа при входе в турбину, что увели-
чивает полезную работу и КПД цикла.
Комбинированные ГТУ с МГД-генератором можно разделить
на установки: с низкотемпературными регенераторами - схема I
(см. рис. 1.66, а), в которой турбина Т расположена после МГД-
генератора, и с высокотемпературным регенератором - схема II (см.
рис. 1.66, б), в которой турбина Т помещена перед Р. В схеме / тур-
бина работает на газе при низком давлении, а в схеме // - на газе
при высоком давлении, что позволяет увеличить пропускную способ-
ность турбины и единичную мощность установки. МГД-генератор
можно рассматривать как высокотемпературную турбину Т, КПД
которой зависит от параметров МГД-генератора.
196
Рис. 1.66. Схема и цикл ГТУ замкнутого цикла с МГД-генератором
для случая расположения турбины за (а) и перед МГД-генератором (б)
Параметры установок следует рассчитывать для различных
температур газа при входе в турбину и разных степенях понижения
давления газа в МГД-генераторе. Например, полагая, что мощность
турбины полностью тратится на привод компрессоров, степень по-
нижения давления в турбине при заданном тгк£ и числе компрессоров
в схеме можно определить из уравнений баланса мощности:
7ГТ —
____________1_________,-г-,________________
1 7лУ4[(7г^1-1)/(^1’?к’п) —1) + .. . + (7T^1-1)/(A;i,ht n) — 1)]GK
ТгОгг/м^мт
ко
(^2_1Ят.
п
где ki и - показатели адиабат на участках сжатия и расширения.
Степень понижения давления тгмг в канале МГД-генератора или
задают, или находят после определения 7ГТ как 7ГМГ = тгк£/тг1 <7£, где
п
<7£ = U - коэффициент, учитывающий суммарные потери полно-
i=l , ,
го давления в тракте установки; <т, - коэффициент давления в одном
узле, патрубке.
197
При заданном ттмг баланс мощности на валу турбокомпрессоров
можно обеспечить изменением 7ГК£ и температуры Тр, а при при
сохранении баланса мощности на валу турбокомпрессоров заданная
мощность установки может быть получена изменением тгмг и соот-
ветственно 7гк£ и расхода газа через канал.
Из рис. 1.67, а следует, что при увеличении степени повышения
давления тгк£ и температуры газа перед турбиной при тгмг = var
КПД цикла повышается, а при тгмг = const снижается (рис. 1.67, б).
Таким образом, для заданных тгк£ и Тр определяют оптимальное
значение тгмг.
Рис. 1.67. Зависимость КПД ци-
кла т/е от степени повышения да-
вления аргона в компрессорах:
о - = 1970 К, pjvfr — 4 МПа;
б - Тмг = 1800 К, РМР = 6 МПа, Тр =
= 1зоо к
При условии баланса мощности на валу турбокомпрессоров КПД
цикла даже при Тр = const растет с увеличением степени повыше-
ния давления в контуре тгк£ из-за повышения тгмг. В случае посто-
янства 7гмг и повышения 7ГК£ мощность турбины может быть равна
мощности компрессора, что приводит к уменьшению т]е.
На рис. 1.68 дана зависимость разности температур ДТ в высо-
котемпературном регенераторе при изменении тгк£, Тр и тгмг. При
7гк£ = const рост Тр приводит к уменьшению ДТ, т.е. к повышению
степени регенерации, а при постоянном значении Тр большим пере-
падам температуры соответствуют меньшие значения 7ГК£ и соот-
ветственно КПД г}е (см. рис. 1.68). Так, установка, работающая по
схеме I, при Тмр = 1800 К, ру р = 6 МПа, Тр = 1300 К, тгмг = 3,25,
Рис. 1.68. Зависимость перепада температуры ДТ в
теплообменнике от тК£ при рмр = 4 МПа
198
7гк£ = 10,7 имеет т]е = 0,5 и при расходе 4900 кг/с мощность, рав-
ную 1200 МВт, тогда как установка, работающая по схеме II, при
той же мощности и параметрах имеет т/е = 0,52. При дальнейшем
увеличении р до 2300 К и соответствующем росте КПД канала
МГД-генератора до т/мг.п = 0,8 при рмг — 6 МПа КПД цикла воз-
растает до т/е = 0, 57 и мощность установки может быть увеличена
до 3000 МВт.
Примером эффективного сочетания открытого цикла многоагре-
гатной ГТУ при сжигании природного топлива и установки замкну-
того цикла с МГД-генератором, использующей теплоту, передавае-
мую аргону в регенеративном теплообменнике, является схема, пред-
ставленная на рис. 1.69. Такую установку наиболее целесообраз-
а
Рис. 1.69. Схема (а) и цикл (б) установки на органическом топливе с ГТУ
открытого цикла и МГД-генератором с ГТУ замкнутого цикла
199
но использовать в регионах крупных месторождений природного га-
за (арктический шельф, северные территории), где возникают тех-
нические трудности с транспортировкой природного газа и требу-
ются большие стоимостные затраты на прокладку трубопроводов
и обеспечение их надежной и безопасной работы. КПД установки
и мощность одного энергоблока могут достигать 58 - 60 % и 2700 —
3000 МВт соответственно. Ее компактность обеспечивается высо-
ким уровнем давления воздуха в открытом контуре ГТУ и замкну-
том контуре всей установки.
Контрольные вопросы
1. Укажите цели создания комбинированных установок и типы исходных
тепловых установок.
2. Опишите схему и термодинамический цикл простейшей ПТУ.
3. Охарактеризуйте основные направления повышения КПД ПТУ.
4. Охарактеризуйте основные схемы ПГУ с разделенными контурами.
5. Опишите свойства ПГУ с параллельной схемой подвода теплоты.
6. Опишите свойства ПГУ с последовательной схемой подвода теплоты.
7. Охарактеризуйте ПГУ с параллельно-последовательной схемой подвода
теплоты.
8. Охарактеризуйте схему и свойства энергетической ГТУ со смешанным
рабочим телом.
9. Охарактеризуйте схему комбинированной установки с МГД-генератором,
укажите ее преимущества и трудности осуществления.
10. Охарактеризуйте комбинированные МГД-установки с ПТУ.
11. Охарактеризуйте комбинированные МГД-установки с ПТУ и ГТУ.
12. Охарактеризуйте комбинированные МГД-установки с ГТУ.
13. Охарактеризуйте схемы и свойства ЗГТУ с МГД-генератором.
Раздел второй
ТЕОРИЯ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГАЗОТУРБИННЫХ
УСТАНОВОК ПЕРИОДИЧЕСКОГО СГОРАНИЯ
5. Теория ГТУ ПС
с трех- и двухклапанными камерами
5.1. Схемы ГТУ
В начале века в первых ГТУ использовался цикл со сгорани-
ем при постоянном давлении (р = const) и цикл ПС с повышением
давления. Первые промышленные установки р = const из-за боль-
ших потерь в турбине и компрессоре имели низкую экономичность.
Это заставило конструкторов и ученых работать над использовани-
ем в ГТУ цикла ПС. Экспериментальная установка В.В. Караво-
дина с одноклапанной камерой ПС доказала возможность создания
ГТУ без компрессора. В установках Г. Хольцварта с двухклапан-
ными камерами периодическое сгорание осуществлялось при посто-
янном удельном объеме (и = const). Эти установки, созданные в
период 1908-1925 гг., имели КПД до 0,2 и расчетную мощность
до 2600 кВт. Несмотря на относительно высокие для того времени
параметры, вследствие ряда недостатков установки Хольцварта не
нашли применения в промышленности.
После существенного усовершенствования компрессоров и тур-
бин в конце 30-х годов вновь стали заниматься разработкой ГТУ
р = const, а цикл ПС нашел узкое применение лишь в авиации (в
пульсирующих ВРД) и в некоторых специальных областях техни-
ки. Однако основное преимущество цикла ПС, заключающееся в
увеличении КПД и удельной мощности ГТУ, остается неиспользо-
ванным, поэтому до настоящего времени исследователи проявляют к
нему интерес. В СССР работы по исследованию этого цикла в разное
201
время проводились под руководством Б.С. Стечкина, В.В. Уваро-
ва, Н.В. Иноземцева, Г.С. Жирицкого, Я.И. Шнеэ, В.И. Локая,
Н.К. Рязанцева и др. Теоретические и экспериментальные работы
велись в ряде научно-исследовательских и учебных институтов, а
также в конструкторских бюро заводов.
В Великобритании, Франции, США и в других странах прово-
дились разносторонние исследования как цикла в целом, так и про-
цесса ПС (Ф. Рейнст, Р. Маршаль, Д. Эдельман, Г. Хайтланд,
Г. Мангольд и др.). Исследования показывают, что применение в
некоторых областях ГТУ с периодическим сгоранием может дать
заметную выгоду. Это касается в первую очередь ГТД простейшей
схемы с небольшой степенью повышения давления и выражается в
увеличении мощности и экономичности без изменения массы двига-
теля. Кроме того, применение ПС в обычных ГТД на максимальном
режиме не требует значительного изменения конструкции и обеспе-
чивает существенное увеличение мощности двигателя, а это, в свою
очередь, позволяет на режимах частичной мощности повысить его
экономичность.
На рис. 2.1 показана схема одной из первых ГТУ v = const
(Г. Хольцварта) с дополнительной паровой турбиной, повышающей
общий КПД установки.
Рис. 2.1. ГТУ Хольцварта
Расссмотрим работу такой установки с продувкой камеры воз-
духом низкого давления.
Компрессор К подает воздух в камеру Г через продувочный кла-
пан ПК при давлении pjj (рис. 2.1 и 2.2, а). При этом продукты сго-
рания выходят из камеры через открытый сопловой клапан СК, га-
зовую турбину Т и парогенератор ПГ паровой турбины ПТ. После
очищения камеры от продуктов сгорания к концу периода продув-
ки zn клапаны ПК и СК закрываются и воздух при давлении рк
202
Рис. 2.2. Изменение давления в камере сгорания за цикл при
наполнении:
а - после продувки; б - при постоянном давлении
поступает в камеру Г из ресивера Рес через впускной клапан ВК.
К концу процесса наполнения гя давление в камере достигает р%. В
этот момент введенное в камеру топливо зажигается от постороннего
источника и горит при закрытых клапанах. При сгорании топлива
выделяется теплота при постоянном удельном объеме, увеличивает-
ся температура газа до Тр и давление до рр. В конце сгорания от-
крывается СК, и газ расширяется в турбине в течение zv, давление
в камере уменьшается до рр, которое несколько больше противода-
вления за турбиной рр « р^. После этого открывается клапан ПК
и цикл повторяется.
На рис. 2.3 идеальный цикл
Хольцварта изображен в р, v-
координатах, где удельная ра-
бота цикла эквивалентна пло-
щади АКГТ. Поскольку про-
цесс сжатия в установке осуще-
ствляется с охлаждением, иде-
альный процесс сжатия изобра-
жается изотермой А К (при сжа-
тии без охлаждения кривая АК
- адиабата), процесс подвода
203
теплоты- изохорой КГ и процесс расширения - адиабатой ГТ. Рабо-
та идеальных процессов сжатия и наполнения камеры эквивалентна
площади ОАК, работа расширения - площади ОГТ.
Работа установки по циклу Хольцварта связана с рядом недо-
статков конструкционного, газодинамического и энергетического ха-
рактера.
К конструкционным недостаткам относится вибрация камер сго-
рания и всей установки, а также малый ресурс соплового клапана,
что связано с тяжелыми условиями его работы. Сопловой клапан в
ГТУ в отличие от выпускного клапана ДВС пропускает горячий газ
до его расширения при высокой температуре и большой плотности.
Использование вместо клапанов вращающихся распределитель-
ных шайб или золотниковых механизмов по существу не изменяет
положения с потерями, но вызывает дополнительные трудности по
уплотнению зазоров при истечении продуктов сгорания, загрязнен-
ных частицами несгоревшего топлива и золы.
К недостаткам газодинамического характера относится низкий
КПД лопаточных машин из-за переменных режимов их работы. При
постоянном давлении ру за турбиной давление перед турбиной изме-
няется от рр до pjj « р-р, а степень понижения давления в турбине
- от рг/рт ДО единицы. При этом КПД турбины изменяется от
максимального значения до отрицательного, так как при продувке
турбина работает как газовый тормоз. Компрессор работает также в
нерасчетных условиях. Для уменьшения колебания давления между
компрессором и камерой необходим ресивер, объем которого умень-
шается с увеличением числа камер при последовательной их работе.
Значительные потери возникают из-за дросселирования воздуха при
наполнении камеры после продувки, когда велика разность давлений
в ресивере и камере, а также в первый период истечения газа через
сопловой клапан при большой разности давлений в камере и перед
турбиной.
К недостаткам энергетического характера относится малый ак-
тивный период za, в течение которого турбина совершает работу.
Активным периодом является лишь период расширения, т.е. za = zv,
который составляет 10 -15 % от продолжительности цикла zu. Это
обстоятельство приводит к увеличению удельных размеров турбины
и установки в целом.
В рассмотренной схеме ГТУ (см. рис. 2.1) для вращения ком-
прессора применена паровая турбина, в которую поступает пар из
парогенератора ПГ, установленного в выпускном газосборнике. В
204
ПТУ имеется конденсатор Ка и водяной насос ВН. Полезная мощ-
ность создается газовой турбиной. При отсутствии паровой турби-
ны газовая турбина кроме полезной нагрузки вращает компрессор.
Для повышения экономичности ГТУ v = const можно использовать
регенератор, хотя он менее эффективен, чем в ГТУ с р = const.
Впоследствии В. Шюле и А. Стодола предложили некоторые
изменения описанного цикла.
В цикле Стодолы наполнение камеры из воздушного ресивера
начинается в момент, когда давление в ней при истечении газа сни-
жается до рц, я происходит при постоянном давлении (рис. 2.2, б).
Удельная работа идеального цикла Стодолы эквивалентна площади
АКГТ (см. рис. 2.3), той же, что и для цикла Хольцварта. Работа
идеального сжатия эквивалентна площади 12КА, а работа идеаль-
ного расширения - площади 12КГТ, т.е. обе работы больше, чем в
цикле Хольцварта.
Реальной ГТУ и = const, работающей по циклу Стодолы, свой-
ственны почти те же недостатки, что и ГТУ, работающей по циклу
Хольцварта, за исключением дросселирования воздуха при наполне-
нии камеры.
Основные энергетические параметры ГТУ - ее КПД и удельная
мощность - зависят от экономичности и характера протекания про-
цессов цикла: сжатия в компрессоре, наполнения камеры сгорания и
расширения в турбине.
5.2. Процессы сжатия воздуха и наполнения камеры сгорания
Наполнение камеры и = const может осуществляться двумя спо-
собами: после продувки (при трехклапанной камере) и при постоян-
ном давлении (при двухклапанной камере).
Наполнение камеры сгорания после продувки
Наполнение в установке Хольцварта сопровождается потерями,
связанными с дросселированием воздуха. Параметры воздуха зави-
сят от числа ресиверов, из которых газ поступает в камеры, и от
экономичности компрессора.
Наполнение камеры из одного ресивера. Рассмотрим схему
ГТУ, в которой воздух поступает в камеру из ресивера, установлен-
ного между компрессором и камерой. В ресивере температура воз-
духа соответствует температуре конца сжатия и давлению р%
205
Рис. 2.4. Параметры рабочего тела в начале
и в конце наполнения камеры
(рис. 2.4). Пусть перед наполнением в камере находится воздух после
продувки при температуре То и давлении ро; в конце наполнения
в камере давление будет рк, а температура Тх. Выберем такой
объем камеры V, чтобы после наполнения в ней содержался бы 1
кг воздуха. Если масса воздуха в камере до наполнения Go, то из
ресивера поступила масса воздуха GK = 1 — Go-
Температура Тх определяется из первого закона термодинами-
ки. Примем за термодинамическую систему 1 кг воздуха в конце на-
полнения камеры сгорания - состояние 2, - а за исходное состояние
1 выберем начало наполнения. Тогда при отсутствии теплообмена
подведенная к системе теплота
Q = U2 — 141 + Твн = 0.
(132)
Внутренняя энергия ui = CvT/^Gk + c^ToGo; из = cvTx. Внешняя
работа, пропорциональная изменению объема ДУ системы и совер-
шаемая при постоянном давлении,
ТВн = — Рк — ~PKvrG* = —RTrGk-
После подстановки в уравнение (132) значений щ, из, ZBH, GK и
упрощения получим
Тх - kTK(l - Go) - ToGo = 0.
Найдем Go, для чего выразим объем камеры V через параметры
воздуха в двух состояниях:
откуда
У _ RTqGq _ RTX
Ро Рк
Go = и GK = 1 -
Торк Торк
206
Используя значение Go, получим
тх - кТк + кТ^ - тх^- = о,
J-0PK РК
откуда температура воздуха в конце наполнения камеры
х 1 + кТкр^/Тйрк - pq/pk
В качестве примера найдем температуру воздуха после напол-
нения абсолютно пустого сосуда из атмосферы (7#- = 288 К; р% =
= 0,1 МПа; ро = 0). В этом случае ро/рк = 0, тогда Тх = кТ% =
= 1,4-288 = 403 К, т.е. при наполнении пустого сосуда температура
воздуха увеличивается на 115 К. Источником увеличения внутрен-
ней энергии воздуха является работа, затраченная на вакуумирова-
ние сосуда.
Работа компрессора LKV, необходимая для наполнения камеры
воздухом массой 1 кг,
= IKGK. (134)
Удельная работа компрессора, затраченная на сжатие 1 кг воз-
духа и подачу его в ресивер,
£« = -Ц- KTA(/t-1'l/k - 1)—,
k 1 Pkv
где тг = Рк/ра ~ степень повышения давления в компрессоре (ра и
Та ~ давление и температура наружного воздуха); rjKV - КПД ком-
прессора в условиях его работы при переменном противодавлении;
GK - масса поданного из ресивера воздуха для получения в камере
заряда массой 1 кг.
Следует отметить, что КПД т]ку несколько меньше его макси-
мального значения, поскольку колебание давления в ресивере за ком-
прессором &.рк в связи с периодическим отбором воздуха в камеры
сопровождается колебанием секундного расхода AG в компрессоре
и изменением его КПД т?к (рис. 2.5). Среднее значение rjKV < г]ктах.
Очевидно, что указанное уменьшение КПД компрессора зависит от
его характеристики, и тем слабее, чем больше число камер и объем
ресивера.
После подстановки в уравнение (134) LK и GK работа
(1-£— )• (135)
к - 1 7)kv 4 -*0 РК'
207
Рис. 2.5. Изменение режима работы
компрессора при наполнении ресивера
Из выражения (135) следует, что удельная работа LKV с ростом
Тх уменьшается из-за уменьшения массы свежего заряда воздуха,
что сопровождается соответствующим снижением работы расшире-
ния и полезной работы ГТУ.
Наполнение камеры из бесконечного числа ресиверов. При на-
полнении камеры v — const из одного ресивера возникают потери
из-за конечной, иногда значительной, разницы давления в ресивере
и в камере в процессе наполнения. Это соответствует дросселиро-
ванию и приводит к повышению температуры воздуха в камере.
Потери можно снизить при уменьшении разницы давлений в ре-
сивере и камере. В предельном случае, когда в каждый момент на-
полнения разница давлений в ресивере и в камере бесконечно мала,
потери на дросселирование при наполнении камеры стремятся к ну-
лю. Для такого наполнения потребуется бесконечно большое число
ресиверов (z —> оо ) и компрессоров (или ступеней) с бесконечно
малой разницей в давлениях.
Рассмотрим наполнение камеры при политропном процессе сжа-
тия в компрессорах с КПД и показателем политропы п =
= 1 — (fc — 1)/(кт}™) . Вначале воздух поступает в камеры из
первого ресивера при pi — ро —* 0 (рис. 2.6, а). Когда давление в
камере становится равным pi, клапан за первым ресивером закры-
вается. Предположим, что сжатие в камере происходит по адиабате
и что порции воздуха между собой не смешиваются. Тогда темпера-
тура первой порции воздуха будет Тц, а температура продувочного
воздуха, находившегося в камере до наполнения, повысится только
до 7о1 (рис. 2.6, б).
При наполнении камеры из второго ресивера в нее поступит вто-
рая порция воздуха при температуре Т22, давление в камере станет
208
Рис. 2.6. Наполнение камеры после продувки:
а - схема наполнения; б - процесс в Т, s-координатах
Р2, температура продувочного воздуха повысится по адиабате до 7*02»
а температура первой порции до 712.
После наполнения из z ресиверов давление в камере возрастет
до рк, температура продувочного воздуха до Tq^i первой порции
воздуха до 7\к и т.д. до последней порции, температура которой
будет Тк-
Средняя температура воздуха в камере в конце наполнения рав-
на Т’хоо температуре смеси всех его порций, тогда Ток < Тхоо < Tr.
Пользуясь выражением (133), найдем среднюю температуру в каме-
ре после наполнения из г-го ресивера
Т — кТц
1x,i — 'т'..
1 + к-^
Tx,i—1 Pi Pi
Pi-1 Pi-1
Вычтем из правой и левой частей последнего уравнения тем-
пературу Тх i-i в камере после наполнения из (г — 1)-го ресивера.
После упрощения получим
т _т _ (кТд — TXtj-i)(pj — Pi-i) m-ira
lx>i-i - Pi _ Pi_r + k^Tii/Tx^pi-. • (
При z —> оо имеем Tx i — Tx j-i —> dT1 и pi — Pi~\ —> dp.
Пренебрегая в знаменателе выражения (136) бесконечно малой
величиной, запишем
ат = №-т)<1Р/(к^р). (137)
209
В выражении (137) Тир- соответственно текущие температу-
ра и давление в камере при наполнении (текущие давления в камере
и соответствующем ресивере одинаковы); Тц - текущая температу-
ра в ресивере, связанная с давлением зависимостью
Та = ТА(р/Рл),п-'>п. (138)
После замены Тц зависимость температуры Т от давления р
можно представить в виде дифференциального уравнения
dT Т РА
dp р кТА
(139)
типа уравнения Бернулли dp/ dx = Р(х)у 4- ф(л)ра, имеющего сле-
дующее решение:
^1-а =e(1-a)/Fdx[(7+ / e(a-l)fPdx^ _ a)Q d J (140)
В нашем случае у = T, x = p, a = 2, P(x) = 1/p,
<?(*) =
(n—l)/n
_______(i-2n)/n
kTA P
e(i-a)fPdx = 1, или e(a-i)fPdx
P
После подстановки этих величин в выражение (140) получаем
1 1 г Лп~^/п г ,
37— = 1 С + Ц^— [рО-"»" Ар ,
7хоо Р 1 kl-A J
или
1
Тхоо
- [С + т
р К
пРа
к ТА
А./п
Р '
Найдем постоянную С из условия, что в начале наполнения ка-
меры Т = То, р = ро:
1 _ J_
То ро
2L1______ >
>=тл р°
с +
210
откуда
Тогда
1
Тхсо
(п—1)/п
к _прл_______ 1/п
с То кТА Р° •
(п-1)/п
1 ГРО пРА
р LTq кТА
После преобразования получаем
ТА ро (ТА п/рА\(п—1)/п г / р\1/п
Тхсо Р То к\ р )
откуда находим температуру в камере при давлении рк в конце на-
полнения ее из бесконечного числа ресиверов:
Т - ______________ТА(рК/ро)___________
То, к\ро / 1л РО /
Для удобства сравнения температуры Тхоо с температурой Тх
(см. формулу (133)) преобразуем выражение (141), умножив числи-
тель и первый член знаменателя на выражение к(Т%/Тя)(ро/Рк\ а
второй член знаменателя на выражение, равное предыдущему, т.е.
на к(ро/рк}Х1п После преобразования получим
Тхсо —
кТк
,Тк Ро ,
к—------h п
То Рк
1-
(142)
Покажем, что Тхоо < Тх, так как величина в знаменателе вы-
ражения (142) больше величины в знаменателе выражения (133).
Пусть 1 — ро/рк = тогда для второго члена в знаменателе
уравнения (142) имеем
п 1- ( — ) = п[1 - (1 - Л)1/”] «
L 4>KJ J
L Л 1А 11-Пл2 А П-1 л 2
п 1-(1--Д + -——А2-...) =д + ——Д2 — ... > А,
L \ п п 2п / J 2п
так как Д - правильная дробь и п > 1.
211
Рассмотрим частный случай обратимого наполнения камеры,
когда сжатие в компрессоре происходит без потерь, т.е. п = к,
Tq = Та и ро = ра- Тогда, согласно формуле (141), температура
в камере Т^соад = Та{рк1ра)^~^^ и соответствует температуре
конца адиабатного сжатия в компрессоре.
Отметим, что в частном случае, при отсутствии разности да-
влений, когда ро/рк — из формул (133) и (142) следует Тхса =
= Тх = Tq, т.е. температура в камере не изменяется.
В другом частном случае, когда ро/рк — 0> температура в каме-
ре при z —* оо, найденная по формуле (142) и равная Тхса — (к/п)Тк,
отличается от температуры Тх при наполнении из одного ресивера
тем больше, чем больше показатель политропы п.
В реальном случае сжатия в компрессоре без охлаждения, когда
п > к, справедливо неравенство Твооад < Тхоо < Тх.
Работа компрессора LKV, необходимая для наполнения камеры
воздухом в количестве 1 кг при числе ресиверов z —+ оо, может быть
записана в дифференциальной форме:
^^kvoo — Ln dG,
(143)
где dG - приращение массы воздуха в камере.
Удельная работа компрессора увеличивается с ростом текущего
давления р в камере:
В камере объемом V масса воздуха G = Vp/(RT), откуда
VTdp-pAT
ag=r —т*—’
ИЛИ
iG=T^r^pAL (144)
РК
так как в конце наполнения при давлении р% в камере находится
1 кг воздуха и Vp/(RTXOO) = 1. Используя формулу (137), которая
дает связь температуры и давления в камере в процессе наполнения
(см. рис. 2.6, б), получаем
Т dp — р dT dp
f2 =
212
или
dp
Т dp — р dT
= *3"а(р/рл)(”-1)/п’
Подставив последнее выражение в уравнение (144), находим при-
ращение расхода
_ (Тхоо/рк)&Р
~ kTA(p/pA)<"-»/«
Значения £к и dG подставим в уравнение (143): „
_р_уп-1)/п_11
РА
* ХОО J
---- ар
РК
kR
d, А
кТА(р/рАГ-^
После упрощения проинтегрируем полученное выражение для
всего процесса наполнения:
Рк/РА
L — Т — [
^JCVOO — 1 -LXOO I
« - 1 рК J
Ро/РА
(l—n)/n-
или
(РК.\1/п_(Р±
'РА' 'Ра
т R 'Г PA(PK-PQ
-^KDOO — Г J-XOO 5 И
« - 1 РК 1 РА
В частном случае для обратимого наполнения камеры, когда
п = k и ТХОо = Тка.д, если принять ро = Ра, работа компрессора
т _ R т РА !РК 1 „
Мгиооад — Г -I К ад ] — 1 — П
fc - 1 *рк I рА
или
k-i
। гр РА
+ Ср1Кы—-
РК
^киооад — CVTK ад — CvTk ад
РК
Окончательно работа
Дгиооад = ЧйГад ~ иА ~ РА<УА ~ vk)-> (145)
так как RTK^ = pKvK-, RTA = pAvA-, Тк^Ра/рк)^'1^ = ТА.
213
Рис. 2.7. Процесс обратимого наполнения камеры
В р, v-координатах (рис. 2.7) работа £киооад выражается в виде
площади ОКА, так как разность — ид ~ площади 1КА2, а
Рд(уд ~ vk) ~ площади 12А0, т.е. работа обратимого наполнения
камеры v = const соответствует работе процесса обратимого сжатия
в поршневом компрессоре.
Наполнение камеры из конечного числа ресиверов. При напол-
нении камеры из нескольких ресиверов температуру воздуха в ней
можно определить последовательно как при наполнении из одного
ресивера по формуле (133), и соответственно можно найти удель-
ную работу компрессоров как сумму работ по формулам типа (134)
и (135). Рассмотрим определение температуры Тх и работы Lxv
компрессоров без промежуточного охлаждения при заполнении ка-
меры после продувки из трех ресиверов. Обозначим р'к, р"к, р"^ и
Т^-, Т'^, Т"' соответственно давления и температуры в ресиверах.
Предположим для упрощения, что давление продувки равно наруж-
ному давлению, т.е. ро ~ PAi и что отношение давлений в соседних
ресиверах одинаково, т.е. к1 = к" = к111 = = тг, где к1 = р'^/рд,
= Рк/Р'ю = Рк/Р"ю а = Рк/РА-
Удельная работа компрессоров при сжатии до давлений р'к, р"к
и р"к соответственно
К J.
К 1
L™ = Тд^п-^п - 1).
214
Температура воздуха в ресиверах
Т'к = ТА^п~^1п\ Т'к = 7л7г2(п-1)/п; Т'% = ТА^п~^/п.
Температура воздуха в камере в конце наполнения из соответ-
ствующего ресивера
Т'х =
»///
X
грП __
X
А
X
кТ'"
А
, 'Till
f . ZZ
" ' *х
Количество воздуха, поступающего в каждую камеру из соот-
ветствующего ресивера, для получения в камере в конце наполнения
1 кг воздуха
1 т/ 1 <р// I р///
G' = l--^; G" = 1--^ =
7Г 1А 7Г 1Х 7Г 1Х
Количество воздуха, поступившего в камеру из всех ресиверов
при массе 1 кг воздуха в конце наполнения,
G = G'(l - G")(l - G'") + G" (1 - G1") + G1".
Суммарная удельная работа компрессора, отнесенная к 1 кг воз-
духа в камере в конце наполнения из третьего ресивера,
= ^G\\ - G")(l - G'") + - G"1) + L'^'G"'.
Температура воздуха в камере в конце наполнения Тх = Т'х .
Расчеты при различном числе ресиверов z показывают, что
установка двух ресиверов вместо одного дает заметное понижение
температуры в камере и весьма существенное уменьшение работы
компрессоров; увеличение числа ресиверов до трех дает меньший эф-
фект, который постепенно ослабляется при z —♦ оо. Так, при тг = 4
переход от одного ресивера к двум уменьшает работу компрессоров
почти на 20 %, к трем - на 25 %, а при z —* оо работа затрачивается
меньше на 40 %, т.е. установка второго ресивера позволяет реали-
зовать 50 %, а третьего более 60 % предельного уменьшения работы
215
Рис. 2.8. Влияние числа ресиверов на пара-
метры процесса наполнения камеры после про-
дувки при тг, равном 4 (сплошные), 6 (штрихо-
вые) и 10 (штрихпунктирные линии)
компрессоров при z —* оо (рис. 2.8). С увеличением числа ресиверов
снижается температура воздуха Тх и отношение Тх = Т^/Тх-р по-
вышается давление рр при заданной температуре в конце сгорания,
увеличивается масса воздуха в камере заданного объема и отноше-
ние G = Gz/G\. Все эти явления приводят к повышению эффектив-
ности ГТУ.
Приближенно работу Lm при z ресиверах можно определить в
зависимости от работы £киоо по формуле
L^vz = LjqvooC,
где £ = /(z) практически не зависит от тг в интервале изменения
тг = 4... 10 (см. рис. 2.8).
Наполнение камеры сгорания при постоянном давлении. В ГТУ
v = const, работающей по циклу Стодолы, наполнение камеры про-
исходит из ресивера при постоянном давлении рк (см. рис. 2.2, б) и
по существу не отличается от наполнения в ГТУ р = const. Разность
давлений в ресивере и камерах незначительна: она соответствует
гидравлическим потерям в трубопроводе и во впускном клапане, не-
сколько превышая гидравлическое сопротивление в обычной ГТУ.
216
Для получения в камере в конце наполнения массы воздуха 1 кг вся
масса должна поступить из компрессора в камеру.
Работа компрессора, отнесенная к 1 кг воздуха в камере в конце
наполнения,
Л 1 чхр
где 7/кр - КПД компрессора (в отличие от т/ки, определяемого по
рИС. 2.5, МОЖеТ бЫТЬ ПрИНЯТ раВНЫМ 7?к max)-
Температура воздуха в камере в конце ее наполнения при отсут-
ствии подогрева горячими стенками камеры и вытесняемыми про-
дуктами сгорания
ТХр = Tr = Та + Т^р.
tlK
5.3. Процессы сгорания и расширения в турбине
Процесс сгорания при постоянном удельном объеме
В идеальном цикле v = const нагрев газа при постоянном объеме
сопровождается подведением теплоты Qi = cvTpv — cvTx, где cv -
средняя удельная теплоемкость при постоянном объеме; Тх, Tpv -
температуры начала и конца сгорания. Давление в конце нагрева-
ния ppv = ркТгу/ Тх определяют, как при изохорном процессе. При
этом характер наполнения камеры сказывается лишь на температу-
ре Тх. При заданной температуре Tpv с увеличением температуры
Тх уменьшается теплота Qi и давление ppv, в результате чего сни-
жается экономичность цикла.
В действительном цикле v — const, реализуемом в ГТУ, про-
исходит процесс сгорания, сопровождающийся изменением состава
рабочего тела. Количество теплоты, подведенной к 1 кг воздуха при
сгорании в постоянном объеме, зависит от низшей теплоты сгорания
при постоянном объеме QBV и от относительного расхода топлива
<7тлг>) т-е.
Ql = QnvffTav >
где
_ Стл ~ _______CVn.cTpV — CVBTX_____
9тЛ V ~ /-1Р / гр гр \ ’ \
(Сип.сГ Гу с1> п.с-1 0)
217
GTJi и GB - секундные расходы топлива и воздуха соответственно;
Сип.с и Сив - средние удельные теплоемкости продуктов сгорания
и воздуха соответственно; rjTV - коэффициент полноты сгорания в
камерах v = const; Tq - температура определения теплоты сгорания
<Й..
Значение r]rv зависит от состава, свойств и состояния топлива,
температуры и давления воздуха, способа смесеобразования, степе-
ни турбулизации смеси, условий зажигания и наличия в камере усло-
вий, стимулирующих горение. Экспериментальные и теоретические
исследования ПС указывают на возможность осуществления в каме-
рах ГТУ v = const полноты сгорания не меньшей, чем при сгорании
топлива с постоянным давлением, т.е. T)rv = т/гр = 0,96...0,99.
Приближенно значение gTnv в зависимости от температур Tpv и Тх
можно найти для QnvVrv = 41870 кДж/кг по рис. 2.9.
Рис. 2.9. Относительный расход топлива gTJlv
Сравним величину QBV с теплотой сгорания при постоянном да-
влении QBp- Для этого рассмотрим процессы сгорания топлива при
постоянных объеме и давлении.
Предположим, что в калориметре имеется смесь топлива с воз-
духом массой 1 кг при давлении р/, температуре 7Д с молекуляр-
ной массой т, числом молекул п и газовой постоянной R. После
сжигания топлива при постоянном давлении образуются продукты
сгорания со значениями т1, п! и R1, которые при параметрах ра и
Та занимают объем V'.
Если принять, что п' < п, то V1 < V. При этом тепло-
та Qxv меньше теплоты на величину работы внешнего давления
(рис. 2.10, а), т.е.
Qhv — Qnp pa(v v )•
(147)
218
Рис. 2.10. Схема калориметра (а) и изменение давления
РГ» в Р> «-координатах (б) и в Г, 5-координатах (в)
Известно, что рдУ = GRT^ = тНпТд = 8, ЗвпТд и соответ-
ственно рАУ = 8,38п'Тд.
Тогда
Qhv = QkP ~ 8,387>(n - п).
Таким образом, теплота сгорания Q^v, а следовательно, и тем-
пература конца сгорания Tpv зависят от разности п — п1 и не зависят
от коэффициента избытка воздуха а.
Найдем давление ppv с учетом изменения числа молекул. Соста-
вим характеристические уравнения для состояний К и Г (рис. 2.10, б)
в процессе сгорания при постоянном объеме:
PKV = GRTX и PrvV = GRtTrv,
отсюда получим
РГу _ GRlTpv _ п1 Tpv
РК GRTX п Тх '
так как GR = 8,38п и GR! = 8,38??. Давление в конце сгорания
РГу
ТГу п!
= РК~^----
1Х п
зависит от отношения п1 /п и, следовательно
бытка воздуха а. С увеличением а имеем п
от коэффициента из-
/п —+ 1. При а —* оо
РГусо — РК^Гу/^х- Следовательно, давление ppv в конце действи-
тельного процесса сгорания при v = const отличается от давления
РГуоо в п>!п Ра3, Т.е. РГу = РГуооп'!п-
Изменение энтропии, соответствующее отношению давления
РГуоо/рГу пРи постоянной температуре Tpv (см. рис. 2.10, б),
As = R\n(ppvoo/prv') = Rln(n/п).
219
Таким образом, кривая процесса сгорания при постоянном объ-
еме может отклониться на обеих диаграммах от линий и = const;
это кажущееся противоречие возникает, если точки К и Г, характе-
ризующие состояние двух различных газов, нанесены на диаграмме,
построенной для одного рабочего тела. Отношение числа молекул
п'/п, связанное с химическим превращением рабочего тела, зави-
сит от состава топлива и его вида. Сгорание водорода и углерода в
составе газового топлива уменьшает отношение п /п, при сгорании
жидкого топлива находящийся в его составе водород увеличивает
отношение п1 /п, а углерод не изменяет его.
Важным параметром процесса сгорания является скорость те-
пловыделения (3 (в киловаттах), которая обусловливает скорость сго-
рания топлива. В ГТУ при р = const параметр (3 влияет лишь на
выбор конструкции и размеров камеры, которые определяются из
условия пребывания топлива в камере до окончания его сгорания.
Значение /3 не влияет ни на мощность двигателя, ни на его КПД. В
ГТД ПС при уменьшении значения /3 увеличивается продолжитель-
ность Zq сгорания топлива, возрастает продолжительность цикла
и при постоянном значении активного периода za цикла мощность
двигателя снижается пропорционально отношению za/2Ц.
На рис. 2.11 приведено расчетное изменение давления в двух-
клапанной камере ПС в процессе сгорания при переменном значении
Рис. 2.11. Изменение давления в камере
v = const в процессе сгорания:
1 - расчет; 2 - эксперимент
220
Рис. 2.12. Изменение скорости /3 в процессе сгорания
/3, полученном в экспериментальной камере ПС при частоте циклов
и = 38 Гц, давлении р% = 0,5 МПа, давлении ppv = 1,67 МПа,
продолжительности сгорания 6 • 10~3 с, продолжительности цикла
27,2 • 10-3 с и za/z4 = 0,78. Значение р изменялось в пределах
100-5000 кВт при среднем значении /Зт = 1300 кВт (рис. 2.12). За-
паздывание открытия соплового канала на = 0,002 с, соответ-
ствующее выполненному фазораспределению в экспериментальной
установке, обусловливает постоянное давление в камере после сго-
рания и приводит к снижению мощности двигателя для указанного
значения на
zn +
100 =
0,002
0,0292
100 = 7 %.
Процесс расширения после сгорания при v = const
Газ, вытекая из камеры после сгорания при v = const, расширя-
ется в турбине и совершает работу. Располагаемая работа турбины
в ГТУ v — const зависит от характера наполнения камеры сгорания
и, следовательно, от реализуемого в установке цикла. Действитель-
ная работа турбины определяется по значению ее КПД, который в
221
a
Рис. 2.13. Параметры процесса при полном расширении:
а - в состояниях /и II; б- вр, «-координатах; в - в Т, з-координатах
свою очередь зависит от характера процесса расширения. Для удоб-
ства дальнейшего анализа экономичности турбины рассмотрим ее
работу для трех случаев расширения.
Располагаемая работа турбины при полном расширении. Най-
дем удельную работу идеальной турбины для случая наполнения
камеры после продувки, соответствующую циклу Хольцварта (см.
рис. 2.2, а). Рассмотрим период открытия соплового клапана, когда
давление в камере уменьшается от рр (состояние 7) до рр (состояние
77, рис. 2.13, а). Период продувки камеры не рассматриваем.
Пусть в камере объемом V в конце сгорания находится 1 кг га-
за. В конце истечения при давлении, равном противодавлению рр,
в камере останется (7Ост килограммов газа. Условно представим,
что в процессе расширения газ в количестве (1 — <7ОСТ) килограммов
вытекает в “эластичный мешок” при давлении рр. Предположим
далее, что процессы в камере и в проточной части турбины проис-
ходят без потерь и теплообмена и что кинетическая энергия рабочего
тела в начале и в конце процессов расширения равна нулю. Изме-
нение параметров как вытекавшей части газа, так и оставшейся в
камере при переходе из состояния 7 в состояние 77 характеризуется
адиабатой ГТ (рис. 2.13, б).
Согласно первому закону термодинамики, при переходе системы
из состояния 7 в состояние 77
Q = и2 - U1 + ьвн, (148)
где Q = 0; 142 = Тубист 4" £уТр(1 бч>ст) = СуТр', ui = СуТр.
Так как внешняя работа £вн складывается из располагаемой работы
222
турбины HTV и работы расширения газа в окружающей атмосфере
при постоянном давлении рр, то
Lbw = H-rv + ppVp(\ ~ ^ост)-
Условимся удельной работой Ятг) турбины при v = const считать
работу, совершенную газом, находящимся в камере в начале расши-
рения в количестве 1 кг. Выразим объем камеры V через удельные
объемы газа в состояниях I и Ik. V = vp = v pG ост] тогда масса
оставшегося в камере газа GOCt = vp/vp. Подставив найденные вы-
ше параметры в уравнение (148), получим
cvTp — cvTp + HTV + ppvp(l — vp/vp) = 0,
откуда располагаемая работа турбины при полном расширении
HTV = cvTp — cvTp — Рр(ур — vp). (149)
Уравнение (149) показывает, что работу HTV можно рассматри-
вать как разность двух величин, одна из которых пропорциональна
площади 1ГТ2, другая - площади 13Т2. Значение работы HTV про-
порционально площади ЗГТ в р, v- и Т, з-координатах.
Располагаемая работа турбины при неполном расширении.
Предположим, что после открытия соплового клапана истечение из
камеры объемом V происходит до момента, когда в камере возник-
нет давление рр = р% > рр (рис. 2.14). Это характерно для первой
части процесса истечения из камеры ГТУ, работающей по циклу
Стодолы. Если в камере в начале истечения находится 1 кг газа, то
при давлении рр масса оставшегося в камере газа GOCr = vrlvHi
так как V = vp = VffGOCT.
Рис. 2.14. Параметры процесса в турби-
не при неполном расширении
223
Обозначим через HTVOcr располагаемую работу турбины v =
= const при начальных параметрах в камере р/j и vg. Тогда удель-
ная работа турбины при неполном расширении Нтуя может быть
представлена как разность HTV и работы турбины при истечении
газа с понижением давления в камере от рд до рр, т.е.
НтуЯ
Нту ДцЮСТ^ОСТ
(150)
Дадим величине НТуЯ геометрическую интерпретацию в р, v-
координатах. Работа
Рн Рн
HTVOCT ~ площади 4 НТ ~ / (г/ — v#) dp = vjj I
Рт
Рт
Найдем площадь, пропорциональную HTVOCtGoct. Если постро-
им адиабату КА (см. рис. 2.14), то
Рн
площадь ЗКА~ J(v"
Рт
Рт
— 1 dp =
Рн
Рт
~ 1 dp,
РНг I
где vjj f (ря/р)1'* - 1 dp
Рт L
площади 4НТ. Следовательно,
площадь 3A
Таким образом, при неполном расширении удельная работа
Нтуя ~ площади АКГТ как разности площадей ЗГТ и ЗКА.
Аналитическое выражение для НТуя получим из первого закона
термодинамики по аналогии с HTV:
Q = u2 - ui + £вн,
где Q = 0; U2 = СуТнСОСт + суТр(1 — СОСт); GOCt = иг/ид; щ = cvTp;
Твн = Дтин 4" P71VJ’(1 Goct).
После преобразования работа неполного расширения
Нтуя = cvTp — cvTp + СуТр— — CyTff-^- — рр(ур — vp—).
vH vH vH
224
Очевидно, что Tpvp/vjj = Тд; Tfjvp/vfj = Тк; vpvp/v[j = ид.
Окончательно получаем
&tvh = (cvTp — cvTp) - (cvTk — cvTA) - рт(ут — уд) (151)
или в виде соответствующих площадей HTVK ~ площади АКГТ, ко-
торая представляет собой разность между площадью 1ГТ2ъ площа-
дями 1КА5 и 5АТ2.
Из соотношения площадей АКГТ и ЗГТ следует, что прекраще-
ние истечения из камеры при давлении р^-, например среднем между
рр и рт, приводит к относительно небольшому уменьшению работы
турбины.
Располагаемая работа турбины с наполнением камеры при по-
стоянном давлении. При осуществлении в ГТУ v = const цикла
Стодолы наполнение камеры сгорания происходит при р% = const с
вытеснением продуктов сгорания воздухом, поступающим из реси-
вера.
Процесс расширения газа в турбине можно разбить на два этапа:
расширение газа в количестве (1 — (7Ост) при уменьшении давления
в камере от рр до рд = р% и расширение оставшейся части газа
GOCt при давлении в камере рк = const. В соответствии с началом
и концом двух этапов рассмотрим три состояния газа в процессе
расширения (рис. 2.15, а).
Удельная располагаемая работа турбины HTVp с наполнением
камеры при постоянном давлении может быть представлена как сум-
ма двух работ: fl^vp —— ^тинЧ-^ост-^трости т.е. работы турбины
Рис. 2.15. Параметры процесса в турбине с наполнением ка-
меры при рк = const (а) и их изменение в Т, з-координатах (б)
8 - 1746
225
v = const при неполном расширении (до давления рр = рк) и рабо-
ты турбины при постоянном давлении в камере рк, которая опреде-
ляется как произведение удельной работы турбины при постоянном
давлении Ятрост на массу газа GOct- Заметим, что работа Ятрост
пропорциональна площади 67НТ (см. рис. 2.14), а (7ОСТ = vp/vjj-
Дадим геометрическую интерпретацию произведению Нтрост X
хСост. Для этого воспользуемся адиабатой КА и найдем площадь
67КА-.
РК PH PH PH
fv"dp= dp = —
J J \ p / VfJ J \ p J vH J
PA PT PT PT
PH
где J v1 dp ~ площади 67НТ и, следовательно, площадь 67KA~
Рт
HTpOCTGocT Таким образом, работа турбины HTVp пропорциональ-
на сумме площадей АКГТ и 67КА, равных площади 67КГТ.
Аналитическое выражение работы Ятг)р можно получить из пер-
вого закона термодинамики, записанного для I и III состояний систе-
мы массой 1 кг (см. рис. 2.15, а):
Q = up — up + ZBH, (152)
где внешняя работа системы £вн складывается из работы турби-
ны HTvp , положительной работы системы ppvp против внешнего
давления и отрицательной работы над системой pkvK воздуха, по-
ступающего из ресивера, т.е.
ZBH = HTVp + ppvp - pkvК-
Если Q = 0, up = cvTp, up — cvTp, то
НГур = СуТр — СуТр — ppvp + pkvk = СуТг + RTK — СрТр. (153)
Для наглядности представления работы HTVp в виде площади в
Т, s-координатах (рис. 2.15, б) выражение (153) можно переписать в
виде трехчлена
НТуР = (суТр - СуТк) + (суТк - сРТд} - (срТр - срТд),
в котором первый член пропорционален площади 1КГ4, второй -
площади 12 А1 К, а третий - площади 1ATJ. Работа HTVp пропорци-
ональна площади 2А1 КГТА1 или равной ей площади ST1 KFJ.
226
Действительная работа турбины
В ГТУ v = const действительная работа турбины пропорцио-
нальна располагаемой работе турбины и ее КПД:
КПД турбины v = const при периодическом неустановившем-
ся режиме обычно оценивают на основе результатов исследования
турбин на переменных установившихся режимах. Такой метод не
точен, однако его можно принять для приближенных расчетов, имея
в виду, что время распространения возмущения в газовой среде в
области проточной части значительно меньше времени существен-
ного изменения параметров газа в камерах v = const перед турбиной.
Из-за значительного момента инерции ротора окружная скорость на
лопатках турбины остается в течение цикла практически постоян-
ной. КПД ступени зависит от коэффициента скорости сопл угла
выхода струи ai, степени реактивности р, коэффициента скорости
на рабочих лопатках xjj, скорости при выходе из рабочего колеса и пр.
При переменном режиме, характерном для работы турбины в ГТУ
v — const, все потери возрастают по сравнению с турбиной р = const
и КПД ступени снижается тем сильнее, чем резче изменяется режим
работы. Поэтому экономичность турбины зависит от способа напол-
нения камеры сгорания v = const и несколько ниже в турбинах ГТУ,
работающих по циклу Хольцварта, чем в ГТУ, функционирующих
по циклу Стодолы, где 7ГТ изменяется в меньших пределах.
Величина ср при переменном режиме зависит от конфигурации
сопла. Турбинные сопла с косым срезом имеют наиболее устойчивое
значение ср, которое не ниже 0,93 при изменении отношения давлений
рг/pi в пределах 0,10-0,65, при этом в докритической области ср
изменяется слабо, в сверхкритической - несколько уменьшается по
сравнению с <ртах — 0,- 96 ... 0,98.
В первый момент после открытия соплового клапана, когда да-
вление в камере сгорания максимально, в нем возникает значитель-
ное дросселирование газа, так как в этот момент давление за клапа-
ном, равное давлению Pq перед сопловым аппаратом, соответствует
давлению рг за рабочим колесом первой ступени турбины. При этом
турбина продолжает работать как газовый тормоз с отрицательным
КПД. На рис. 2.16 представлены расчетные, практически совпада-
ющие с экспериментальными кривые изменения давления рк.г в ка-
мере (I), давления Pq (5) и полного давления p*w по относитель-
ной скорости перед рабочим колесом (кривая 3). Из графика сле-
дует, что лишь через 4 • 10-3 с, при достаточно большой площади
8*
227
Рис. 2.16. Изменение давления в камере (1)
перед (2) и за сопловым аппаратом (3) в про-
цессах расширения и наполнения
открытия соплового клапана, давление приблизится к давлению
Рк.г- При этом, однако, давление в камере снизится с максимально-
го значения ppv = 1,67 МПа, соответствующего концу сгорания, до
Рк.г 1)3 МПа.
В связи с тем, что потери на дросселирование не характеризу-
ют экономичность турбины как лопаточной машины, целесообразно
их выделить и определять мощностной КПД турбины т/тг,р, относя
работу к располагаемому теплоперепаду HTVp, рассчитанному по да-
влению рк.г, и мощностной КПД , относя работу турбины к значению
HTvpO, рассчитанному по давлению рд. Для двухклапанной камеры
ПС значение f]TVp может быть существенно ниже значения T]TVpo (на
5-15%).
Скорость истечения ci и соответственно отношение скоростей
и/ci в течение цикла изменяются весьма существенно: от значе-
ний, близких к оо, соответствующих режиму газового тормоза (с
т]тир < 0), до значений 0,3-0,5, характерных основным активным
режимам с относительно высоким КПД t]TVp. На рис. 2.17 изображе-
ны векторы скоростей для различных моментов времени в течение
228
Рис. 2.17. Треугольники скоростей для первой ступени турби-
ны на некоторых этапах процесса расширения
цикла. Векторы скоростей а и б соответствуют началу и концу ци-
кла, д и е - наиболее активной части цикла, в и г - началу и концу
процесса наполнения камеры.
Изменение КПД турбины за время расширения (рис. 2.18) ука-
зывает на его резкое снижение в начале и конце цикла при больших
значениях и/с\ и на значительное уменьшение на этапах, соответ-
ствующих малому отношению и/с\ (большим значениям 7ГТ), а также
Рис. 2.18. Изменение мгновенного мощност-
ного КПД турбины в течение процессов рас-
ширения и наполнения
229
на этапах наполнения камеры при и/с\ яа 1, в особенности в начале
наполнения из-за провала давления в камере при задержке открытия
впускного клапана. Относительно слабое влияние неэкономичных
режимов на средний КПД турбины объясняется малой массой газа,
проходящего на этих режимах через турбину.
Наибольшая скорость истечения из соплового аппарата первой
ступени турбины соответствует наименьшему отношению и/ci, ко-
торое в турбине ГТУ, работающей по циклу Стодолы, колеблется
не столь сильно, как в турбине ГТУ, работающей по циклу Холь-
цварта, однако в реальных двигателях может изменяться от 0,5 до
0,3. Это вызывает нерасчетные условия обтекания рабочих лопаток
и значительные скорости сг в неосевом направлении. Кроме того,
перераспределяются теплоперепады между сопловым аппаратом и
рабочим колесом и изменяется степень реактивности ступени.
При увеличении скорости ci увеличивается угол атаки, что вы-
зывает “удар” потока в вогнутую сторону лопатки. Если принять
в качестве расчетного режима ступени турбины v = const режим
с критическим перепадом в сопле, то при больших теплоперепа-
дах возможный угол “удара” в действительности уменьшается из-
за расширения и поворота струи в косом срезе. Расчет показыва-
ет, например, что в ступени с исходными параметрами ai = 17°,
/?1 = 30°, р = 0,15 при колебании отношения давлений в ступени
Рг/?1 = 0,11... 0,34 отклонение направления относительной скоро-
сти от расчетного не превышает Дг = 2 ... 5°. Изменение угла атаки,
полученное расчетным путем, не может считаться точным и тре-
бует экспериментальной проверки, но указывает на характер явле-
ния. Для уменьшения газодинамических потерь в ступенях турбины
v = const желательно применять реактивные лопатки, при этом воз-
растают максимальные значения ф и уменьшается влияние “удара”
на значение ф. Большие окружные составляющие абсолютной ско-
рости при выходе из реактивных ступеней можно использовать в
ступенях, следующих за ступенью v = const.
Увеличение скорости сг в ступени турбины v = const снижает
мощностной КПД ступени. Однако при наличии второй ступени ки-
нетическую энергию уходящих газов можно использовать без боль-
ших потерь в сопловом аппарате следующей ступени. Определение
вентиляционных потерь в турбинах v = const требует постановки
специального эксперимента, однако и эти потери не должны быть
велики при последовательной круговой работе камер сгорания. При
этом должны быть небольшими также потери от перетекания газа в
окружном направлении перед рабочим колесом. Такого перетекания
230
перед сопловым аппаратом не будет при отсутствии зазоров меж-
ду стенками жаровых труб камер сгорания и входными кромками
сопловых лопаток.
Снижение мощностного КПД из-за переменной величины и/с\ в
турбине v — const по сравнению с турбиной р = const может быть
несколько скомпенсировано уменьшением угла оц сопловых лопаток,
так как при одинаковых давлениях за компрессором и равном рас-
ходе газа площадь проходного сечения соплового аппарата турбины
v = const должна быть меньше, чем у турбины р = const. Та-
кое уменьшение проходного сечения можно осуществить укорочени-
ем лопаток или уменьшением угла а\. Первое позволяет несколько
повысить окружную скорость при сохранении прочности лопаток и
увеличить таким образом КПД. Уменьшение угла выхода ai вызы-
вает снижение осевой скорости и также ведет к увеличению мощ-
ностного КПД.
Анализ расчетов турбин ГТД со сгоранием при р = const и
v = const показывает, что в двигателях v = const мощностной КПД
турбины следует принимать примерно на 10 % ниже, а лопаточный
КПД примерно на 5 % ниже, чем в двигателях р = const.
5.4. Удельные параметры ГТУ
КПД и удельная работа идеального цикла v = const
Рассмотрим параметры идеального цикла простейшей ГТУ
v = const (см. рис. 2.3), состоящего из следующих процессов: адиа-
батного сжатия А К, подвода теплоты по изохоре КГ, адиабатного
расширения ГТ и отвода теплоты по изобаре ТА. Покажем вначале,
что КПД идеального цикла не зависит от способа наполнения каме-
ры сгорания. Примем для двух способов наполнения (после продув-
ки и при постоянном давлении) одинаковые начальные параметры,
степень повышения давления и изменение температуры в процессе
подвода теплоты, тогда и параметры рабочего тела в точках А, К,
Г, Т будут одинаковы. При этом условии подведенная теплота Qi,
отведенная теплота Q?, работа цикла
Lev — Ql ~ Q1 (154)
и КПД цикла
rjev = 1 - Q2/Q1 (155)
также не зависят от способа наполнения камеры.
231
Рассмотрим величину Lev как разность располагаемой работы
расширения и адиабатной работы сжатия. Для цикла с наполнением
камеры после продувки Lev = HTV — HKV, где работа ~ площади
О ГТ, a HKV ~ площади ОКА-, следовательно, Lev ~ площади АКГТ
(см. рис. 2.3). Для цикла с наполнением при постоянном давлении
работа LCVp = HTVp — HK, где HTVp ~ площади 12КГТ, Нк ~ площади
12КА] следовательно, Levp ~ площади АКГТ. Таким образом, для
различных способов наполнения камеры при Lev = Levp работы иде-
альных процессов расширения и сжатия различаются на одинаковую
величину, пропорциональную площади 12КОър, v-координатах, т.е.
H-tvp — Нту = Нк — Ню = — Pyl).
Для получения КПД идеального цикла подставим в формулу
(155) Qi = cv{Tr - Тк} и Q2 = ср{Тт - Тд), тогда
<т(7т ~ ?а) = 1 _ ^а(Гт/Та ~ 1)
Ct,(7> - Тк) ТК(ТГ!ТК - 1) ’
(156)
Обозначим степень повышения давления при постоянном объеме
А = Рг/РК = Тг/Тк- Выразим отношение температур Тр/Тд че-
рез А. Отношение Тр/Тд = Тд/Тк, так как Тд/Тд = Тд/Тр =
= Из уравнения адиабаты Тд = Тр(рд/рр)(*-1)/* =
= тгх(к~г>/к, заменяя температуру Тр на ТдХ, получаем Тд/Тд =
= Xх/к. Следовательно, Тр/Тд = А1/*.
Подставляя найденные выражения отношений температур в
уравнение (156), находим
, к(Х^к - 1) , ч
” 1" _ !)• (157)
Сравним КПД идеальных циклов простейших ГТУ v = const и
р — const. Для этого перепишем (157) в виде
7/ev = 1 - m/i№~rMk, (158)
~ А—1
232
Выражение КПД т/ер цикла р = const получается из равенства
(158) при т = 1. Рассмотрим подробнее величину т, для чего запи-
шем А = 1 + А, тогда
А[(1 + А)1'* - 1] к
т~ 1 + А- 1 ~ А
1 A
т А + т (т
к к\к
, к- 1 А
“ 1 к 2 + " '
А2
т
так как при А > 1 имеем А > 0.
Поскольку в выражении (158) т < 1, то r)ev > г)ер. КПД стано-
вятся равными при отсутствии подвода теплоты в цикле v = const,
когда А = 1 и т = 1, так как
lim т = lim = lim к^- А1/*-1 = 1.
А—>1 А - 1 А—>1 к А—>1
В этом случае работа идеального цикла ГТУ v — const Lev = 0.
Удельная работа простейшей ГТУ v = const
Для определения полезной работы ГТУ необходимо учесть поте-
ри, возникающие в узлах при осуществлении действительных про-
цессов расширения и сжатия. Потери при других процессах могут
быть включены в КПД процессов сжатия и расширения.
В ГТУ с наполнением камеры после продувки на работу сжатия
влияет число ресиверов, из которых осуществляется наполнение, и
КПД компрессора. Последний также зависит от числа ресиверов
и возрастает с их увеличением. Однако даже при наличии одно-
го ресивера и равномерной последовательной работе камер сгорания
пульсация потока воздуха может быть настолько небольшой, что
КПД компрессора можно принять близким к расчетному.
Турбины, как указано выше, работают в таких ГТУ в весьма
неблагоприятных условиях при значительном изменении отношения
давления 7ГТ. Для удобства анализа разделим процесс расширения
на два периода:
1) расширение после открытия соплового канала с располагае-
мым теплоперепадом HTVi, равным HTVK (см. выражение (151)). В
этот период, несмотря на резкое изменение давления перед турбиной
от рр до рк, отношение давлений 7ГТ существенно больше едини-
цы, кроме первого момента после начала открытия впускного кла-
пана, когда давление перед турбиной равно давлению за турбиной
233
и 7ГТ « 1. КПД турбины за этот период должен быть принят
несколько ниже максимального;
2) расширение с располагаемым теплоперепадом HTVn, равным
HTV (см. выражение (149)), при низком давлении в камере, изменя-
ющемся от рк до давления продувки. При этом 7ГТ приближается к
единице. Средний КПД турбины за этот период т/т^ц значительно
меньше максимального.
Удельная работа ГТУ v = const с наполнением камеры после
продувки
Lev — ДтиТ^ти! 4" Я-гиП’/тиП (159)
Для ГТУ v = const с наполнением камеры при р% = const
Levp = ЯтиГ/ти! + ЯтП7/тП - Н^/т]к. (160)
При одинаковых параметрах за компрессором и одинаковой тем-
пературе Тр значения HTVi и 7/тгд в формулах (159) и (160) одинако-
вы. Величины Нтц и 7jTn в формуле (160) во второй период истече-
ния, когда давление в камере постоянно, соответствуют располагае-
мому теплоперепаду и КПД турбины р = const. Работа компрессора
определяется в зависимости от способа наполнения камеры (см. 5.2).
Для сравнения эффективности двух способов наполнения вос-
пользуемся приближенными выражениями располагаемой работы и
теплоты, полученными при постоянной теплоемкости. Согласно
формуле (151), располагаемый теплоперепад
ff-rvl = CvTp — cvTp - (cvTK — cvTa) - pp(vp — уд) «
R/(k - 1)1 [ТГ - TK - - 1)
где Л = рг!рк-
В соответствии с формулой (149) И с учетом того, что начало
расширения во втором периоде условно характеризуется точкой К
(см. рис. 2.14), располагаемый теплоперепад
R г
Я-rvII = CVTK-CvTa~Pt(vA~vk) w 7-7 ТХ2- кТд+ {к- 1)тг-1/*Т^
к — 1
При постоянных параметрах в камере с учетом того, что нача-
ло расширения во втором периоде также условно характеризуется
точкой К, имеем
ЯтП = с„ТК - срТА к -^ТК[1 - тгО-*)/*].
234
КПД ГТУ с наполнением камеры после продувки и при посто-
янном давлении соответственно
T]ev — Lev/Quh 'Hevp — LCVplQ\vpz
(161)
где Qiv и Qvvp ~ теплота, подведенная в камере в процессе сгора-
ния Qi = g^vQnv- Относительный расход топлива gTav находят по
формуле (146) или по рис. 2.9.
При постоянной теплоемкости приближенные выражения для
подведенной теплоты имеют вид
Q1V» (Тг - Г«); Qivp « lAr (Гг - TJ-
К — I К —- J
Рис. 2.19. Удельная работа (сплошные ли-
нии) и КПД (штриховые линии) ГТУ v =
=const с наполнением камеры при р = const
Зависимость Levp и КПД r]evp от тг (рис. 2.19), построенная при
7?tvI = 0,8; t/tuII = 0,65; т/тп = 0,9 и политропном КПД компрессора
т/к = 0,9, указывает, что можно добиться большей удельной работы
при относительно низких значениях тг. Например, при Tpv = 1200 К
оптимальным должно быть 7Г£ = 5, однако при тг = 3 удельная рабо-
та может быть лишь на 10 % ниже максимальной. При Tpv = 1600 К
235
имеем тг/, = 7,5, однако при тг = 4 можно получить 96 % максималь-
ной работы Levp-, при Tpv = 2000 К имеем пр = 10, но при тг = 6
можно получить 97 % максимальной работы LeVp. Оптимальное по
экономичности тгг] больше яр. КПД ГТУ также достигает высоких
значений при небольших значениях тг (равных 4-6), с дальнейшим
ростом тг КПД увеличивается относительно медленно.
Преимущество ГТУ с продувкой перед ГТУ с наполнением при
постоянном давлении проявляется при небольших тг и составляет
2-8%. С увеличением тг до 8-10 преимущество исчезает тем бы-
стрее, чем ниже температура Tpv.
Большая удельная работа, характерная для наполнения после
продувки, соответствует меньшему расходу воздуха в ГТУ. Это
является положительным фактором в том случае, если установка
получается меньших размеров, массы и стоимости. При сравнении
двух методов наполнения ГТУ v = const следует иметь в виду, что
размеры турбины в ГТУ с продувкой при одинаковых расходах воз-
духа должны быть значительно больше, так как на продувку и на-
полнение камеры затрачивается 70 - 80 % времени цикла. Продувка
происходит при незначительной разности давлений в ступени, при
низкой пропускной способности турбины. Из-за существенного сни-
жения пропускной способности турбины по сравнению с компрессо-
ром создаются условия для значительного расхождения оптималь-
ной частоты вращения этих узлов; необходимое при выравнивании
частот уменьшение частоты вращения компрессора может вызвать
увеличение его размеров.
Таким образом, по массе и размерам ГТУ с продувкой, несмо-
тря на большую удельную работу, значительно превосходит ГТУ с
наполнением при постоянном давлении, в особенности если учесть,
что в ГТУ с продувкой необходимо устанавливать дополнительные
ресиверы. Поэтому процесс наполнения камер сгорания при постоян-
ном давлении и соответственно циклы типа цикла Стодолы следует
считать более целесообразными для ГТУ v = const. При этом, одна-
ко, давление за турбиной v = const должно быть ниже давления за
компрессором, а не равно ему, как это предусматривается в цикле
Стодолы. Низкое противодавление позволяет уменьшить колебание
значений тг в турбине и = const и повысить ее КПД.
Контрольные вопросы
1. Опишите схему и термодинамический цикл ГТУ ПС Хольцварта.
2. Объясните, почему при наполнении двухклапанной камеры ПС после про-
дувки температура воздуха возрастает.
236
3. Каково условие обратимого наполнения после продувки двухклапанной
камеры ПС и какова температура в конце наполнения в этом случае?
4. Как изменяется температура в конце наполнения двухклапанной камеры
ПС с увеличением числа промежуточных ресиверов?
5. Определите температуру воздуха и работу компрессора при наполнении
камеры ПС при постоянном давлении.
6. Чем отличается процесс сгорания в двухклапанной камере ПС от процес-
са подвода теплоты при постоянном объеме?
7. Получите выражение располагаемой работы турбины при полном рас-
ширении и дайте геометрическую интерпретацию этой величине в р, v- и
Т, з-координатах.
8. Получите выражение располагаемой работы турбины с наполнением ка-
меры ПС при постоянном давлении и дайте геометрическую интерпретацию этой
величины в р, v- и Т, з-координатах.
9. Какие дополнительные потери возникают в турбине ГТУ ПС по сравне-
нию с турбиной р = const ?
10. Получите выражение КПД идеального цикла ПС (v = const) и рассмо-
трите его соотношение со значением КПД цикла Брайтона (р = const).
11. Сравните значения удельных эффективных работ ГТУ ПС и ГТУ р =
= const при равных значениях степени повышения давления.
6. Теория ГТУ ПС с одноклапанными камерами
Использование цикла v = const типа циклов Хольцварта или
Стодолы в ГТУ связано с рядом конструкционных трудностей й ре-
шением сложных газодинамических вопросов. К ним относятся со-
здание соплового клапана с необходимым ресурсом работы; борьба
с вибрацией камеры, турбины и всего двигателя; уменьшение свя-
занных с нестационарностью процессов потерь в сопловом клапане,
в особенности в начале истечения после сгорания; регулирования
моментов и продолжительности открытия клапанов на переменных
режимах.
Некоторые из указанных недостатков можно устранить при за-
мене двухклапанных камер в ГТУ ПС одноклапанными. В таких
камерах с непрерывно открытым выходом в сопловой аппарат тур-
бины сгорание происходит с увеличением удельного объема. Повы-
шение давления в процессе сгорания, которое в общем случае опре-
деляет экономичность цикла и эффективность двигателя, зависит
от физико-химических параметров рабочего тела и геометрических
параметров камеры сгорания.
Впервые одноклапанную камеру ПС применил В.В. Караводин.
Периодическое сгорание в камере Караводина связано с возникнове-
нием автоколебательного процесса (акустических волн) в массе га-
за, заполняющего камеру и прилегающий к ней объем. Иногда та-
кие двигатели называют волновыми. Аналогичный принцип работы
237
камеры сгорания через 22 года после В.В. Караводина предложил
для авиационного ВРД П. Шмидт (Германия). Позднее в ряде стран
различными фирмами были созданы и успешно эксплуатировались
подобные пульсирующие воздушно-реактивные двигатели (ПуВРД).
Значительные работы проведены во Франции фирмой SNECMA по
созданию бесклапанных ПуВРД. Известны теоретические и экспе-
риментальные исследования пульсирующих камер, проведенные в
СССР под руководством Б.С. Стечкина, Е.С. Щетинкова, В.Н. Че-
ломея, А.А. Куландина и др.
Получение автоколебаний заданной частоты накладывает опре-
деленные условия на геометрию двигателя, в частности на его дли-
ну. Продолжительность подготовки рабочей смеси и сгорания ставит
предел увеличению частоты циклов. Так, при реально допустимой
максимальной частоте 50 - 100 Гц необходимая общая длина камеры
и трубы, прилегающей к камере, составляет 4-2,5 м. Камеры таких
размеров, не вызывая больших затруднений при создании авиацион-
ных ПуВРД, обычно неприемлемы по конструкционным соображе-
ниям для небольших ГТД и особенно для транспортных ГТД.
При создании вспомогательных двигателей малой мощности,
экономичность которых относительно невелика, чтобы уменьшить
длину камеры сгорания, частоту циклов можно принять значитель-
но больше указанной. Кроме того, для уменьшения длины таких
двигателей камеры навивают снаружи вокруг двигателя, например
так, как это выполнено в американском пульсирующем турбостар-
тере фирмы “Турбодайн”.
При осуществлении ПС в коротких камерах ГТД давление в них
может повыситься так же, как и в длинных камерах. Однако соб-
ственные колебания массы газа не влияют существенно на параме-
тры рабочего тела, так как продолжительность процессов в корот-
ких камерах значительно больше периода колебания газа.
6.1. Схемы ГТУ
Схемы двигателей с камерами волнового типа
ГТУ В.В. Караводина с камерами волнового типа (рис. 2.20) со-
стояла из четырех камер сгорания, турбины и генератора. Воздух
и горючий газ поступали в камеру через автоматический пружин-
ный клапан, который открывался при возникновении разрежения в
камере около 0,006 МПа в процессе истечения предыдущего заряда.
238
1
Рис. 2.20. Схема ГТУ Караводина:
1 - свеча; 2 - камера; 3 - газопровод; 4 ~ турбина;
5 - впускной клапан
Затем топливно-воздушная смесь сжималась волной давления, воз-
никавшей в трубе 3, соединяющей камеру с сопловым аппаратом, и
топливо поджигалось запальным устройством 1. В процессе сгора-
ния температура в камере возрастала, давление увеличивалось при-
мерно до 0,13 МПа и продукты сгорания расширялись в турбине j.
Объем камеры составлял 230 см3, при этом ГТУ развивала мощность
1,5 кВт и имела КПД 2 %. Частота циклов составляла 70 Гц. При
оценке экономичности этой ГТУ следует иметь в виду, что установка
работала без компрессора и имела весьма низкую степень предвари-
тельного повышения давления, а ее экономичность соответствовала
испытанной в 1906 г. более сложной ГТУ р = const Арменго и Лема-
ля с % = 4 и температурой 830 К.
В 1930 г. одноклапанная камера ПС была предложена П. Шмид-
том для ПуВРД (рис. 2.21, а), который впоследствии использовался
как источник тяги на самолетах-снарядах V-1. Процесс в камере
двигателя осуществлялся так же, как в камере ГТУ В.В. Караво-
дина. Впускными автоматическими клапанами служили пружиня-
щие пластины. Тяга двигателя в значительной степени зависела от
внешних условий; с увеличением скорости полета она уменьшалась
и при скорости 800 - 900 км/ч исчезала.
Одновременно с одноклапанными пульсирующими камерами
сгорания развивались и бесклапанные, в которых увеличенное ги-
дравлическое сопротивление при входе заменяло до некоторой сте-
пени впускные клапаны. Этот принцип использован в камерах дви-
239
Tonnute
a S
Рис. 2.21. Схемы ПуВРД с одноклапанной (а) и с бесклапанной каме-
рой (б):
1 - камера сгорания; 2 - труба; 3 - запальное устройство; 4 - впускные клапаны
гателей фирмы “Эсно-Пельтри”, двигателей фирм “Экревисс”, “Эс-
копетт” (рис. 2.21, б), установки Б.С. Стечкина и др.
Фирмой SNECMA созданы ПуВРД как с одноклапанными, так
и бесклапанными камерами сгорания. Увеличение абсолютной тяги
двигателей с малой тягой (Д = 30... 100 Н) достигнуто компонов-
кой двигателей в связки по несколько штук (от 5 до 30). Несмо-
тря на конструкционную простоту бесклапанных пульсирующих ка-
мер, их применение в двигателях, по-видимому, менее эффективно,
чем одноклапанных, из-за относительно небольшого располагаемого
теплоперепада и трудностей регулирования двигателя при измене-
нии условий работы и параметров воздуха, поступающего в камеру.
Значительный интерес представляют работы, проводимые в нашей
стране, по применению периодического (пульсирующего) сгорания
в теплообменных устройствах, в устройствах для разрушения гор-
ных пород, рытья траншей, очистки поверхностей нагрева в котлах
и других промышленных установках.
Схемы ГТД с короткими камерами сгорания
Конструкции ГТД ПС отличаются от распространенных кон-
струкций ГТД со сгоранием при р = const в основном камерами
сгорания. Существующие ГТД снабжены одной или несколькими
камерами, объем которых в зависимости от мощности двигателя и
числа камер составляет от нескольких литров до нескольких сотен
240
Топлийо
Газовая „ловушка"
S
Рис. 2.22. Схема (а) и цикл (б) ГТД ПС с однокла-
панной камерой
или даже тысяч литров, однако длина встроенных камер в двигате-
лях малой и средней мощности обычно не превышает 1 м. Поэтому
при осуществлении ПС в камерах таких размеров возникающие в
них волновые явления почти не влияют на протекание процесса сго-
рания.
Рассмотрим работу ГТД ПС с одноклапанной камерой, наполня-
емой при постоянном давлении (рис. 2.22). После сгорания топлива
при истечении газа из камеры давление в ней понижается от точ-
ки Г до точки Н и турбина работает при уменьшении значения 7гт.
При достижении в камере рд = р% клапаны ВК открываются и воз-
дух из ресивера Р начинает поступать в камеру, вытесняя продукты
сгорания. С этого момента турбина работает, как в ГТД р = const.
Режим работы камеры и двигателя в значительной степени опре-
деляется моментом начала сгорания топлива. Можно выделить два
предельных режима работы камеры: первый - с “газовой подушкой”,
второй - при полном заполнении.
241
В любом случае предполагается, что двигатель работает на
жидком топливе, которое подается плунжерным насосом высокого
давления и вводится в камеру через форсунку, обеспечивающую не-
обходимое распределение топлива по объему камеры. Возможно ис-
пользование твердого топлива в виде пыли, а также газового топли-
ва, что требует специального исследования.
На первом режиме топливо начинает гореть при наличии остав-
шихся в камере от предыдущего цикла продуктов сгорания (“газо-
вой подушки”) в таком количестве, чтобы время zn их истечения
соответствовало бы времени Zq сгорания топлива, т.е. zn = Zq. Па-
раметры воздуха в начале сгорания характеризуются точкой К, а
параметры “газовой подушки” точкой Я (см. рис. 2.22, б). К концу
сгорания вся камера заполняется новым зарядом, параметры которо-
го характеризуются точкой Г. Метод расчета параметров процесса
сгорания на этом режиме впервые разработал В.В. Уваров.
На втором режиме топливо вводится в камеру несколько позднее
и начинает гореть в конце истечения предыдущего заряда. При этом
в предельном случае объем свежего заряда равен объему камеры.
Сравнивал два режима, следует отметить, что на первом режиме
теоретически исключается возможность истечения в турбину несго-
ревшего топлива. На втором режиме, если предположить сгорание
топлива равномерным по всему объему камеры, часть несгоревше-
го топлива может вытечь во время сгорания в турбину. Однако
в действительности, как показывает эксперимент, фронт пламени
распространяется от горячих вытекающих продуктов сгорания, т.е.
движется в направлении от соплового аппарата к клапану ВК, поэто-
му в объеме, примыкающем к сопловому аппарату, топливо сгорает
в первую очередь; в вытекающих порциях газа несгоревшее топливо
практически отсутствует. На втором режиме объем заряда возду-
ха и топлива больше, чем на первом режиме, продолжительность
процессов сгорания топлива, наполнения камеры и истечения газа
также больше, а частота циклов меньше. При этом на втором ре-
жиме из-за отсутствия демпфирующего действия газовой подушки
давление в конце сгорания больше, чем на первом режиме. Очевид-
но, что для гарантии воспламенения топлива и устойчивой работы
действительная частота циклов в камере ПС должна быть несколько
больше частоты, соответствующей второму режиму.
Из-за увеличения удельного объема в процессе сгорания в одно-
клапанной камере давление рр будет ниже, чем в двухклапанной,
что соответствует меньшему располагаемому теплоперепаду в тур-
бине и меньшему КПД идеального цикла. Однако меньшее колебание
242
7гт и отсутствие перерыва в истечении газа через сопловой аппарат
увеличивает КПД и пропускную способность турбины. Поэтому раз-
личия в мощности и экономичности действительного двигателя не
столь велики, как различия соответствующих параметров идеально-
го цикла.
Наименее изученным элементом камеры ПС являются клапа-
ны. Топливная аппаратура может быть подобной применяемой в
ДВС. Существуют автоматические и управляемые впускные клапа-
ны. Первые, пружинные, работают под действием разности давле-
ний в ресивере и камере и создают значительное сопротивление при
входе в последнюю. При закрытии клапана удар о седло вызывает
большие напряжения в пластине клапана, которые могут его раз-
рушить. Чтобы увеличить надежность клапана, необходимо подби-
рать специальные материалы, применять особую технологическую
обработку клапана и пластины, а также специально профилировать
седло. Автоматические клапаны, стоявшие на пульсирующих ВРД
(типа V-1), имели ресурс 20 - 25 мин. Испытания усовершенствован-
ной клапанной коробки с изменением материала деталей указывают
на возможность значительного увеличения ресурса клапанов Г
Управляемые клапаны можно выполнять в виде грибковых, пла-
стинчатых, а также вращающихся щелевых шайб или скользящих
золотниковых кулис. Они сложнее в изготовлении и требуют приво-
да, однако ресурс таких клапанов может быть значительно больше,
чем автоматических. Привод управляемых клапанов должен синхро-
низировать их работу, подачу и зажигание топлива. Осуществление
привода осложняется тем, что оптимальное распределение фаз ра-
боты указанных узлов непостоянно и зависит от режима работы и
частоты вращения ротора газовой турбины. В этом отношении ав-
томатические клапаны имеют преимущество перед управляемыми.
6.2. Процесс сгорания с газовой подушкой (режим I)
Параметры процесса сгорания
Экономичность и удельную мощность ГТД ПС в основном опре-
деляют параметры рабочего тела в процессе и в конце сгорания. Рас-
смотрим процесс выделения теплоты при наполнении камеры с га-
зовой подушкой. Примем, что в начале сгорания в камере объемом
1 В.Е. Михальцев. Эффективность цикла периодического сгорания // Изв. вузов.
Машиностроение. 1960. N° 2.
243
V находится масса G топливовоздушной смеси с параметрами vk,
РК, Тк, соответствующими точке К, и масса Gn газовой подушки
с параметрами, соответствующими точке Н (см. рис. 2.22). В про-
цессе сгорания выделяется теплота, и параметры v, р и Т в свежем
заряде изменяются в соответствии с процессом КГ, а параметры ип
и Тп в соответствии с процессом НГ. В конце сгорания в камере
остаются продукты сгорания свежего заряда, параметры которого
соответствуют точке Г.
Найдем уравнение процесса КГ из условия равенства времени
сгорания Zq и времени истечения газовой подушки. Элементарное
количество теплоты, выделяющееся в процессе сгорания в зависимо-
сти от времени,
dQ —/З1 dz,
где /З1 - мгновенная скорость тепловыделения, кВт, /3' = dQ/dz.
Скорость /3' - величина переменная в течение всего процесса
сгорания. Примем для упрощения скорость /З1 постоянной, равной ее
средней величине, т.е. /3' = /3 = Q/zq, где Q - теплота, выделенная
во время сгорания в свежем заряде за один цикл, кДж, или
Q = Qzq. (162)
Тогда
dQ = /3dz. (163)
Согласно первому закону термодинамики,
dQ = [l/(fc-l)](vdp + fcpdv)G. (164)
Из соотношений (163) и (164) выразим элементарное время через
параметры свежего заряда в процессе сгорания:
dz = п. (и+ kpdv)G. (165)
(к — 1)р
Найдем элементарное время dz из выражения изменения массы
газа в газовой подушке при истечении
_dGn = ^_dzt
где А - площадь проходного сечения сопл, приходящаяся на каме-
ру сгорания; - коэффициент расхода; ут - максимальное значение
244
параметра у (при критическом и сверхкритическом отношениях да-
влений р/рс = 7ГС),
/о / —l/к -(£+1)/Ач
У = *с '•
Из выражения для объема камеры V = Gv + Gnvn найдем при-
ращение массы
-dGn = (l/v„) |vnGdv + (V — Gv) dvnj (167)
и подставим его в уравнение (166):
[vnGdv + (У - Gv)dvn] = dz. (168)
v„L -1 yRT
Согласно уравнению адиабаты сжатия газовой подушки
P1/kvn = b, (169)
имеем
Vn = bp~xlk-, (170)
dvn = -(l/fc)bp-(fe+1)/fc dp. (171)
Используя формулы (170) и (171), найдем элементарное время,
воспользовавшись уравнением расхода
Gdv — dp
dz = р^~кУ2к--------. (172)
AtpymVb
Приравняем правые части уравнений (165) и (172) и, обозначив
ai = (Зк - 1)/(2£); В = kA<pymVbG-, D = fi(k- 1)G; Е = 0(к - 1)У,
получим зависимость параметров v и р в виде линейного дифферен-
циального уравнения
dv Е v
dp (D — Bpai)pk кр'
245
общий интеграл которого
v = е
р ,
-/g
р _ г d£
Г Ее J *р dp
I (D - Вра^кр +
Найдем постоянную С из условий р = р% и v = и#-. Тогда
_ г
Ее J "р dp
(D — Bpai)kp
+ С
Заменим
р р рк
e~f dp/kp _ -i/k. ef dp/kp _ л/к. е- f dp/kp _ -l/к
г г ) * К.
и получим уравнение процессов подвода теплоты в виде, опублико-
ванном В.В. Уваровым в 1946 г.:
Р
+„->/* I
' р ' J
Рк
Ep^/k dp
(D-Bp)kp'
(ИЗ)
Назовем характеристикой камеры комплекс, определяющий про-
текание процесса ПС,
(174)
и введем обозначения: Ък = vkPk ~ постоянная адиабаты сжатия
свежего заряда; vp = V/G - удельный объем газа в конце сгорания;
7 = (к— 1)/к и а = (5к—3)/2к - показатели степени; тогда уравнение
(173) примет вид
ЬК
pl/k
Р
, VF f dp
kp1/* J P^-Spa'
PK
(175)
Уравнение (175) показывает, что изменение давления во время сго-
рания в основном зависит от характеристики S ~ А//3.
246
Рассмотрим три частных случал:
1) S' —> оо (/? = 0) - сгорание отсутствует и уравнение (175) при-
нимает вид vp*fk = Ьк (уравнение адиабаты расширения свежего
заряда);
2) S = 0, например, при /3 —» оо - сгорание мгновенное. Из
уравнения (165) имеем dz = 0, а из уравнения (166) dGn = 0 и
Gn = 0, т.е. необходимость в газовой подушке отпадает. То же
получим и при 4 = 0, если сгорание происходит в замкнутой камере;
тогда из выражения (166) имеем dGn = 0. При этом из уравнения
(167), так как du = 0, следует
V — Gv = 0 и v = V/G = v% = const.
Аналогичный результат можно получить из уравнения (175):
Р
Ьк , VT [ dp
р1/^ kp^/h J
РК
Рк\г/к V Рк\^к
\ р 7 G I \ р /
= vk = const,
т.е. процесс сгорания происходит при постоянном объеме;
3) S = Sp = р£а = Pr При этом р^ — Spp'pr = 0, по-
дынтегральное выражение в уравнении (175) обращается в бесконеч-
ность, v —> оо и процесс сгорания осуществляется при постоянном
давлении р%.
Таким образом, устойчивый процесс в камере ПС осуществим
при значениях S', соответствующих неравенству 0 < S < Sp, причем,
с уменьшением характеристики S процесс сгорания приближается
к процессу v = const. По значению Sp при заданной площади А
сопл определяется наименьшая скорость тепловыделения (3 = /Зр, при
которой осуществим устойчивый процесс сгорания. С уменьшением
площади А скорость (Зр снижается.
Для сравнения эффективности циклов ПС с различными началь-
ными параметрами удобно пользоваться относительной характери-
стикой камеры
5 = S/Sp = Sp^k~1)/(2k). (176)
Для реального процесса ПС s = 0...1. Значение 5 = 1 соот-
ветствует сгоранию при р = const, значение s = 0 - сгоранию при
247
v = const. Из рис. 2.22, б следует, что цикл ПС с различными значе-
ниями s можно рассматривать как общий случай простейших циклов
ГТД, в которых циклы р = const и v = const являются крайними
частными случаями.
Рассмотрим влияние давления р% за компрессором и темпера-
туры T(j за сопловым аппаратом на s. Подставив в уравнение (174)
значение у/b из выражения (169) и полагая отношение давлений в
сопловом аппарате во время наполнения камеры критическим, полу-
чим
s = = (177)
где -Л = у/кгс1$-к}1к = P£“fc)/(2fc) J^l-RTc-,
, кутфс /к + 1
fcs-(fc-l)V 2 R'
Из выражения (177) следует, что с увеличением давления р%
и температуры конца сгорания Тр, пропорциональной температуре
Тс, характеристика з возрастает, процесс сгорания приближается
к процессу при р = const и эффективность цикла снижается. Так
как при изменении параметров газа площадь сопл, необходимая для
пропуска одинаковой массы газа, также изменяется, представляет
интерес определить влияние параметров на характеристику з при
заданном расходе газа через сопловой аппарат турбины. Полагал
изменения температур и давлений в камере и за соплами пропор-
циональными и относя площадь А к единице расхода, из уравнения
(177) получаем
» = 1№. (178)
Г*
Из выражения (178) следует, что при заданном расходе харак-
теристика з не зависит от давления и прямо пропорциональна тем-
пературе газа. Следовательно, с повышением температуры газа при
fl = const степень приближения цикла ПС к циклу v = const умень-
шается, хотя абсолютные значения КПД и удельной работы цикла
ПС возрастают. Как следует из выражения (177), s ~ А, следова-
тельно, эффективность цикла можно увеличивать, уменьшая пло-
щадь, приходящуюся на одну камеру сгорания, т.е. увеличивая чи-
сло камер. Реальным пределом в этом случае будет число камер,
равное числу сопловых лопаток первой ступени турбины.
248
Процесс сгорания в р, v-координатах
Воспользуемся уравнением (175) для построения кривой процес-
са сгорания в р, и-координатах. Отметим, что величина v в этом
уравнении выражена неявно. Удельный объем в конце сгорания ир
зависит от процесса сгорания и процесса расширения и может быть
найден после определения искомой зависимости v = Параметры
конца сгорания определяются общей точкой Г на кривых сгорания и
расширения (см. рис. 2.22).
Найдем возможное значение v'p из уравнения (175) для процесса
сгорания
Р
(179)
Л/ J р• — Dp А
РК
Определим возможное значение v'p из уравнения (170) для процесса
расширения
4 = ьр-^.
Из двух последних выражений находим р = рр, при котором
v'p = v'p = vp. После определения vp из (175) получаем для про-
цесса сгорания искомую зависимость v = f(p). Заметим, что вид
интеграла в выражениях (175) и (179) одинаковый и что при реше-
нии уравнения (175) можно пользоваться значениями, вычисленны-
ми при определении v'p из уравнения (179). Приближенное значение
интеграла сводится к определению суммы
РГ А " П-1
/ 7 то а «Е Р7 - sSPPtt Д₽- <18°)
J Р7 - SOp Ра V -1 ср
РК
На линии сгорания КГ температура Т = pv/R. На линии рас-
ширения ГН температура газовой подушки Тп = pvn/R, где пп опре-
деляется по формуле (170).
Расход воздуха и топлива в камере
Для определения энергетических параметров двигателя ПС не-
обходимо знать расходы топлива и воздуха, которые зависят от про-
должительности цикла и площади сечения соплового аппарата А.
249
Теплота, подведенная к 1 кг газа в процессе сгорания,
Рг
q= У pdv + cv(Tr ~ТК), (181)
Рк
где первое слагаемое находим приближенно как сумму по формуле,
аналогичной зависимости (180).
Продолжительность цикла гц зависит от характеристики s и
складывается из времен сгорания Zq, расширения zv и заполнения
камеры Zp:
= zq + zv + zp. (182)
Время сгорания находим из уравнения (162):
= Q/0 = qGJ/3, (183)
где Ga - масса свежего заряда в камере, приближенно равная массе
воздуха.
При выбранном значении характеристики s скорость тепловы-
деления согласно формуле (177) равна
кА г- з*-1
/3 = ~ V>qymVbp^ir.
Представим входящее в выражение (183) отношение fl/q ъ виде
некоторой условной массовой скорости ш9, характеризующей проте-
кание процесса сгорания, т.е. Wq — (З/q. Тогда время сгорания,
равное времени истечения газовой подушки, Zq = Gn/wq.
Время расширения определяется как время истечения газа из
камеры постоянного объема V при понижении давления от рр до
РК- Полагал отношение давлений в сопловом аппарате околокрити-
ческим, находим время расширения
2v =-------------------[(pr/p^)(fc-1)/(2fc) -11,
(к - l)Aq}vymy/prvp
где <pv - средний коэффициент скорости при истечении во время рас-
ширения, который, как и коэффициент во время сгорания, можно
принимать на 0,01 - 0,03 ниже, чем коэффициент для сопл при уста-
новившемся режиме.
250
Приняв в выражении для zv объем V = G^vp и обозначив
_к~1 л [рг r/?r\(fc-1)/(2fc) J 1 ,1ЯлЛ
— - Atpvym. ( 1 —1 , (184)
2 V VT ''РК'
окончательно получим время истечения zv = G^/wv.
Время заполнения камеры определяется как время истечения на
установившемся режиме:
= Gp\/PKvH
г₽ " AtppypPK ’
(185)
где Gp - масса газа, вытекающая из камеры при постоянном давле-
нии; tfp - коэффициент расхода для установившегося режима; ур -
параметр расхода, в зависимости от режима истечения либо прини-
мают ур = ут, либо ур определяют из формулы (166).
Массу газа Gp можно найти из условия, что объем камеры равен
объему свежего заряда Сц, т.е.
Gp = G.vjr/vj. (186)
Удельный объем газовой подушки vjj ~ .
Подставив Gp из выражения (186) в уравнение (185), получим
zp = G^Wp, где wp = A^pyp^pKvHlvK.
Продолжительность цикла в соответствии с уравнением (182)
Зц = V(l/w9 + l/wv + l/wp)/ur, так как (7Ц = V/vp. Частота циклов
I/ = ^./zn, а число циклов в минуту п — 60/гц. Секундный расход
газа через камеру
l/wp + l/wv + l/wg ‘
Часовой расход топлива
<7тл.ч = qG • 3600/(^7?™), (187)
коэффициент избытка воздуха
« = (188)
где t]tV - коэффициент полноты сгорания для ПС, близкий по значе-
нию коэффициенту ртр для сгорания при р — const; Iq - теоретически
необходимое количество воздуха.
251
0,2 0,<t 0,6 0,8 1,0s
0,2 0,6 0,8 1,0s
a
s
Рис. 2.23. Влияние характеристики камеры s на параметры цикла ПС
для режима I
Формулы (187) и (188) дают значения Q-га.ч и а без учета хими-
ческого превращения рабочего тела. Точные значения этих величин
можно получить для процессов сгорания при р = const и v = const
(см., например, 1.4 и 5.3).
На рис. 2.23 даны результаты расчета параметров цикла ПС
для экспериментальной камеры в зависимости от характеристики з.
Объем камеры V = 14 л, давление и температура в начале сгорания:
РК = 0,5 МПа и Тк = 350 К, давление и температура в конце рас-
ширения: рс = 0,1 МПа и Тс = 890 К, площадь сечения сопловых
каналов, приходящихся на камеру, А = 10 см2. Из рис. 2.23 следует,
что при работе камеры в режиме I с уменьшением характеристики
з от 1 до 0, т.е. с изменением процесса сгорания от р = const до
v = const, увеличивается продолжительность цикла зц от 0,035 до
0,075 с и соответственно уменьшается частота циклов с п = 1700
до п = 800 цикл/мин. При этом время сгорания zq уменьшается с
0,027 с до нуля, а время расширения zv возрастает от нуля до 0,041 с.
Несмотря на уменьшение числа циклов, расход воздуха (7В, отне-
сенный к площади сечения А = 10 см2, возрастает с 0,15 до 0,24 кг/с.
Это происходит вследствие увеличения единичного заряда (7Ц с 5,6
до 20 г и плотности рабочего тела в процессе истечения, что связано
с ростом давления рр в конце сгорания с 0,15 до 0,9 МПа. Коэф-
фициент избытка воздуха а уменьшается с 2,5 до 1,85. Темпера-
тура конца сгорания при этом возрастает, но средняя температура
конца расширения Тс = 890 К остается постоянной. Уменьшение
характеристики з соответствует увеличению скорости тепловыде-
ления /3. Для осуществления сгорания при р = const (s = 1) при
252
Лрг
2,0
f,6
f,2
0,8
OJ
0
f,5 2,0 2,0 8,0 3,8 *,O
tc/tk
Рис. 2.24. Влияние отношения температур
Тс/Тк на давление рр и расход G при ПС.
Сплошные линии при рк = 0,15 МПа, штри-
ховые - при рк = 0,3 МПа
выбранной площади А = 10 см2 необходима скорость тепловыделе-
ния [3 = 210 кВт, при з = 0,1 /3 « 2000 кВт, а при з —> 0 скорость
/3 —» оо. Реальные скорости тепловыделения /3 могут быть получены
из экспериментальных исследований.
Эффективность ПС зависит от отношения температур Tq/Т% и
растет с увеличением этого отношения. На рис. 2.24 показано отно-
сительное приращение давления Ар г и расхода А(7В при з = 0,3 по
сравнению с этими параметрами при s = 1 в зависимости от отно-
шения T(j/Tj( для двух значений начального давления р% = 0,15 и
0,3 МПа, т.е. Арр = рг(в=о,з)/РГ(з=1,о) и д^в = GB(s=o,3)/GB(s=i,o)-
Из рисунка следует, что с увеличением отношения температур с 2
до 4 относительный прирост давления Арр при з = 0,3 возрастает
с 70 до 100 %, значение А(7В увеличивается с 15 до 30 %. При на-
чальном давлении 0,3 МПа влияние отношения температур на Арр
и AGB несколько слабее, чем при р% = 0,15 МПа.
Работа турбины ПС
Найдем располагаемый теплоперепад в турбине при работе ка-
меры на режиме с газовой подушкой при постоянном давлении за
турбиной рс- Рассмотрим три момента (рис. 2.25):
момент I- начало сгорания топлива. Свежий заряд массой 1 кг с
параметрами, характеризующимися точкой К, занимает часть объ-
ема камеры; остальная часть занята газовой подушкой, параметры
которой характеризуются точкой Я;
253
гп
Рис. 2.25. Параметры процессов в ГТУ ПС:
а - размещение свежего заряда и газа в моменты
I - III; б - изменение давления в р, «-координатах
(ГП - газовая подушка)
момент II- конец сгорания топлива. Газовая подушка вытекла,
и свежий заряд, параметры которого определяются точкой Г, занял
весь объем камеры;
момент III - аналогичен моменту I с новым свежим зарядом в
камере. В процессе расширения в турбине давление газа понижается
до рс, а остальные параметры характеризуются точкой С.
Составим уравнение первого закона термодинамики для свежего
заряда массой 1 кг в моменты I и II:
Qp = иП - UI + (189)
где Qa - теплота, подведенная во время сгорания; иц = cvTp\ uj =
= cvTk; Lm - внешняя работа системы, выражающаяся в виде
Рг
f pdu, пропорциональная площади ЗКГ^ под кривой КГ.
РК
254
После подстановки этих выражений в уравнение (189) получаем
РГ
Qp = cvTr — СуТк + У pdu. (190)
РК
Составим второе уравнение для суммарной массы свежего заря-
да и газовой подушки в моменты I и III. Поскольку при установив-
шемся процессе энергия газовой подушки в моменты I и III одинако-
вая, то в уравнении (190) в момент I учитываем только свежий заряд
массой 1 кг с параметрами, определяемыми точкой К, а в момент
III - вытекший из турбины газ массой 1 кг, параметры которого
характеризуются точкой (7, т.е.
Qp — иШ ~ и1 + £вт (191)
где иц[ = cvTc.
Внешняя работа системы £вн складывается из располагаемой
работы турбины Н^р, работы pcvC расширения газа в окружаю-
щей атмосфере и работы pkvK> совершенной сжатым воздухом при
наполнении камеры, т.е.
= Hrp + pcvc - PKVК-
После подстановки развернутых членов уравнение (191) примет вид
Qp = cvTc-cvTK + HTp+pcvc-pKvK. (192)
Приравнивая правые части уравнений (190) и (192), получаем
располагаемую работу турбины ПС
РГ
Нтр = cvTr - cvTc + j pdv + pkvK “ PCVC- (193)
Рк
Величину Нтр можно представить в виде площади в р, v-
координатах. Разность первых двух членов выражения (193) cv Тр —
РГ
су Тс ~ площади ^Г(75,член J pdu ~ площади SKTJ, pkvK ~ пло-
РК
ща.дяО2КЗ, их сумма ~ площади 02КГС5. Вычитая из нее PcvC ~
255
площади 01С5, получим работу Нтр ~ площади 12КГС, заштри-
хованной по контуру. Располагаемая работа турбины ПС зависит
от повышения давления в процессе сгорания, т.е. от характеристи-
ки камеры, и она тем больше, чем меньше s. При з = О работа
Нтр = HTVp, т.е. Нтр равна работе турбины v = const, а при s = 1 -
работе турбины р = const.
Для указанных выше параметров экспериментальной камеры
при изменении характеристики з от 1 до нуля работа Нтр возра-
стает в 3,5 раза - со 140 до 500 кДж/кг (см. рис. 2.23).
Действительная работа турбины ПС LTp = Нтрт}тр.
КПД т]тр турбины зависит от изменения параметров потока в
турбине в течение цикла. Наименьший КПД т/т^ будет при прибли-
жении процесса к сгоранию при и = const, когда Нтр наибольшая.
При з = 1 КПД т^р наибольший, т.е. ртр « ртр. Приближенно
можно принимать
л — H-T0 ~ Нтр
010 = 0ip 1 - Ат]™—---------—
L ll'pp-l
(194)
где относительное уменьшение КПД Дт?тг турбины v = const для
мощностного КПД составляет 10 %, а для лопаточного - 5 %.
Расчет процесса сгорания в камере, как и расчет цикла ПС,
упрощается, если представить процесс сгорания в виде политропы.
Расчетное исследование при различных начальных условиях показа-
ло, что процесс сгорания близок к политропному с постоянным по-
казателем п, зависящим от характеристики камеры з. Показатель
политропы сгорания определяется по конечным параметрам:
n = ln(pr/pK)/ln(yK/vr).
На рис. 2.26 даны значения комплекса nA в зависимости от ха-
рактеристики з, где А = ^Рк/РС^сТк}- Величина nA полу-
чена для параметров рк/рс — 1,26... 2,9; Т% = 350... 500 К;
Т(р = 890 ... 1400 К. На рисунке приведена кривая, обобщающая
полученную зависимость.
Для расчета цикла ПС по известным параметрам p/f, Т%, рс.
Тс находим А. Определив по характеристике з с помощью рис. 2.26
комплекс nA, вычисляем показатель п(0 > п > —оо). Зная п, можем
найти температуру конца сгорания
(l-n)(fc-l)/(fc-n)
1Г = --------------------- 5
256
Рис. 2.26. Зависимость комплекса, включа-
ющего в себя показатель политропы процесса
сгорания, от характеристики камеры
теплоту, подведенную к газу во время сгорания, q = сп(Тр — Tr), где
удельная теплоемкость политропного процесса сп = cv(n — к)/(п — 1),
и располагаемую работу расширения
г к — п п к 1
= ДИ1-„)(*-!) +
Разброс точек около кривой обусловливает погрешность при
определении параметров. Наибольшее отклонение показателя п
(на 8 %) дает погрешность при вычислении располагаемой работы,
равную 2 - 3 %. Погрешность при определении подведенной теплоты
- менее 0,5 %.
6.3. Процесс сгорания при полном наполнении камеры
(режим II)
Параметры процесса сгорания
Как было указано выше, режим II работы камеры отличается
от режима / тем, что подвод теплоты к свежему заряду начинается в
камере, очищенной от остаточных газов, и протекает при истечении
части свежего заряда через сопла.
Предположим, как и для режима I, что количество подведенной
теплоты прямо пропорционально времени. Однако в отличие от ре-
9 - 1746
257
жима I за систему выберем не абсолютную массу воздуха в камере,
а 1 кг топливно-воздушной смеси. Удельная теплота, подведенная к
1 кг смеси за время dz,
dq = Pgdz = cvdT + pdv, (195)
где Pq = dq/ dz - мгновенная массовая скорость тепловыделения,
кВт/кг; Т, р и v - текущие параметры в камере в процессе сгорания.
Примем для упрощения скорость /Зд постоянной и равной ее
среднему значению за время сгорания Zq, тогда P'q = Pq — q/zq.
Найдем связь Pq и /5. Сравнив выражения (163) и (195) и записав
dQ = (7ц dg, получим массовую скорость тепловыделения
Pg = P/G*. (196)
Очевидно, что величины Р и Pq зависят от физико-химических
параметров процесса сгорания и геометрических параметров каме-
ры. С увеличением объема камеры скорость Р несколько возраста-
ет, а Рс уменьшается. Однако анализ экспериментальных данных
(см. 7.4) указывает, что скорость Р более стабильна при изменении
размеров камеры, чем скорость Pq, поэтому в расчетах правильнее
принимать скорость Р постоянной, a Pq определять в зависимости
от выбранного значения р.
Подставив в уравнение (195) cv = R/(к — 1), после преобразова-
ния получим зависимость параметров внутри камеры от времени:
аг=(ГЛ^[аг + (‘-1)7^]- <197>
Расход свежего заряда через сопла площадью сечения А в про-
цессе сгорания выражаем зависимостью, аналогичной формуле (166)
Ауутр AyymVRT
dGc = —; dz, или dGc =----------- dz. (198)
В камере объемом V изменение массы dG = — (V/u2) du.
Выразим dz из уравнения (198), полагая dGc = — dG:
258
Приравнивая правые части уравнений (197) и (199), получаем
V du
А(рут\/ВТ v
Ik [dr + (fc-l)r—
(fc - l)fc I V J
откуда после преобразования находим связь параметров в процессе
сгорания:
du T^2dT ,ппп.
— =------1---ТГ.------• (20°)
V (S"1 - T3/2)(fc - 1)
Массовая характеристика камеры сгорания
Пруггг/Я А
Sg = ~^Tg'
или
= (20!)
КЛ + 1/ V/3G
если
г,/ 2 x(fc+W-i)i
1/2
Объем камеры на втором режиме V = GnRT^/p^, тогда с уче-
том зависимости (196)
SG = 4- (202)
1К Р
Из выражения (202) следует, что массовая характеристика зави-
сит от отношения А//3, как и характеристика S (см. формулу (175)),
а также от параметров свежего заряда рк и 7#, тогда как S зависит
от параметров газовой подушки, выраженных через Ь.
Полагая в процессе сгорания температуру Т одинаковой во всем
объеме камеры, получаем dv/v несколько завышенным, а текущее
давление р уменьшенным. В действительности в вытекающем га-
зе процесс сгорания осуществляется раньше, температура его выше
средней температуры в камере, а расход газа и частота циклов не-
сколько меньше.
Интегрируя уравнение (200), в пределах от значения параметра
в точке К до текущего значения, получим связь удельного объема с
9‘
259
температурой газа
ГЭ/2 _ Г3/2
А
V = VR- 1 4-------
К 1/Sg-T3/2J
или связь давления с температурой газа
Т , т3/2 - T3J212/Pdl-i)]
Р = Рк [1------------------
(203)
(204)
i/sg-t/2J
Характеристика Sq при расчете камеры на режиме II имеет тот
же смысл, что и характеристика S при расчете на режиме I. При
Sq = 0 (Р = оо или А = 0) по уравнению (203) получим v = vr =
= const. Условие рр = р% дает
1 . 'г3/2 грЧ2
1 = 2-3/2 ~-1к
Sgp К 1-(Тк/Тг)3(к-^/2'
(205)
Из выражения (205) следует, что предельное значение Sgp мас-
совой характеристики зависит от температуры Тр в конце сгорания
и с ростом ее уменьшается от SgPk при отсутствии сгорания (когда
Тр = Tr) до значения SgPf, соответствующего температуре конца
сгорания Тр. На рис. 2.27 представлена зависимость Y/Sgp — f(T)
для различных температур Т% и двух значений показателя к. Рас-
крывая неопределенность в выражении (205) для предельного случая,
когда Тр = Т%, находим
с _ fc ~ 1 Т.-3/2
S&PK д.
Реальный случай ПС соответствует значению Sgi определяемо-
му неравенством 0 < Sg < Sgp- Значение Sgp находят с помощью
рис. 2.26 по температуре
Тг = ТсШрс]{к~1}/к-
Для анализа параметров ПС на режиме II при различных на-
чальных условиях удобно пользоваться относительной массовой ха-
рактеристикой камеры sg = Sg/Sgp-
260
Рис. 2.27. Зависимость предельных значений
массовой характеристики Sap камеры от и
температуры сгорания Тр при к = 1,33 (сплош-
ные линии) и к = 1,4 (штриховые линии)
Подобно величине s при расчете камеры на режиме I sq изменя-
ется для осуществимых процессов сгорания на режиме Пот нуля для
процесса v = const до единицы для процесса сгорания при рр — р%.
Однако при sq = SQp или при sq = 1 процесс сгорания не проис-
ходит при р = const. В начале сгорания давление растет (так как
sGp < sGpkY достигая плавного максимума, а затем понижается до
РК в конце сгорания.
Из выражения (202) следует, что характеристика Sq зависит
от отношения А/ft и параметров р% и Т%. При этом с увеличением
давления Р% характеристика Sq растет и процесс сгорания прибли-
жается к процессу р = const.
Для определения параметров процесса сгорания воспользуемся
уравнениями (203) и (204). Параметры в конце сгорания находим из
совместного решения уравнений процесса сгорания и процесса рас-
ширения, полагая его адиабатным:
Р = Pc(W)t/(l‘1)-
261
Рис. 2.28. Параметры процесса сгорания на режиме II
На рис. 2.28 даны параметры процесса сгорания для значений
sq = 0...1. Для sq = 1 давление в процессе сгорания достига-
ет максимума, значение которого превышает начальное и конечное
значения на 50 %.
В соответствии с действительным протеканием процесса сгора-
ния (см. 7.1) рассмотрим процесс v = const и предположим послойное
выделение теплоты в свежем заряде. Разделим заряд на п равных
слоев, тогда при достаточно большом значении п выделение тепло-
ты Дд в каждом слое будет происходить при давлении, близком к
постоянному, и температура Т слоя в конце нагрева определится
в зависимости от температуры Т'р предварительного сжатия этого
слоя (рис. 2.29), т.е.
т = т’к +' Д?/ср = TK(plpK^-^k + Д,/ср. (206)
Значения температуры Т лежат на политропе ап, отличающей-
ся от адиабаты. Во время процесса сгорания температура слоя повы-
шается по адиабате от Т до Тр и при отсутствии смешения в конце
сгорания характеризуется различными точками, находящимися на
участке изобары О'п. В конце расширения температуры слоев Тр
будут также различаться и соответствовать точкам, расположен-
ным на участке изобары pq. Пропорциональная Тр температура
Тск = Т(рк/р^-'1/к ~тк + ^1(гк\{к-ц1к (207)
ср 4 р 7
262
Рис. 2.29. Изменение параметров в Tt s-коор-
динатах при послойном сгорании
При постоянных значениях Тк, Ад и ср температура Т^к
уменьшается с ростом давления р. После перемешивания газа сред-
няя температура в конце расширения соответствует температуре,
найденной из термодинамического расчета цикла v = const.
Цикл с истечением из одноклапанной камеры при сгорании с ко-
нечной скоростью (з£ > 0) можно представить аналогичным обра-
зом. Разобьем процесс сгорания на п этапов соответственно числу
слоев свежего заряда и найдем приближенные значения основных па-
раметров цикла ПС при работе камеры на режиме II для выбранного
значения sq.
Для различия параметров на режимах I и II обозначим параме-
тры, относящиеся к режиму II, штрихом:
теплота сгорания
п
Q = 52(PcpAv) + cv(Tr - Тк\,
1
время сгорания
J, = (208)
Массовая скорость тепловыделения, согласно выражению (201),
263
Время расширения найдем из уравнения (199), выразив перемен-
ную Т через v:
Я .
Aipym^RTrv^1 v(3-W2
После интегрирования от точки Г до точки К и преобразования
полученного выражения время расширения
4 = (к ЖГ [(^/PK)(t’1)/(2l) - 1] (209)
(Л — 1)Л(рут\/Jtl р
Время истечения из камеры при заполнении ее свежим заря-
дом при постоянном давлении z'p = Gpу/RTck/(.уАфрРк}- Если
масса газа, оставшегося в камере к началу наполнения, Gp =
= vPk/(RtCk), а его температура Тск = Тс(рк/рсУк~^к, то
время
4 =-------г— V = (2Ю)
yA^py/RTr^PKlPr}^ ^к
Продолжительность цикла и число циклов в минуту находим
так же, как при расчете режима I: z'^ = z'q + z'v + zp и n! = 60/.?ц. Ча-
совой расход газа через камеру при пренебрежении массой топлива
по сравнению с массой воздуха
б'ч = бОб^п', (211)
где бгц = Vpx/{RTk} ~ масса свежего заряда.
Часовой расход топлива без учета химического превращения ра-
бочего тела
С'тл.ч «№Ч/Ш
и коэффициент избытка воздуха
= QfrMio)-
Располагаемая работа расширения
Н'тц =ч'~ ^ТС - Тк)
и термический КПД цикла
4 = (Я^ - Я,)//. (212)
В приведенных выше формулах обозначения аналогичны приня-
тым при расчете режима I.
264
Сравнение параметров цикла ПС
при работе камеры на режимах I и II
Эффективность работы на двух режимах можно сравнить по ре-
зультатам расчета параметров упомянутой выше эксперименталь-
ной камеры (рис. 2.30). Для предельного случая сгорания при v =
= const, когда s = sq = 0, параметры цикла для обоих режимов
одинаковы; для случая, когда рр = р% при s = sq = 1, параметры
на режимах I и II различаются существенно.
Рис. 2.30. Зависимость параметров цикла от относительной ха-
рактеристики камеры (а) и скорости тепловыделения (б)
Расчет выполнен в предположении отсутствия теплообмена све-
жего заряда с нагретыми частями камеры, а также С горячими газа-
ми, как во время сгорания на режиме I. В действительности теплооб-
мен происходит, вызывая подогрев свежего заряда при наполнении и
изменении температуры в процессе сгорания. Повышение темпера-
туры воздуха ухудшает наполнение камеры и уменьшает отношение
Тс/Тк> что в свою очередь снижает эффект от ПС (см. рис. 2.24).
Учитывая прямоточный характер движения газа по камере и отно-
сительно небольшую продолжительность процессов, рассмотренные
выше явления не должны существенно повлиять на параметры ци-
кла.
Равномерный по времени подвод теплоты (/? = const; /3q =
= const) принят не для упрощения расчета (так как при приближен-
ном интегрировании можно задаться любым законом /3 = /(г)), а
из-за отсутствия в настоящее время данных, обосновывающих иную
закономерность. Расчеты, выполненные в предположении резкого
265
изменения /3 в зависимости от z, показывают, что в основном на
параметры цикла ПС влияет средняя скорость /3, а не закон ее изме-
нения по времени (см. 7.4).
Принятое в расчетах допущение критического отношения да-
вления в сопловом аппарате во время сгорания не противоречит
условиям работы реального ГТД. Даже для камеры с докритиче-
ским отношением давлений в конце расширения (р^ = 0,13 МПа;
РС = 0,1 МПа) такое допущение дает незначительную погрешность
только для процессов сгорания, близких к процессу р = const.
Сравнение параметров цикла при р% — 0,15 МПа и Тс = 1200 К
при одном и том же значении характеристики s (см. рис. 2.30, а)
указывает на существенное их различие для двух режимов работы.
Большая эффективность режима //объясняется увеличенным давле-
нием во время сгорания при всех значениях s > 0. При s = 1, несмо-
тря на то, что рр = рк, давление повышается в процессе сгорания
и среднее давление процесса устанавливается больше давления р%.
При значениях s = 0,4... 0, б располагаемый теплоперепад в тур-
бине на режиме // выше приблизительно на 30 %, чем на режиме
/, а КПД цикла в 1,5 раза больше. Несмотря на то, что число ци-
клов в 2 раза меньше, из-за полного наполнения камеры и большей
средней плотности рабочего тела пропускная способность турбины
при равных площадях соплового аппарата приблизительно на 30 %
выше.
Однако для получения равных значений характеристик камеры
на обоих режимах на режиме // необходимо осуществить скорость
тепловыделения на 400 кВт больше, чем на режиме /.
Сравнение параметров цикла при одинаковом значении /3 (см.
рис. 2.30, б) указывает на менее существенное, но все же заметное
преимущество режима //. На этом режиме при /3 = 1500 ... 2500 кВт
давление в конце сгорания примерно на 0,1 МПа выше. При
/3 < 800 кВт, несмотря на меньшее давление в конце сгорания, эффек-
тивность режима // остается больше, чем эффективность режима /,
так как максимальное давление на режиме // превосходит давление
в конце сгорания на режиме /. Располагаемый теплоперепад Нтр в
турбине на 20 %, КПД г?е на 15 % и пропускная способность (7В на
15 % больше, чем на режиме /. Кроме того, уменьшение числа циклов
п на 40 - 60 % упрощает создание топливной аппаратуры.
Расчет параметров цикла в диапазоне давлений р% = 0,13...
0, 2 МПа для (3 = 1700 кВт и /3 = 4200 кВт указывает на то, что в
относительных показателях преимущество режима // с увеличением
266
Рис. 2.31. Зависимость параметров цикла от давления рк при
работе на режиме I (штриховые линии) и на режиме II (сплош-
ные кривые) при равном 1700 кВт (а) и 4200 кВт (б)
давления рк для ряда параметров сохраняется, для других пара-
метров несколько увеличивается; в абсолютных показателях режим
II имеет явные преимущества (рис. 2.31). Так, при /3 = 1700 кВт и
РК = 0,13 МПа на режиме II давление рр на 17 % больше, чем на
режиме I, а при рк = 0,2 МПа - на 23 % больше; при /3 = 4200 кВт
и рк — 0,13 МПа на режиме II давление рр больше, чем на режиме
I, на 21 %, а при рк = 0,2 МПа - на 28 %. Преимущество в про-
пускной способности GB на режиме II по сравнению с режимом I для
/3 = 1700 кВт при увеличении давления рк с 0,13 до 0,2 МПа воз-
растает с 12 до 21 %, а для /3 — 4200 кВт - с 9 до 15 %. Заметно
преимущество режима II в КПД цикла т]е: с повышением давления
РК коэффициент возрастает с 12 до 17 % при /3 = 1700 кВт и с 10
до 12 % при /3 = 4200 кВт. Располагаемый теплоперепад Нт@ на
режиме II на 20 % выше, чем на режиме I.
При работе на режиме /рост давления рк приводит к заметному
увеличению частоты циклов п, а увеличение скорости тепловыделе-
ния /3 к уменьшению п. При работе на режиме // частота циклов
изменяется слабо, так как зависит в основном от V и А, уменьшаясь
с ростом объема камеры V и сокращением площади сопл А. При
постоянных параметрах V и А время наполнения zp остается неиз-
менным, поэтому уменьшение характеристики S из-за увеличения
скорости /3 вызывает уменьшение времени сгорания Zq и увеличение
времени расширения что приводит к слабому изменению продол-
жительности цикла 2ц и соответственно частоты п. Стабильная ча-
стота циклов на режиме //упрощает эксплуатацию ГТД ПС. Кроме
267
того, большее заполнение камеры свежим зарядом при практическом
отсутствии горячих газов в начале сгорания уменьшает подогрев воз-
духа, улучшает наполнение камеры и повышает эффективность ПС.
Таким образом, из анализа работы камеры на двух режимах сле-
дует, что при заданных параметрах камеры и свежей смеси суще-
ствует оптимальный режим ПС, который обусловливается частотой
и количеством подачи топлива. Частоту подачи устанавливают из
условия практически полного заполнения камеры свежим зарядом
(режим II). Для обеспечения надежного зажигания топлива найден-
ная таким образом частота должна быть несколько увеличена. Су-
щественное повышение частоты подачи при постоянной температуре
конца расширения Тс уменьшает эффективность цикла и доводит
ее до эффективности режима I. Дальнейшее увеличение частоты еще
сильнее понижает эффективность и может перевести процесс ПС на
сгорание при постоянном давлении независимо от скорости тепловы-
деления.
Уменьшение частоты циклов по сравнению с оптимальной при-
водит к продувке холодного воздуха через турбину. Это нецелесо-
образно с точки зрения экономичности цикла и условий работы тур-
бины, так как снижает ее КПД. Кроме того, это может вызвать
срывы пламени в камере и необходимость принудительного зажига-
ния.
6.4. Скорость тепловыделения в камере ПС
Из теории процессов цикла ПС следует, что эффективность ГТД
ПС обусловливается характеристикой камеры, которая зависит от
конструкционного параметра - сечения соплового аппарата первой
ступени турбины и физико-химического параметра процесса сгора-
ния - скорости тепловыделения /?, увеличение которой является важ-
нейшим фактором повышения эффективности двигателя ПС. При-
ближенно значение /3 можно получить из исследований процесса сго-
рания в камерах поршневых и реактивных двигателей, однако ис-
тинное значение /3, необходимое для расчетов процесса сгорания,
можно определить из эксперимента с натурной камерой ПС.
Зависимость скорости тепловыделения от скорости сгорания
При исследовании тепловых процессов в поршневых ДВС часто
используют параметры, подобные скорости тепловыделения. Отно-
сительная скорость сгорания dx/ dy> по формуле Неймана зависит
268
от угла <р поворота кривошипа. Скорость dx/ dtp = 2(1 — <p/<Pz)/4>z
изменяется обратно пропорционально времени, достигая нуля в кон-
це сгорания, когда tp = tpz. Такое изменение скорости сгорания по
времени не соответствует полностью действительному закону, полу-
ченному из испытаний, однако параметры процесса сгорания, опре-
деленные расчетным путем по зависимости х = f(tp} и из экспери-
мента, для дизелей со струйным смесеобразованием близки между
собой. Более универсальная зависимость, предложенная И.И. Ви-
бе, позволяет определить dx/ dtp для широкой области различных
поршневых ДВС.
По скорости сгорания можно найти мгновенную скорость тепло-
выделения
/3 = (dx/ dtpjdnGw.jiQl,
где G-гл.ц ~ количество топлива, введенного за цикл.
Средняя скорость тепловыделения за процесс сгорания
/3Ср — xz(dn/tpz)G^.nQ„,
где хг - доля сгоревшего топлива (от введенного за цикл).
Кроме относительной скорости сгорания находят абсолютную
скорость сгорания d(xGTa.v)/dz и среднюю абсолютную скорость
сгорания [d(xGTa.u)/d2r]Cpj представляющую собой массу сгоревшего
топлива в единицу времени.
Пользуясь приведенными выше выражениями, можно найти ско-
рости тепловыделения
/^тах = [d(xGтл.ц )/dz] max Qh)
/?ср = [ d^G-rji.jt)/dzJcpQP.
При исследовании процесса сгорания в двигателях с принуди-
тельным зажиганием Н.В. Иноземцев определяет скорость тепловы-
деления как количество теплоты, выделяющейся при сгорании всей
смеси в единицу времени:
dQ/dz = Un'iT-'dQcM!
где итт = иОт7 ~ массовая скорость сгорания в турбулентном по-
токе; иОт - условная нормальная скорость распространения фронта
в турбулентном потоке; 7 - плотность исходной несгоревшей смеси;
А - поверхность фронта пламени без учета мелких турбулентных
искривлений; QCM - теплота сгорания смеси.
269
Скорость u0T в турбулентном потоке не имеет того значения
физико-химической константы, которое имеет нормальная скорость
uq распространения пламени в ламинарном потоке; значение иот за-
висит от газодинамических свойств потока.
Е.П. Бугров связывает скорость it0T с ростом теплопроводности
и получает зависимость
u0T = u0-У Re/1260,
где Re - критерий Рейнольдса, определенный по средней скорости
потока.
К.И. Щелкин предлагает следующую зависимость турбулент-
ной скорости от ламинарной:
Нот = uoy 1 + BK2w2/u§,
где w - средняя скорость потока; В - коэффициент пропорциональ-
ности; К - число Кармана.
По значению итт> полученному расчетом или эксперименталь-
но, считая, что фронт пламени движется вдоль оси камеры и зани-
мает всю площадь сечения камеры Ак, можно определить скорость
тепловыделения
Р = 'и’тт-‘4.к[Ф£??г/(£Ио)],
где 7?г - коэффициент полноты сгорания; а - коэффициент избытка
воздуха; Iq - теоретически необходимое количество воздуха.
Используя зависимость (196), получаем /3q = p/Ga = Pvjc/^AxLx),
откуда массовая скорость тепловыделения
Pg =
где v% ~ удельный объем свежей смеси; ZK - длина части камеры,
заполненной свежей смесью.
Следует отметить, что ни одно из приведенных выражений для
скоростей сгорания нельзя считать не зависящим от газодинамиче-
ских свойств потока и, следовательно, от конструкции и размеров
камеры сгорания.
Кроме того, при одинаковых турбулизации потока и турбулент-
ной скорости горения скорость тепловыделения может быть повыше-
на в результате увеличения числа источников зажигания и улучше-
ния их размещения. Продолжительность топливоподачи также су-
щественно влияет на скорость тепловыделения при большой частоте
циклов.
270
Скорость тепловыделения в ДВС и специальных камерах
Скорость тепловыделения Р можно определить приближенно
при обработке индикаторных диаграмм ДВС. По массе топлива,
сгоревшего за время повышения давления в цилиндре, можно опре-
делить подведенную теплоту и найти /3, а зная массу газа, найти Pq.
В табл. 2.1 приведены средние значения Рср и /?Сср Для указан-
ной доли х сгоревшего топлива, а также мгновенная наибольшая
скорость тепловыделения Ртах за время сгорания на номинальном
режиме. Теплота сгорания топлива Q? принята приближенно рав-
ной 42000 кДж/кг. 2
Таблица 2.1. Параметры процесса сгорания в ДВС
Двигатель Топливо п, мин-1 Ga, Г С’ТЛ.П, Г X z4 -103, С flepf кВт &7СР-Ю3, кВт/кг Алах» кВт
Одно-
цилиндровый Карбюра- Керосин 1100 1,07 0,076 0,90 6 485 448 822
торный Авто- Бензин 1300 1.2 0,103 0,85 8 457 382 1720
мобильный Г азойль 1600 2,2 0,075 0,90 8 352 160 1890
Дизель типа VM-Дейтц - 350 32,3 1,06 0,80 37,2 950 29 2810
Из табл. 2.1 следует, что для рассмотренных ДВС с самовос-
пламенением и принудительным сгоранием средняя скорость тепло-
выделения /3Ср колеблется в пределах 350 - 900 кВт, максимальная
скорость /Зтах = 800... 2800 кВт и средняя массовая скорость те-
пловыделения Рдср = (450... 30) 103 кВт/кг. Цифры в табл. 2.1 от-
носятся к ДВС различных размеров с массой свежего заряда (7Ц =
= 1...32г/цикл и частотой вращения п = 1600... 350 мин-1. Из
приведенных данных следует, что стабильность скорости тепловы-
деления ft больше стабильности скорости Р@. Исследование инди-
каторных диаграмм ДВС различных классов и размеров указывает
на то, что значения обеих величин могут изменяться в весьма ши-
роких пределах. Анализ приведенных выше выражений для Р и Pq
2
Исходные данные взяты из кн.: Иноземцев Н.В., Кошкин В.К. Процессы сгорания
в двигателях. М.: Машгиз, 1949.
271
позволяет установить, что Р пропорциональна цилиндровой мощно-
сти, a Pq - литровой мощности двигателя, т.е. первая растет, а
вторая уменьшается с увеличением размеров двигателей при одина-
ковой степени их совершенства.
Характер смесеобразования в камерах ПС приближает их к ди-
зелям, однако параметры свежего заряда не создают необходимых
условий для самовоспламенения смеси. Для зажигания смеси необ-
ходим посторонний источник в виде искровой свечи, накаленной по-
верхности или остаточных горячих газов. Поэтому характер распро-
странения пламени по камере может быть подобен распространению
пламени в ДВС с принудительным зажиганием.
Сравнивая скорости сгорания в камерах ГТД и в поршневых дви-
гателях, следует отметить, что относительно большой объем камер
ГТД и низкое давление в них способствует уменьшению скорости
сгорания, а наличие пламени, которого нет в ДВС, и возникновение
больших ускорений рабочего тела при сгорании увеличивают ско-
рость сгорания в камерах ГТД.
Средняя скорость тепловыделения для двигателей с принуди-
тельным зажиганием, по данным Н.В. Иноземцева, колеблется около
470 кВт, а максимальная достигает 1700 кВт.
На основании обработки экспериментов, проведенных Д.Ф. Бож-
ко, можно заключить, что скорость тепловыделения, полученная в
экспериментальной камере ПС, работавшей на бензине, ниже скоро-
сти в ДВС. При массе воздуха 5-6 г/цикл и коэффициенте избытка
воздуха 1-1,3 время сгорания составляло 0,014 - 0,022 с, максималь-
ная скорость не превосходила 200 кВт, средняя скорость /Зср колеба-
лась в пределах 50-90 кВт, а ^ср = (9... 14)103 кВт. Позже им
были получены значения скорости тепловыделения р = 630 кВт и
Ртах = 1900 кВт.
Малые скорости тепловыделения в этой камере можно объяс-
нить плохим смесеобразованием, слабой турбулизацией потока, низ-
кой температурой стенок камеры, охлаждаемых водой, и отсутстви-
ем горячих газов в камере в начале сгорания (продувкой камеры при
малой частоте подачи топлива).
Из теории ДВС известно, что степень турбулизации рабочей
смеси оказывает большое влияние на протекание процесса сгорания;
приближенно можно считать, что скорость сгорания прямо пропор-
циональна скорости поршня, т.е. скорости турбулентного движения
смеси.
К.И. Щелкин указывает, что турбулизацией течения можно по-
высить скорость в трубе в 100-200 раз, причем скорость сгорания
272
при большой степени турбулизации обусловливается пульсационной
скоростью w' и почти не зависит от нормальной скорости ип горе-
ния в ламинарном потоке. Пульсационная скорость в свою очередь
пропорциональна скорости турбулентного движения. Турбулентная
скорость горения tzT = (wl')a[un')b, где показатель а близок к 1, пока-
затель b мал, при этом а + b = 1.
Экспериментальное исследование процесса сгорания в пульсиру-
ющем потоке указывает на возможность получения большей скоро-
сти тепловыделения, больших теплонапряженности и полноты сго-
рания в камере ПС по сравнению с камерами сгорания р = const.
Следует отметить, что в ЛВС при заданном предельном максималь-
ном давлении в процессе сгорания существует оптимальная скорость
тепловыделения, поскольку при дальнейшем ее увеличении умень-
шаются полнота индикаторной диаграммы и мощность двигателя.
В ГТД из-за существенно меньшего давления в начале сгорания и от-
носительной простоты конструкции камеры такое ограничение прак-
тически отсутствует, и эффективность ГТД ПС непрерывно возра-
стает с повышением скорости тепловыделения.
Изменение скорости тепловыделения во время сгорания
Анализ процесса ПС в ДВС и в камерах специального типа пока-
зывает, что скорость тепловыделения значительно изменяется в про-
цессе сгорания. Характер изменения /3 по времени приблизительно
одинаков во всех камерах ПС: быстрое увеличение от нуля до неко-
торого максимума, затем плавное падение, замедляющееся к концу
сгорания.
Закон сгорания был исследован лишь в камерах, в которых в на-
чале сгорания отсутствовало пламя (раскаленные газы) и зажигание
смеси осуществлялось от постороннего источника (карбюраторные
двигатели, камеры Божко) или в результате самовоспламенения (ди-
зели). Присутствие в камере раскаленного газа может существенно
увеличить скорость тепловыделения в начале сгорания.
Приведенные выше результаты расчета камеры ПС для различ-
ных р% и Тс получены при постоянных значениях характеристики
камеры, что упрощает расчет. Однако при одинаковых средних зна-
чениях Sep результаты расчета зависят от характера изменения S в
процессе сгорания.
Приведенная методика позволяет рассчитать процесс в камере
и при переменной по времени скорости тепловыделения, заданной в
виде /3 = /З(^), а также и при переменной площади сечения сопла,
273
нВт j S'tOr
0,2 0,2 0,1f 0,0 pt riffa
Рис. 2.32. Параметры процесса сгорания при переменной
скорости тепловыделения:
1 - 3 - расчет процесса в первом, втором и третьем приближении
соответственно
заданной в виде А = A(z). По функциям /3 и А определяем изменение
характеристики камеры во времени S = S(z) (рис. 2.32). Пользуясь
этой кривой и зависимостью р = /i(z) (кривая У), полученной из
расчета процесса в первом приближении при S = const, находим
зависимость S = (кривая 1), которую используем при расчете
во втором приближении.
После расчетного определения р = /г(и) и р = /2(2) (кривая 2)
проверяем характер зависимости S = /2(2) и сравниваем его с ха-
рактером исходной зависимости S = S(z). При недопустимом расхо-
ждении кривых находим новую зависимость S = /г(р) (по исходной
S = S(z) и вновь полученной р = /2(2) и используем ее для расчета в
274
третьем приближении. В качестве первого приближения при отсут-
ствии расчета при S = const зависимость р = f(z) можно выбрать
линейной.
На рис. 2.32 даны результаты расчета при трех приближениях
процесса сгорания в камере с давлением рк = 0,2 МПа, температу-
рой Тс = 1200 К и постоянной площадью сечения сопла А = 10 см2
при переменной скорости тепловыделения /3 — f3(z), характерной для
дизеля.
После расчета цикла получено среднее (по времени) значение ха-
рактеристики камеры Sep = 2,22 • 10-7 и средняя скорость тепловы-
деления /Зср = 3740 кВт. Рассчитанные параметры цикла приведены
ниже:
рг, МПа.......................
Тг, К........................
а............................
п, мин-1......................
GB, кг/ч......................
Нтр, кДж/кг..................
Пе............................
S = S(z) S = 2,22 • 10 7 = const
0,565 0,592
1893 1915
1,86 1,85
1472 1410
1261 1250
485 465
0,305 0,295
Сравнение параметров цикла при S = S(z) и S = const показы-
вает, что кривые давления имеют различный характер и значения
Нтр и 7/е несколько различаются. Связано это с видом заданной кри-
вой S = S(z), которая сильно отличается от горизонтальной прямой
и требует большого числа приближений.
Большая эффективность цикла при S — S(z) объясняется тем,
что при переменном значении S наибольшее влияние на процесс на-
блюдается при малых S, соответствующих увеличенной скорости /3.
Возрастание характеристики S к концу сгорания хотя и снижает рр
и Тр, в целом мало влияет на эффективность процесса сгорания.
Действительный закон изменения S и по времени в камере ПС
с воспламенением от горячих газов более стабилен, чем в ДВС, и
требует экспериментального определения.
Скорость тепловыделения /3 в натурной камере ПС
Использование в расчетах ГТД ПС значений скорости тепло-
выделения, заимствованных из результатов исследования ДВС или
275
других камер, не позволяет получить обоснованные параметры ГТД.
Они могут быть определены лишь по данным исследования работы
камер ПС, подобных камерам реальных ГТД. Зависимость /3 = /(z),
полученная из анализа индикаторной диаграммы, снятой на экспе-
риментальной двухклапанной камере ПС, указывает на менее резкое
изменение /3 по времени, чем в ДВС, но дает максимальное значение
Ртах, превышающее значения, характерные для камер ДВС.
В связи с этим представляют интерес результаты испытаний
камеры, по размерам, конструкции и условиям работы близкой каме-
рам натурных ГТД. Одноклапанная камера объемом 14 л, средним
диаметром 220 мм, длиной 600 мм с автоматическими впускными
клапанами имела сменные круглые сопла диаметрами dc от 30 до
90 мм (рис. 2.33, а).
Воздух, сжатый в компрессоре, омывал сплошную жаровую тру-
бу камеры, охлаждая ее, и поступал в ресивер объемом 55 л, от-
куда направлялся в камеру через решетку автоматических клапа-
нов, набранную из нескольких секций. Топливо подавалось через за-
крытые форсунки плунжерным насосом. Максимальная единичная
подача составляла 1,3 см3/цикл при давлении 30-40 МПа, а наи-
большая частота подачи, определяемая частотой вращения валика
насоса - 2500-3000 мин-1, что при работе одного плунжера соот-
ветствовало частоте циклов 40 - 50 Гц, а при работе двух плунжеров
v = 80... 100 Гц.
Количество подаваемого топлива позволяло изменять коэффици-
ент избытка воздуха а в пределах 1,5 - 4,5 при изменении температу-
ры конца сгорания Тр в широком диапазоне. Форсунки, расположен-
ные в центре клапанной решетки, создавали конический топливный
факел, симметричный относительно оси камеры, который обеспе-
чивал равномерное смесеобразование в значительной части объема
камеры. Расход воздуха изменялся от 0,35 до 1,25 кг/с при давле-
нии в ресивере 0,14 - 0,17 МПа. Топливо в свежей смеси при пуске
зажигалось электрической свечой.
Одним из параметров, определяющих сечение камеры, является
средняя условная скорость холодного воздуха wx, которая в процессе
эксперимента изменялась в пределах 5-20 м/с. Тепловыделение в
объеме характеризуется теплонапряженностью камеры, которая до-
ходила до (10... 16) 108 кДж/(м3-ч-МПа).
О качестве процесса периодического сгорания судили по измене-
нию текущих давлений в камере и ресивере относительно момента
впрыска топлива. По осциллограммам определяли времена сгорания
276
Рис. 2.33. Камеры ПС с различными стабилизирующими устройствами:
а - камера с горячей изоляцией; б - конусный стабилизатор; в - стабилизатор с плоскими кольцами;
г - стабилизатор с коническими кольцами
Zq, расширения zv, наполнения zH, цикла zu, задержки воспламене-
ния, а также среднюю и максимальную скорости нарастания давле-
ния dp/dz при сгорании.
Приближенно эффективность ПС оценивали по превышению
среднего давления pg в камере над давлением в ресивере ррес. Да-
вление pg измеряли ртутными пьезометрами, расположенными в ка-
мере у клапанной решетки и у сопла. Для уменьшения пульсации
приборы присоединяли к уравнительным бачкам вместимостью 2 л,
которые соединялись с камерой трубками. У входа в трубки рас-
полагались диафрагмы с отверстием 0,5 мм. Степень повышения
среднего эффективного давления
Л = 100 %>
Ррес
степень повышения среднего давления в камере
ри = Р5~Рк 100 %,
РК
где рк = Ррес — Дркл ~ среднее условное давление в камере во время
наполнения, Дркл - потери в клапанной решетке при прохождении
через нее расхода воздуха, равного расходу воздуха при холодной
продувке.
В общем случае давление pg не равно среднему по времени да-
влению в камере рИ)О, которое можно определить при обработке ос-
циллограммы. Давление ри>о зависит от разности давлений р — рИ)О,
a pg - от отношения p/pg, где р - давление в камере. Пользуясь
уравением расхода через симметричные диафрагмы, можно прибли-
женно определить для установившегося режима мерного бачка, что
давление ре в нем отклоняется от рИ1О в сторону того из двух экс-
тремальных давлений, которое существует в камере большее время.
Поэтому в экспериментальной камере измеренное давление pg было
ниже среднего давления рИ1О, найденного по осциллограмме.
Таким образом, давление pg и соответственно найденные по его
значению параметры рс и ри могут служить только для сравнитель-
ной оценки различных мероприятий на эффективность ПС.
При снятии осциллограммы по давлению рио находят степень
повышения среднего индикаторного давления в камере
Ри,о — Рк , пп о/
Ри.о =--------ЮО %
278
и степень повышения среднего эффективного давления
рео _ 100 %.
Ррес
Степень повышения давления при сгорании 6Т = рр /рк опреде-
ляли по максимальному давлению рр из осциллограммы.
При испытаниях камеры было обнаружено значительное влия-
ние параметров воздуха и топлива, а также различных стабилизи-
рующих устройств на скорость тепловыделения и на эффективность
сгорания. Испытания показали также, что процесс ПС устойчив в
широком диапазоне частот циклов при различных стабилизирующих
устройствах. Например, уменьшение частоты циклов с оптимально-
го значения (для dc = 40 мм) п, равного 1876 мин-1, до 700 мин-1
снижало среднее давление в камере, не вызывая, однако, нарушения
устойчивости сгорания. Это свойство короткой камеры ПС суще-
ственно отличает ее от пульсирующей камеры волнового типа, в
которой сравнительно небольшое отклонение от оптимального чи-
сла циклов сопровождается значительным изменением эффективно-
сти. На осциллограммах видно четкое разделение трех основных
процессов, при этом процессу сгорания соответствует резкое повы-
шение давления, процессу расширения - резкое понижение давления,
а наполнение происходит при малом изменении давления (рис. 2.34).
Такое протекание процессов в короткой камере также отличается от
процессов в волновых камерах, где изменение давления имеет отно-
сительно плавный синусоидальный характер.
Рис. 2.34. Осциллограмма давления в камере ПС
279
Испытания различных стабилизирующих устройств в виде дис-
ков, колец и конусов показали, что они существенно влияют на эф-
фективность сгорания (см. рис. 2.33).
Оказалось целесообразным поставить внутри жаровой трубы
изоляцию из жаростойкой стали для повышения температуры
стенки, что способствовало увеличению скорости сгорания (см.
рис. 2.33, а). Одним из наиболее удачных устройств оказался ста-
билизатор, состоящий из нескольких конусов, расположенных по оси
камеры (см. рис. 2.33, б). С конусным стабилизатором камера ра-
ботала устойчиво с соплами всех размеров до максимального сопла
диаметром dc = 90 мм, при котором достигалась наибольшая сред-
няя условная скорость холодного воздуха в камере wx = 22 м/с.
Наилучшие результаты по повышению среднего и максимального
давлений были получены с соплом dc = 60 мм. При этом были опре-
делены следующие параметры: ре = 10 ... 12 %; рк = 12... 14 %;
рИ)0 = 25... 30 %; 5Г = 2,0... 2,2.
Период задержки воспламенения z, не зависел от числа ци-
клов, но изменялся в зависимости от типа стабилизатора в пределах
0,006 - 0,014 с, что значительно превосходит значение z, в поршне-
вых двигателях (z, = 0,002... 0,004 с). Это различие можно объяс-
нить большим коэффициентом избытка воздуха а и меньшей плот-
ностью рабочей смеси в камерах по сравнению с ДВС с принуди-
тельным зажиганием или более низкими температурой и давлением
воздуха при воспламенении топлива по сравнению с дизелями. В
специальной камере ПС с холодным свежим зарядом и зажиганием
от электрической свечи зафиксирован чрезвычайно большой период
задержки воспламенения (z^ — 0,08 ... 0,12 с).
Первоначально испытанная форсунка с углом распыла 7 — 45°
плохо заполняла объем камеры и не давала большого повышения
давления при сгорании. С увеличением угла 7 до 90 -100° степень
повышения среднего эффективного давления возросла с 6 до 12 %.
Установка двух форсунок с различными углами распыла (71 = 90°
и 72 = 45°) не изменила максимального значения ре, но расширила
диапазон частот циклов с большой степенью повышения давления в
сторону низких частот.
Увеличение частоты циклов последовательным питанием одной
форсунки от двух плунжеров не повышало ре и 6Т. При работе ка-
меры с такой схемой топливопитания на исходном числе циклов (с
уменьшенной в 2 раза частотой вращения топливного насоса) значе-
ния ре и 6Т снизились. Это доказывает целесообразность быстрого
впрыска топлива при высоком давлении.
280
Степень повышения давления 6Г при сгорании зависит от кон-
струкции камеры и уменьшается с увеличением скорости wx от
Sr = 2... 2,2 для wx = 7... 10 м/с до <5Г = 1,8... 2 для wx =
= 15... 20 м/с.
При этом степень повышения среднего давления в камере также
соответственно уменьшается от pKjO = 30 до ри,о = 15 ... 20 %.
Скорость повышения давления зависит от типа стабилизатора
и достигает наибольших значений при использовании стабилизато-
ров, оптимальных по значениям ре, рл и 6Г. Наибольшая средняя
скорость повышения давления dp/dzq = 25... 35 МПа/с получена
при wx = 8 ... 12 м/с, несколько меньшая (dp/dzq = 20 ... 30 МПа/с)
- при wx = 18... 20 м/с. Следует отметить, что большая скорость
повышения давления наблюдалась при большой частоте впрысков
(приближение к режиму /), что может быть объяснено появлением
в камере значительного количества остаточных газов; однако это не
сопровождалось увеличением параметров ре, рк и 6Г, так как газо-
вал подушка обеспечивает большую скорость сгорания при меньшем
повышении давления во время сгорания (см. 7.3). Максимальная ско-
рость повышения давления колеблется в зависимости от условий сго-
рания и схемы камеры в пределах (dp/dzq}m!LX = 35... 45 МПа/с.
Обычно в камере сжигается керосин. При сжигании бензина и
спирта значения ре, рк и 6Г снижались. Это явление можно объ-
яснить худшим смесеобразованием, так как хорошо испаряющееся
топливо не могло распространиться по объему камеры так же равно-
мерно, как керосин, и создавало переобогащенную смесь в начале ка-
меры вблизи клапанной решетки. Предварительный подогрев керо-
сина приводил также к отрицательным результатам, по-видимому,
по аналогичной причине.
Температура воздуха, поступающего в экспериментальную ус-
тановку, обычно не превышала 60 - 70°C. Подогрев воздуха до 140 -
190°C не дал положительных результатов. Лишь при поступлении
в камеру влажного холодного (iB = 15°C) воздуха, когда топливо
не загоралось, подогрев воздуха на 40 ° С способствовал устойчивому
горению.
Сравнение экспериментальных данных по повышению давления
в камере при реальных давлениях р% и температурах Т% и Tq
с расчетными при тех же исходных параметрах для камеры dc =
= 60 мм показало, что значения Sr и рИ)О соответствуют sq = 0,75
и /3 = 1800 ... 1900 кВт. Сравнение продолжительности процессов
281
цикла по результатам эксперимента и по расчету при sq = 0, 75 да-
ло удовлетворительное совпадение. При аналогичной проверке дру-
гих, менее эффективных режимов (при dc = 60 мм) было получено
/3 = 1000... 1200 кВт.
Анализ режимов работы камеры при различных скоростях wx
(с соплами различных сечений) показал, что степень повышения да-
вления при сгорании с увеличением скорости воздуха wx снижается
медленнее, чем должна была бы падать при постоянном значении /3.
Это позволяет сделать вывод о том, что средняя скорость тепловыде-
ления /3 растет с увеличением скорости wx в камере ПС, что согла-
суется с законами турбулентного горения в потоке при р = const.
Расчет камеры с dc = 40... 90 мм показывает, что при скорости
воздуха wx = 5 ... 6 м/с /3 = 650... 700 кВт, при wx = 10... 12 м/с
/3 = 1000 ... 1600 кВт и при wx = 15 ... 20 м/с только для поддержа-
ния в камере устойчивого режима при периодическом впрыске топ-
лива необходима скорость /3 = 2000 ... 2500 кВт.
Как показывает эксперимент, введение в камеру стабилизато-
ров повышает эффективность сгорания и может весьма существенно
увеличить значение /3, так как свежий заряд соприкасается с оста-
точным горячим газом не только по плоскости раздела при гладкой
камере, но и по развитой цилиндрической поверхности. Следуя по
этому пути, целесообразно проектировать такие стабилизаторы, ко-
торые создавали бы наиболее развитую поверхность контакта све-
жего заряда и горячего газа при наименьшем объеме газа.
Таким образом, испытания камеры ПС с параметрами, близки-
ми к натурным, показали, что обеспечивается скорость тепловыде-
ления /3 = 1200... 2400 кВт, и что ее можно еще увеличить, совер-
шенствуя смесеобразование и конструкцию стабилизаторов.
Контрольные вопросы
1. Чем различаются I и II режимы работы одноклапанной камеры ПС?
2. Укажите преимущества и недостатки автоматических клапанов в одно-
клапанной камере ПС.
3. Каково влияние характеристики камеры ПС на скорость повышения да-
вления в камере и производную dp/dv при сгорании?
4. Какова зависимость характеристики камеры от скорости тепловыделения
и площади сечения соплового аппарата I ступени турбины ГТУ ПС?
5. Из каких периодов складывается продолжительность цикла ПС в ГТУ с
одноклапанной камерой?
6. Чем различаются продолжительности периодов процессов, составляю-
щих время цикла на I и II режимах работы камеры ПС?
282
7. Чем различаются потери в турбине ГТУ ПС с одноклапанной и двухкла-
панной камерами?
8. Как и почему различаются значения располагаемых теплоперепадов в
турбине, КПД установки, пропускной способности турбины и частоты циклов
при работе ГТУ ПС на I и II режимах?
9. Укажите возможные расчетные и экспериментальные источники опреде-
ления скорости тепловыделения.
10. Каков диапазон экспериментальных значений скорости тепловыделения
в ДВС и камерах ГТД ПС?
7. Эффективность ГТУ периодического сгорания
7.1. Выбор параметров ГТУ ПС
Условия сравнения циклов
Для определения целесообразности создания ГТУ наряду с ана-
лизом технико-экономических показателей необходима количествен-
ная оценка топливной экономичности и удельной работы, которую
можно получить при реализации нового цикла. Для термодинамиче-
ской оценки цикла v = const известны несколько методов сравнения.
Такие сравнения проводили А. Стодола, Г.И. Зотиков, В.В. Ува-
ров, Я.И. Шнеэ, Г.С. Жирицкий, И.И. Кириллов. Одни авторы, в
силу принятых предпосылок, приходят к выводу об эффективности
цикла v = const по сравнению с р = const, другие, наоборот, срав-
нивая оба цикла, показывают равноценность их или преимущества
цикла р = const.
Подход к сравнению циклов и выбор его условий определяют в
значительной степени выводы в пользу того или иного цикла.
Сравнивая действительные циклы турбинных установок, ино-
гда сопоставляют циклы р = const и v = const при одинаковых
максимальных температурах в камере Тр. При этом экономичность
цикла р = const получается не ниже, а в ряде случаев даже выше
экономичности цикла v = const.
Следует отметить, что равные температуры Тр в циклах р =
= const и v = const соответствуют различным условиям работы
газовой турбины. Температура наиболее напряженного узла турби-
ны (ротора) в цикле v = const будет ниже, чем в цикле р = const.
Если при сравнении циклов температурные условия работы ротора
выдерживать одинаковыми, то температура Тр в цикле v = const
будет выше. При этом увеличится располагаемая работа цикла
v = const и цикл становится более эффективным по сравнению с
циклом р = const.
283
Еще одним параметром, определяющим цикл, является степень
повышения давления % при сжатии. Некоторые авторы ограничива-
ют величину тг в цикле v = const из соображений получения наиболь-
шего внутреннего КПД турбины. Такой метод не всегда обоснован.
Ниже будет показано, что иногда целесообразнее принимать степени
повышения давления в обоих циклах равными, при этом, несмотря
на понижение КПД турбины из-за уменьшения параметра и/с\, КПД
цикла v = const может возрасти.
В качестве основного показателя эффективности цикла ГТУ ча-
сто используют КПД. Для стационарных и транспортных ГТД на-
равне с экономичностью существенны масса и размеры двигателя,
которые зависят от удельной работы цикла. Таким образом, наи-
более важными показателями эффективности циклов транспортных
ГТД являются КПД цикла т/е и полезная работа цикла Le. Значения
этих величин непосредственно зависят от температуры газа перед
турбиной и степени повышения давления, которые при сравнении
двигателей выбирают в зависимости от параметров исходного ГТД
р = const в соответствии с применяемым методом сравнения. По-
этому метод сравнения циклов имеет большое значение при оценке
относительной эффективности ГТД ПС.
Сравнение циклов при одинаковых температуре газа и
степени повышения давления (метод
Если в качестве условия сравнения идеальных циклов выбрать
равенство температур конца сгорания Tpv = Трр и равенство степе-
ней повышения давления 7ГГ = кр = рк/рд (рис. 2.35, а), то теплота
Qv, подведенная в цикле v = const, в к раз меньше теплоты Qp,
подведенной в цикле р = const, поскольку
Qv _ Cv(Trv ~ Тк) _
Qp Ср(ТГр-Тк) к'
Удельная работа Lev цикла v = const может быть больше или
меньше работы Lep цикла р = const в зависимости от соотношения
между тг и Тр/Тд. При относительно малых тг имеем Lev > Lep, а
при больших тг работа Lev < Lep-
Сравним параметры низкотемпературного и высокотемператур-
ного ГТД при работе по идеальному и действительному циклам
р = const и v = const. Выберем в качестве эталона два двигате-
ля р = const: первый с тгр = 5 и Трр = 1130 К; второй с тгр = 10 и
284
Рис. 2.35. Циклы р = const и v = const при различных методах
сравнения:
а - Тр =idem, х = idem, б - Q =idem, х =idem; в - Нт =idem; Ту =idem;
г - Lt =idem, Тт =idem
Тгр = 1650 К. Примем для действительного цикла КПД компрессо-
ра т?к — 0,8; коэффициент полноты сгорания т/г = 0,95; КПД турби-
ны в цикле р = const т]тр = 0,85; КПД турбины в цикле v = const
т/tv = 0,825.
Из приведенных результатов расчета (табл. 2.2) следует, что
низкотемпературный ГТД v = const при идеальном цикле име-
ет значительно больший КПД, чем ГТД р = const (rjev — 0,414,
т/ер = 0,338). При действительном цикле различия в КПД значи-
тельно меньше: rjev = 0,211; rjep = 0,199. Приблизительно такое же
соотношение КПД имеет место и для высокотемпературных ГТД.
Однако при одинаковых температурах конца сгорания, когда посто-
янная температура Тр равна мгновенной температуре Tpv, средние
285
Таблица 2.2. Сопоставление методов сравнения
Условия сравнения Идеальный цикл
7Г Тг, К Те, кДж/кг Q, кДж/кг Т£, к
ГТД р = const 5 ИЗО 254 749 0,338 735
I 5 изо 231 559 0,414 576
ГТД II 5 1376 328 749 0,436 665
V — const III 3,29 1325 305 803 0,380 735
IV - - - - - -
V - - - - - -
ГТД р = const 10 1650 561 1335 0,419 927
I 10 1650 502 1022 0,49 707
ГТД II 10 2013 641 1338 0,511 824
V = const III 5,42 2045 649 1430 0,451 927
IV - - - - - -
V - - - - - -
температуры процесса расширения существенно различаются. Тем-
пература конца расширения в низкотемпературном ГТД v = const
на 150° ниже, а в высокотемпературном примерно на 200° ниже, чем
в ГТД р = const. Это сказывается на удельной работе Le, кото-
рая для идеального цикла в ГТД v — const на 8 -10 % ниже, а для
действительного цикла приблизительно на 20 % ниже работы в ГТД
р = const.
Сравнение циклов при одинаковых значениях Q и тг [метод II)
Если сравнивать циклы при одинаковых значениях 7Г и коли-
честве подведенной теплоты во время сгорания, то располагаемая
работа расширения и полезная работа в идеальном цикле v = const
больше, чем в цикле р = const, на величину, пропорциональную пло-
щади J786 (рис. 2.35, б). Разница действительных работ меньше на
величину потерь и вследствие снижения КПД турбины v = const.
Из результатов сравнения этим методом (см. табл. 2.2) следует,
что ГТД с циклом v = const имеет не только более высокий КПД,
но и большую удельную работу. При этом, однако, температурные
условия работы турбин различны.
286
цикла v = const с циклом р = const
Действительный цикл
ТГ Тг. К Ут Lei кДж/кг Qi кДж/кг Пе т;, К Тг, К Тл, К
5 ИЗО 0,850 148 709 0,199 735 794 1005
5 ИЗО 0,825 117 528 0,211 589 - 836
5 1360 0,815 168 709 0,225 675 - 976
3,34 1384 0,820 198 771 0,244 735 - 975
3,58 1378 0,820 195 755 0,243 720 794 975
5 1425 0,810 203 759 0,254 698 - 1005
10 1650 0,850 368 1271 0,275 927 1035 1483
10 1650 0,825 295 975 0,287 727 - 1209
10 1994 0,815 424 1271 0,317 838 - 1398
5,9 2024 0,820 441 1367 0,306 927 - 1394
6,9 2015 0,820 439 1341 0,311 900 1035 1394
8 2150 0,810 485 1447 0,337 948 - 1483
Сравнение циклов при одинаковых температуре Т!^ и
располагаемой работе расширения [метод III)
Сравнивая эффективности идеальных циклов р = const и
v — const, Г.И. Зотиков полагал равными температуры конца адиа-
батного расширения 7^ и располагаемые работы расширения IITV =
Нтр в обоих циклах (рис. 2.35, в). При этом 7ГГ < тгр. Циклы сравни-
вались при изотермическом сжатии и полной регенерации, т.е. при
подогреве сжатого воздуха до температуры конца расширения. На
основании своих исследований автор приходит к выводу, что выгоды
от введения процесса v = const не будет.
Выводы, сформулированные Г.И. Зотиковым в 1933 г. отно-
сительно необходимости развития ГТУ в направлении реализации
цикла р = const в многоагрегатных установках, были прогрессив-
ными, и история развития газотурбостроения это доказала.
По поводу условий сравнения следует отметить, что применение
регенерации уменьшает количество подведенной теплоты и увеличи-
вает температуру в начале сгорания, а это уменьшает располагае-
мую работу в цикле v = const. Это обстоятельство делает регенера-
цию более выгодной для цикла р = const.
287
Из равенства располагаемых работ HTV = Нтр, где Нтр ~ площа-
ди 2КГТА1, равной площади 68Г4, и Hrv ~ площади 21 К1 Р1 Г1 ТА1,
равной площади 6'8'Р1 Г'4 (рис. 2.35, в), следует, что подведенная
теплота в обоих циклах одинакова. Покажем это. Прибавив к
площади, эквивалентной HTV, площадь 71 Р'8'6', получим площадь
7'Р'Г'4 ~ Qv- Прибавив к площади, эквивалентной Нтр, площадь
7Р86У равную площади 7*Р18'6', получим площадь 7РГ4 ~ Qp-
Следовательно, Qv = Qp, так как площадь 7РГ4 равна площади
7'Р'Г’4.
Работа Lev идеального цикла v = const превышает работу Lep
цикла р = const на величину разности работ сжатия, пропорцио-
нальной площади 2КК12' :
Lev ~ Lep = Hjq? — H^v = ЛТд ^(pKpIPKv)-
Отношение КПД rjev цикла v = const и КПД т/ер цикла р = const
равно отношению работ циклов Цеи/Цер = Lev/Lep-
Из результатов приближенного расчета параметров цикла
v = const без регенерации (см. табл. 2.2) следует, что этот цикл
при сравнении по методу III имеет параметры более низкие, чем при
сравнении по методу II. При сопоставлении действительных циклов
эта разница сглаживается.
Сравнение циклов при одинаковых температурах Ту и
работе турбины (метод IV)
Исследуя эффективность различных термодинамических ци-
клов, В.В. Уваров указывает на условность выгоды цикла Стодо-
лы по сравнению с циклом р — const. В более поздних работах
В.В. Уваров, рассматривал возможности цикла v = const, показы-
вает, что он имеет некоторое преимущество перед циклом р = const,
которое может быть реализовано в случае удачных конструкцион-
ных решений турбины v — const.
При сравнении циклов предполагаются равными действитель-
ные температуры газа в конце расширения и действительные рабо-
ты турбины (рис. 2.35, г). Из условия ZTV = Ттр следует, что в Т,
s-координатах площадь I131 К1 Г12' равна площади 13Г2. Действи-
тельные работы турбин: и L-^p —~ Л-тр^-гр- Так как
t/tv < t]tvi то располагаемая работа HTV больше соответствен-
но площадь 5'4'К'Г121 больше площади 54Г2- Температура Tpv
газа перед турбиной v = const получается выше температуры Трр,
21 <С 7Гр.
288
Расчет параметров цикла v = const, проведенный для сравнения
с параметрами исходного цикла р = const, дает результаты, близкие
к полученным по методу III (см. табл. 2.2).
Разбираемый метод сравнения циклов дает равные температу-
ры на рабочих лопатках в одноступенчатой активной турбине. При
значительной степени понижения давления в многоступенчатой тур-
бине температура газа на первой ступени в турбине v = const может
существенно отличаться от температуры в турбине р = const.
Принятое равенство действительных работ в турбинах позволя-
ет выбирать КПД т/тг не столь низким, как при увеличенном тепло-
перепаде в турбине v = const, однако в целом это условие ограничи-
вает возможности цикла v = const и может привести к занижению
не только полезной работы цикла, но и его эффективного КПД, так
же как и при использовании метода III.
Сравнение циклов при одинаковой температуре лопаток
и оптимальной величине irv (метод V)
Для соблюдения одинаковых условий прочности наиболее напря-
женных узлов турбин предложен метод сравнения циклов, при ко-
тором считаются одинаковыми собственные температуры рабочих
лопаток первых ступеней турбин, т.е. Tav — Тлр, a irv в цикле
v = const принимается равной тгр в цикле р = const или оптимальной
7ГГ = тгиопт, если у исходного цикла р = const irp > 7гиОпт- Последнее
относится в основном к высокотемпературному ГТД, в котором ре-
альные значения 7Г обычно меньше значений 7ГроПт, но часто больше
7ГиОпт- При таком методе выбора величины 7ГГ компрессоры обоих
двигателей будут или одинаковыми (случай 7ГГ = 7Гр), или компрес-
сор двигателя v = const будет меньше (случай 7ГГ = 7ГиОпт < тгр).
Располагаемая работа турбины и = const в этом случае существен-
но больше работы турбины р = const. При равном числе ступеней и
одинаковой окружной скорости КПД 7}TV турбины v = const меньше,
чем КПД т/тр турбины р = const. Это необходимо учитывать при
сравнении. Однако как показывают расчеты, экономичность цикла
v = const растет с увеличением 7Г до 7ГТОПТ, несмотря на понижение
КПД т]ту.
Найдем температуру газа Tpv в зависимости от температуры
Трр из условия одинаковой температуры Тл (рис. 2.36).
10 - 1746
289
Рис. 2.3в. Сравнение циклов при одинаковых значениях Т„ и тг
Температура лопаток турбины р = const
ТЛр — Трр — ф^НСр1 Ср 4- rwjp/(2cp), (213)
где tpp - коэффициент скорости в сопловом аппарате, равный 0,96 -
0,97; Нср = ТГрСр[1 - (РС/РК)’*"1’7*] - располагаемый теплопере-
пад в сопловом аппарате при пренебрежении гидравлическими по-
терями в камере; г - коэффициент восстановления; по эксперимен-
тальным исследованиям для охлаждаемых лопаток (г = 0, 7... 0,8);
w\p - относительная скорость при входе на рабочую лопатку.
Введем параметр £р = rwlp/(2Hcpy, его значение при г — 0,75
и средних значениях величин, характерных для распространенных
турбин р = const, равно 0,21-0,23. После преобразования выраже-
ние (213) примет вид
Т.р = Гг₽{1 - [1 - (рс/рк)(‘’1)7‘](^ - &)}• (214)
Средняя температура лопаток турбины v = const
ТЛу == T(jv + (1 — tp^)Hcv/Ср + rvWju/(2cp), (215)
где rv и wiv - средние значения коэффициента восстановления и от-
носительной скорости соответственно.
290
По аналогии с предыдущим рассуждением введем параметр
£v — rvwiv/(2Hc v)>
тогда
Тлу = ^Cv + (1 — V’v + £v)Hcv/cp.
Если принять значение tpv несколько меньше значения у>р, на-
пример tf>v = 0,95, то « 0,25... 0,27. Поскольку
Я„ = Ср{(1/*)ТГ, + [(I - 1)/*]ТК - Гс,},
а
ТС, = TrMpc/pK)(.TK/Trv)]^k,
то после преобразований получим
т —Т (Рс Тк\(к ^ki t и
lav— J ft) I-7Z I UPv ~ Qv) +
4PK ^v'
/1 к — 1 \
+ + MO-vS + M- (216)
\ K tv /
Примем отношение давлений в сопловом аппарате турбины
р — const, как и минимальное отношение давлений в сопловом аппа-
рате турбины v = const, критическим, т.е. pc/РК =
Тогда, приравнивая выражения (214) и (216), получаем
1 1 / 2 t \ Т _ 1 Уи ~Ь гр .
1 к+1^р чОрТР- к Trv+
- м fTrv^/k ik- i)(i - <р2+<„)
+ *71 1 ТР к +--------*------
(217)
На рис. 2.37 дана зависимость Tpv от Трр, рассчитанная по
формуле (217) при различных температурах 7\-. В расчетах при-
нято £р = 0,22; £v = 0,26. Полученные кривые в диапазоне Трр =
= 1000 ... 1500 К могут быть аппроксимированы с удовлетворитель-
ной точностью уравнением Tpv = Трр(1,9 — 6,8 • 10“4Тд') — 340.
Из графика следует, что разница между температурами Tpv и
Трр значительна. Например, при Тк = 450 К температуре Трр =
= 1000 К соответствует Tpv — 1240 К, а температуре Трр = 1500 К
соответствует Tpv = 2040 К.
ю*
291
Рис. 2.37. Температура в конце сгорания при v = const
Результаты сравнения расчетов параметров ГТД v = const по
методу V приведены в табл. 2.2. Поскольку при методе V теплопере-
пад в турбине v — const получается наибольшим, то КПД этой тур-
бины принят наименьшим, сниженным на 5 % по сравнению с КПД
турбины р — const. Такое допущение не в пользу ГТД v — const,
так как в этом двигателе на пульсирующем режиме работает лишь
одна ступень турбины, а остальные ступени работают в условиях,
близких к условиям турбины р = const.
Сопоставление различных методов сравнения циклов
Параметры ГТД v = const (см. табл. 2.2) при рассмотренных
методах сравнения сильно различаются. Анализ параметров иде-
альных и действительных циклов указывает на то, что результаты
сравнения идеальных циклов непоказательны, соотношение эффек-
тивности циклов v = const и р = const не совпадает при оценке по
параметрам идеального и действительного циклов. Так, для идеаль-
ного цикла метод II обусловливает большую экономичность ГТД
v = const, чем метод III (T]evu = 0,436 вместо pevin = 0,38), а для
действительного низкотемпературного цикла - наоборот =
292
= 0,225, a rjeviu = 0,244). Это объясняется повышенными потеря-
ми, связанными с увеличенным значением тг при методе II по срав-
нению с методом III. Для высокотемпературного двигателя пара-
метры цикла v = const при методе II более эффективны как для иде-
ального, так и для действительного циклов, однако количественные
соотношения существенно различаются. Это указывает на нецеле-
сообразность оценки эффективности ГТД v = const по результатам
сравнения параметров идеальных циклов.
Параметры действительных циклов v = const также зависят от
метода сравнения. При этом решающее значение имеет температу-
ра Тр v, с ростом которой повышается как КПД туе v, так и удельная
работа Lev в цикле v = const. В зависимости от метода сравнения
работа Lev в цикле может быть как меньше на 20 % (для метода I),
так и больше на 32 % (для метода V) работы Lep, а КПД т/е v может
превышать значение г]ер на 5-25 %. Температурные режимы рабо-
чих лопаток первой ступени турбины двигателя v = const и р — const
в зависимости от метода сравнения также сильно различаются. Тем-
пература лопаток Тл при всех методах сравнения, кроме V, в ГТД
v = const ниже, чем в ГТД р = const на 30 -170 К для низкотем-
пературных двигателей и на 90 - 270 К для высокотемпературных.
Лишь при сравнении по методу V температуры Тл одинаковы.
Результаты расчетов, приведенные в табл. 2.2, не следует рас-
сматривать как доказательство преимущества цикла v = const по
сравнению с циклом р = const, хотя параметры цикла v = const при
сравнении по методу V указывают на существенные потенциальные
термодинамические преимущества ГТД v = const как по экономич-
ности, так и по удельной работе. Расчеты при сравнении циклов
проведены при т/к = 0,8 и т/тр = 0,85. С увеличением КПД эле-
ментов, а также при применении регенерации преимущество цикла
v = const уменьшается.
В дальнейшем оценку эффективности ГТД ПС относительно
ГТД р = const будем проводить, используя метод V.
7.2. Эффективность установок ПС
в различных областях техники
Исследования различных авторов указывают на целесообраз-
ность применения в ряде областей техники в ГТД цикла ПС. Боль-
шинство работ, проводимых в этом направлении, имеют в основном
293
теоретический характер. В последнее время отмечается увеличе-
ние конструкторских проработок тепловых установок, использую-
щих ПС. Выводы и рекомендации различных авторов существенно
различаются в зависимости от схемы, условий работы установок и
принятых при расчетах допущений.
Установки с резонансными камерами сгорания
Опыты Арменго и Лемаля, проведенные во Франции в 1906 г.,
показали, что ГТУ р = const с параметрами, реальными в то время,
малоэкономичны в основном из-за низких КПД компрессора и турби-
ны. Так как экономичность цикла ПС меньше связана с КПД узлов,
то возникли предложения по использованию этого цикла в ГТУ.
Одно из первых предложений было сделано В.В. Караводиным,
запатентовавшим в 1908 г. простейшую ГТУ ПС без компрессо-
ра (см. рис. 2.20). Позднее (1930 - 1937 гг.) на этом же принципе
резонансной камеры сгорания П. Шмидтом был создан ПуВРД (см.
рис. 2.21).
Известно, что, расположив соответствующим образом колеба-
тельные системы относительно камеры сгорания, можно осуще-
ствить предварительное сжатие воздуха в камере без клапанов. На
этом принципе созданы камеры сгорания фирмой Эсно-Пельтри и
ПуВРД французскими фирмами SNCAN и SNECMA. Такие камеры
могут являться генератором газа для турбин ГТУ. Большую рабо-
ту по созданию резонансной камеры сгорания и ее использованию в
ГТУ проводил Ф. Рейнст в 1942-1957 гг. Он предложил и испы-
тал несколько камер с резонаторами (рис. 2.38), в которых топливо
сгорало при повышении давления, что увеличивало располагаемый
теплоперепад в процессе расширения. Во время экспериментов была
получена большая теплонапряженность и высокая полнота сгорания
Рис. 2.38. Схема камеры ПС Рейнста
294
при сжигании газа и угольной пыли. Ф. Рейнст показал эффектив-
ность применения резонансных камер в стационарных ГТУ различ-
ных схем и в авиационных ГТД. Одним из недостатков камер Рейн-
ста является большая потеря теплоты через стенки камеры, которые
охлаждались водой. Такая камера может быть эффективна лишь в
специальной схеме установки, где нагретая вода полезно использует-
ся. Успешные опыты по сжиганию угольной пыли в пульсирующем
потоке проводились в Восточном филиале ВТИ.
Под руководством Б.С. Стечкина исследовали бесклапанные ка-
меры ПС различного назначения. В частности, К.Г. Евграфов до-
казал расчетным путем целесообразность использования пульсиру-
ющих камер в маломощных транспортных ГТД. Было спроекти-
ровано несколько камер, испытания которых показали устойчивое
повышение давления при сгорании, а также возникновение больших
гидравлических потерь при входе в камеру.
Фирма SNECMA проводит работы по расчетному исследованию
и экспериментальной доводке бесклапанных камер ПС. Разработан
метод расчета процесса резонансных камер с использованием элек-
троаналогии. В камере диаметром 120 мм была получена тяга око-
ло 15 Н, затем 50 и 100 Н. На основе этих работ были созданы
ПуВРД “Эскопетт” тягой 100 Н и позднее несколько модификаций
ПуВРД “Экревисс” тягой 100 - 1500 Н с удельным расходом топлива
0,15 кг/(Н-ч). Планер “Эмуше” с четырьмя двигателями “Эскопетт”
совершил первый полет в 1950 г. Далее фирма приступила к созда-
нию ПуВРД с большей тягой, компонуя его из нескольких двигате-
лей. В 1951 - 1953 гг. испытан ПуВРД тягой 2400 Н, составленный
из девяти двигателей тягой около 300 Н, а в 1961 г. испытана связ-
ка двигателей из 30 ПуВРД. Теоретические и экспериментальные
исследования ведутся для использования пульсирующего процесса
в камерах сгорания с тем, чтобы повысить эффективность ГТД.
По данным фирмы SNECMA применение в двигателе бесклапанной
камеры позволяет увеличить среднее давление перед турбиной на
6 - 8 % и соответственно повысить экономичность и мощность дви-
гателя.
В ЦКТИ получены данные о работе резонансной камеры на
режиме пульсирующего горения, которые позволят повысить ко-
эффициент полноты сгорания и уменьшить топочный объем при
практической реализации такого режима. В Брестском инженерно-
строительном институте под руководством В.С. Северянина прово-
дятся исследования и создаются промышленные образцы с использо-
ванием бесклапанных камер ПС в различных топочных устройствах
и нагревательных установках.
295
Т.И. Назаренко в Казанском ГТУ ведет теоретические иссле-
дования, успешные конструкторские разработки и испытания бес-
клапанных пульсирующих камер разнообразного назначения с ис-
пользованием различных видов горючих, включающих трудносжи-
гаемые производственные отходы. Результаты этих работ могут
способствовать созданию перспективных энергетических ПЗГТУ на
твердых горючих, в частности на городском мусоре.
Бесклапанные резонансные камеры сгорания - это наиболее про-
стые и легкие камеры, которые позволяют на оптимальном режиме
существенно повысить давление сгорания и располагаемый тепло-
перепад. Недостатком камер является относительно большая длина
или усложнение их конструкции, связанное с установкой дополни-
тельного резонансного механизма, что затрудняет компоновку камер
в двигателе. Кроме того, внешние параметры оказывают значитель-
ное влияние на эффективность процесса и усложняют регулирование
ГТД на переменных режимах.
ГТУ с двухклапанными камерами ПС
Осуществление процесса сгорания при постоянном удельном
объеме требует замкнутого пространства камеры, которое можно
создать установкой в камере клапанов при входе и выходе. Впуск-
ные клапаны могут быть как управляемые, так и автоматические,
однако в связи с тем, что сопловые клапаны требуют создания упра-
вляющего механизма, их обычно также делают управляемыми.
Начиная с 1908 г., Г. Хольцварт работал над созданием ГТУ
v — const различной мощности. В то время это были единственные
промышленные ГТУ с относительно высоким КПД
[rje — 0,1... 0,14). В 1914 г. на заводе Тиссена была построена
и испытана ГТУ v = const расчетной мощностью 700 кВт. На схе-
матическом чертеже камеры и турбины (рис. 2.39) видно, что при
открытии соплового клапана продукты сгорания через канал слож-
ной формы поступают к сопловому аппарату турбины. При этом
возникают большие потери на дросселирование в первый момент
истечения струи, обладающей наибольшей энергией. Охлаждение
корпуса камеры, необходимое в ранних конструкциях для сохране-
ния работоспособности камер и узлов турбины, требует отбора зна-
чительного количества теплоты продуктов сгорания, что снижает
энергию газа и КПД установки.
296
кэ
со
Рис 2.39. Камера и турбина ГТУ Хольцварта:
1 - камера; 2 - водяная рубашка; 3 - турбина
В ЦКТИ под руководством В.А. Шваба (1937 - 1940 гг.) исследо-
вались клапанные камеры ПС для повышения эффективности газо-
турбинных и котельных установок. До настоящего времени разраба-
тываются и исследуются двухклапанные камеры ПС различного на-
значения. Для уменьшения гидравлического сопротивления и облег-
чения условий работы регулирующих органов используются плоские
или цилиндрические золотниковые механизмы, в которых уплотне-
ние камеры создается скользящими парами.
В аэродинамической лаборатории ARL в Австралии разработан
ГТД ПС с тремя двухклапанными камерами, которые снабжены вра-
щающимися золотниками, последовательно перекрывающими впуск-
ные и выпускные окна. По предварительному проекту двигатель
мощностью 150 кВт имеет диаметр 550 мм, длину 700 мм и мас-
су 30 кг. По мнению авторов проекта, конструкцию можно осуще-
ствить с одноклапанной камерой. Следует отметить, что выбранная
степень повышения давления тг = 3 мала даже для цикла v — const, и
хотя ожидаемая удельная масса относительно невелика (0,2 кг/кВт),
представленный на рис. 2.40 ГТД ПС вряд ли успешно может конку-
рировать как по эффективности, так и по стоимости с современными
транспортными ГТД р = const.
Рис. 2.40. Транспортные ГТД v = const лаборатории ARL:
1 - свеча; 2 - камера; 3 - турбина
298
Стремление получить максимальный эффект от ПС и снизить
потери при расширении, связанные с пульсацией скорости при исте-
чении, вызвало исследование усложненных схем ГТУ с двухклапан-
ными камерами. В таких ГТУ кроме камеры ПС создается допол-
нительная камера и предполагается комбинированный процесс рас-
ширения. В первой камере впускным и сопловым клапанами служат
вращающиеся шайбы. После сгорания при постоянном объеме для
осуществления дополнительного сжигания топлива и выравнивания
давления газ поступает во вторую камеру. Результаты приближен-
ных расчетов параметров такой схемы при малых тг указывают на
термодинамические преимущества двигателя v = const по отноше-
нию к двигателю р = const в предположении расширения в односту-
пенчатой активной турбине при одинаковой температуре рабочих
лопаток.
Рис. 2.41. Схема комбинированной ГТУ v = const
Мангольда
В 1968 г. Г. Мангольд опубликовал исследование более слож-
ной схемы комбинированной ГТУ (рис. 2.41), которая состоит из ком-
прессора К, камеры сгорания Г1, турбины высокого давления Т1
(v = const), камеры сгорания Г2, где давление поддерживается по-
стоянным, равным рь, и турбины Т2 низкого давления (р = const).
Камера Г1 снабжена ВК, СК и перепускными клапанами ПК. В
отличие от ГТУ, работающей по циклу Хольцварта, в комбиниро-
ванной ГТУ в камере Г2 можно поддерживать температуру газа по-
стоянной независимо от работы камеры Г1и турбины v = const.
299
Сгорание в камере Г1 может происходить как при закрытых клапа-
нах ВК, СК и ПК в замкнутом объеме (при v = const), так и после
открытия клапана СК при истечении газа через турбину Т1 при
Т = const. Сгорание в камере Г2 идет при р = const. Эта ГТУ мо-
жет работать при открытых клапанах ВК и ПК на режиме р = const
(работает лишь турбина Т2), а при необходимости форсирования -
по описанному выше комбинированному циклу.
По опубликованным данным, такая установка при температуре
газа 700 °C и степени повышения давления 7г = 4... 8 может иметь
значительно большие КПД и удельную работу, чем ГТУ р = const.
Приведенные в исследовании результаты получены с допущениями,
погрешностями и отклонением от действительного протекания про-
цессов, в результате чего ожидаемый выигрыш завышен в 1,5-2
раза. Для получения изотермного расширения в турбине Т1, кото-
рое предусмотрено при расчетах параметров установки, необходимо
поддерживать постоянную температуру не только в камере Г1, но
и в процессе расширения в турбине Т1, что требует создания спе-
циальной конструкции турбины. Принятое в расчете постоянство
теплоемкостей искажает результаты, а допущение одинаковых КПД
турбин в двигателях р = const и ПС завышает эффективность по-
следнего. Следует отметить, что применение многокамерных и мно-
готурбинных схем в ГТД ПС может существенно снизить или даже
свести к нулю его преимущества и привести к росту удельной массы
двигателя вместо ее уменьшения.
В расчетном исследовании Е. Реджио показана возможность ра-
ционального использования в ГТУ v = const рекуператора, а для
уменьшения потерь при наполнении камеры и повышения КПД тур-
бины применено последовательное наполнение камеры из компрессо-
ров и последовательное питание турбин по мере изменения давления
в камере (см. 6.2).
На рис. 2.42 дана схема соединения агрегатов и некоторые пара-
метры рабочего тела одной из исследованных ГТУ. Воздух сжима-
ется в семи компрессорах KI - К7 и охлаждается в промежуточных
охладителях. Из первых трех компрессоров воздух поступает в каме-
ру сгорания после охладителей при температуре 303 К, из компрес-
сора KJ - непосредственно в камеру, а из последних компрессоров
- в камеру после подогрева в рекуператоре, в который направляют-
ся продукты сгорания при 670 К из турбины Тб. В соответствии с
давлением за каждым компрессором определяется количество пода-
ваемого воздуха дх{. Из 100 % газа, находящегося в камере в конце
наполнения рабочего тела, из компрессоров поступает 86 %, а 14 %
300
Рис. 2.42. Соединение агрегатов и параметры рабочего тела ГТУ
v = const по схеме Реджио
остается в камере от предыдущего цикла. После сгорания топлива
газ из камеры через золотниковый распределитель направляется в
турбины в соответствии с давлением в камере сгорания.
Такая схема ГТУ позволяет получить высокий КПД цикла, од-
нако требует неизвестного пока конструкционного оформления для
достижения необходимой компактности и легкости установки. Ком-
поновка теплообменников и ресиверов за каждым компрессором мо-
жет вызвать нежелательное увеличение объема и массы установки.
Создание в ГТУ лопаточных машин с различным расходом, в кото-
рых с увеличением плотности рабочего тела расход уменьшается, со-
пряжено с известными трудностями получения высоких КПД. Осу-
ществление управляемого распределителя с большим числом трубо-
проводов может также вызвать значительные не учтенные в расчете
сопротивления, которые снизят ожидаемый КПД установки.
Двухклапанные камеры сгорания могут найти применение не
только в ГТУ, поэтому обмен результатами исследования может ока-
заться полезным между отдаленными областями применения этих
камер. Установленные, например, в канавокопательных машинах с
выходом газа через отверстия у основания лемеха, они увеличивают
степень, рыхления грунта, позволяют в 4 раза уменьшить тяговое
усилие на крюке и в 2 раза увеличить скорость продвижения маши-
ны, тем самым способствуя значительному повышению ее произво-
дительности.
301
Возрастающее число заявок и выданных патентов на двухкла-
панные камеры со сгоранием при v = const для ГТД свидетельству-
ет о непрекращающихся усилиях изобретателей и фирм реализовать
максимальный эффект от применения ПС. Следует иметь в виду,
что присущие двухклапанным камерам конструкционные недостат-
ки, такие как сложность привода управляемых клапанов или золот-
ников, тяжелые условия их работы, потери на дросселирование в
объеме между сопловым клапаном и сопловым аппаратом, снижение
мощности турбины в периоды закрытия соплового клапана, делают
их малоэффективными применительно к простейшей ГТУ ПС.
ГТУ с одноклапанными камерами
Из теории цикла ПС (см. 7.2 и 7.3) следует, что при известных
условиях в одноклапанной камере можно получить эффективность
сгорания, близкую к сгоранию при v — const, и избежать некоторых
потерь, свойственных двухклапанной камере. Такое возрастание эф-
фективности происходит с увеличением скорости тепловыделения /3
и с уменьшением площади соплового аппарата А, приходящейся на
одну камеру. Исследование процесса ПС указывает на принципиаль-
ную возможность достижения скоростей сгорания 200 - 500 м/с, про-
межуточных между скоростью сгорания гомогенной смеси в трубе и
скоростью детонационного сгорания. Для уменьшения площади А
необходимо тем больше увеличить число камер сгорания, чем ниже
осуществляемая в камере скорость 0. Поэтому наибольшего повы-
шения эффективности ГТД при использовании ПС в одноклапанной
камере можно достичь в маломощных двигателях транспортного и
специального назначения. В крупных энергетических стационарных
установках ПС может дать заметный эффект или при недостигну-
той пока большой скорости /3 (без детонации), или при наличии в
первой ступени турбины поворотных сопловых лопаток, уменьшаю-
щих проходное сечение соплового аппарата А на время сгорания в
камере.
Расчетные исследования, проведенные В.И. Локаем, показыва-
ют, что повышение эффективности ПС в одноклапанной камере мож-
но получить также созданием газодинамической завесы при выходе
из камеры во время сгорания. Отбор газа для завесы проводится из
соседней камеры после сгорания в ней.
На рис. 2.43 дан схематический продольный разрез локомотив-
ного ГТД мощностью 3300 кВт с 27 камерами ПС. Его основные
данные: расход воздуха 23,5 кг/с; степень повышения давления 7;
302
4
Рис. 2.43. Локомотивный ГТД ПС мощностью 3300 кВт:
1 - компрессор; 2 - камера сгорания; 3 - ресивер; 4 — турбина
оо
о
оо
температура неохлаждаемых лопаток первой ступени турбины 992 К
(соответствует температуре перед турбиной в ГТД р = const, рав-
ной 1173 К); суммарная площадь соплового аппарата первой ступени
турбины 0,026 м2.
Число камер ПС выбрано кратным числу сопловых лопаток с
тем, чтобы из каждой камеры газ направлялся в два сопловых кана-
ла при минимальном зазоре между камерой и сопловыми лопатками.
Воздух из компрессора поступает во внутреннюю полость корпуса
камер, которая служит ресивером, выравнивающим пульсации да-
вления. Из ресивера воздух проходит в камеру через решетку авто-
матических клапанов, например подобную испытанной в 7.4. Топли-
во периодически подается плунжерным насосом через центральную
форсунку в камеру, в которой образуется топливовоздушная смесь,
равномерно распределенная по объему.
При проектировании одноклапанной камеры ПС возникают
трудности охлаждения жаровой трубы, которое можно выполнить
противоточным или прямоточным способом. При противоточном
способе и обычной компоновке камеры сгорания, встроенной в дви-
гатель, жаровая труба окружена обечайкой, благодаря которой ин-
тенсифицируется охлаждение стенки трубы, а воздух на пути от ком-
прессора к камере два раза поворачивается на 180°. Для осуществле-
ния прямоточного движения охлаждающего воздуха вдоль жаровой
трубы необходимо установить автоматические клапаны, подобные
впускным, через которые вторичный воздух сможет поступать в ка-
меру в процессе ее наполнения. При любой организации охлаждения
жаровой трубы коэффициент теплоотдачи к воздуху будет несколько
повышен из-за пульсационного движения воздуха.
Крышки на ресивере позволяют заменять клапанные решет-
ки без разборки других узлов двигателя. Соответствующий выбор
формы опорной поверхности кромки пластины клапана и установка
экрана-завихрителя за решеткой позволяют получить необходимый
ресурс клапанов. Успешные работы по повышению эффективности
камеры ПС и увеличению ресурса автоматических клапанов прово-
дились в СССР и в США.
Расчетное исследование показывает, что с уменьшением отно-
сительной характеристики з (см. 7.2) от единицы до нуля удельная
мощность двигателя возрастет на 38 %. Значению s = 1 соответ-
ствует скорость тепловыделения (3 ~ 1200 кВт при площади соплово-
го аппарата, приходящейся на одну камеру, 9,7 см2. На этом режиме
ПС, несмотря на то, что давление в камере в начале и в конце сгора-
ния одинаковое, существенно возрастают удельная мощность и эко-
номичность двигателя. При достигнутом в эксперименте значении
304
/3 = 2000... 2400 кВт (см. 7.4) в локомотивном ГТД при ПС можно
получить увеличение КПД приблизительно на 5 % и мощности на
20 % при постоянном расходе воздуха. В расчетах было учтено уве-
личение сопротивления при входе в камеру сгорания (в клапанной
решетке) на 2 % и снижение мощностного КПД турбины на 10 % по
сравнению с двигателем р = const. Введение промежуточного охла-
ждения в процессе сжатия в ГТД р = const увеличивает удельную
мощность и может несколько улучшить экономичность двигателя. В
ГТД ПС положительное влияние промежуточного охлаждения силь-
нее из-за увеличения отношения температур во время сгорания, свя-
занного со снижением температуры конца сжатия.
Применение ПС может повысить эффективность авиационных
ВРД. Параметры турбовинтового двигателя на стенде с введени-
ем ПС изменяются аналогично параметрам локомотивного двигате-
ля (рис. 2.44). Эффективность турбореактивного двигателя увели-
чивается слабее, чем турбовинтового. Это объясняется тем, что с
ростом полезной энергии рабочего тела при ПС удельная мощность
турбовинтового двигателя увеличивается пропорционально полезной
работе, а удельная тяга турбореактивного - пропорционально ква-
дратному корню из полезной работы. Увеличение скорости полета
снижает положительный эффект от ПС в турбовинтовом двигателе
сильнее, чем в турбореактивном.
Рис. 2.44. Влияние характеристики каме-
ры на удельные параметры турбовинтового
(NCI се) и турбореактивного (Я, Cr) двига-
телей
305
Расчет параметров простейшей стационарной энергетической
ГТУ мощностью 15 МВт показывает, что, ориентируясь на ско-
рость тепловыделения (3 = 2000 ... 2400 кВт при ПС, можно увели-
чить удельную мощность приблизительно на 10 % и КПД на 2 - 3 %.
При возможности увеличить расход воздуха на 5 % полная мощность
установки может быть повышена приблизительно на 15 % без увели-
чения сечения соплового аппарата турбины. Эти данные получены
при 50 камерах в установке с Ле ~ 0,1 м2, что существенно превос-
ходит А^, в локомотивном двигателе.
В автомобильном ГТД с расходом воздуха 1,2 кг/с при ПС удель-
ная мощность увеличивается на 25 % и КПД на 8 %. На этом дви-
гателе с двумя камерами сгорания на каждую камеру приходится
А = 6-10"4 м2.
По результатам исследований ГТД ПС с одноклапанными каме-
рами, проведенных в австралийской лаборатории ARL, можно сде-
лать вывод о целесообразности использования таких камер для со-
здания автомобильного ГТД. В лаборатории построена и прошла
испытания одноклапанная камера объемом 1,4 л с расходом воздуха
0,23 кг/с. Управляемые впускные клапаны выполнены в виде вра-
щающихся золотников.
В работах, опубликованных в США, также приводятся данные,
подтверждающие эффективность применения ПС в автомобильных
ГТД, маломощных двигателях, двигателях специального назначения
с малой продолжительностью работы и в качестве пусковых дви-
гателей. Последнее подтверждается работой фирмы “Рокитдайн”
(США), которая построила турбостартеры для ГТД различной мощ-
ности. Бескомпрессорное пусковое устройство состоит из камеры ПС
с впускными клапанами, осевой турбины и выпускного патрубка с
редуктором. Топливовоздушная смесь воспламеняется во время ра-
боты от контакта с оставшимися в камере продуктами сгорания.
Установка включает в себя вспомогательное оборудование (комби-
нированный баллон с топливом и воздухом при давлении 0,45 МПа и
электрогенератор мощностью 40 Вт для первичного зажигания сме-
си). По сообщению фирмы, стартер мощностью 3 кВт (массой 8 кг)
пускает двигатель мощностью 220 кВт за 30 - 40 с в различных ат-
мосферных условиях при температуре наружного воздуха от 30 до
—50 °C. Для ГТД мощностью 900 кВт разработан стартер мощно-
стью 6,2 кВт, массой 13,6 кг, диаметром около 250 мм, длиной около
450 мм. Построенные стартеры обладают значительными преиму-
ществами по стоимости, размерам и массе перед другими системами,
включающими в себя необходимые для них аккумуляторы батареи.
306
Исследование совершенствования одноклапанных камер прово-
дится во многих областях техники параллельно с ГТД. Результаты
этих работ могут быть успешно использованы при создании ГТД
ПС. Ведутся разработки ПуВРД в Австралии, США, Франции, Ве-
ликобритании и других странах. Применение ПС сулит получение
заметного выигрыша в тяге судовых водометных двигателей. Из-
вестны работы по использованию одноклапанных пульсирующих ка-
мер в терморезаках для добывания твердых пород.
7.3. Параметры ГТУ ПС на переменных режимах
При проектировании ГТУ выбор параметров ее элементов на
номинальном (расчетном) режиме обусловливает облик двигателя.
Весьма важным для оценки эффективности ГТД является расчет па-
раметров и на переменных режимах, связанных с изменением внеш-
них условий эксплуатации и мощности. Результаты таких расче-
тов необходимы для определения запаса устойчивости компрессора,
режимов работы камеры сгорания, а также для предварительной
оценки изменения КПД элементов двигателя и экономичности ГТД
в целом. Расчет ГТД ПС, как и ГТД р = const, выполняется с ис-
пользованием характеристики компрессора, однако имеет некоторые
существенные особенности.
Зависимость пропускной способности турбины
от температуры в конце ПС
Определение параметров ГТД на переменных режимах с исполь-
зованием характеристики компрессора упрощается при нанесении на
поле характеристики линий = const, где - отношение темпе-
ратуры газа перед турбиной Тр к температуре торможения перед
компрессором Тд.
Из уравнения расхода газа через турбину при постоянной площа-
ди проходного сечения Ai соплового аппарата первой ступени тур-
бины высокого давления и критическом или сверхкритическом отно-
шении давлений в сопловом аппарате находим расход GT ~ рр/\/Тр.
При этом уравнение линий = const на поле характеристики ком-
прессора ГТД р = const можно записать в виде
G = Ат7гк/
307
где G - параметр расхода в компрессоре, G = Оу/Тд/рд', Ат ~ па-
раметр, зависящий от площади Ai соплового аппарата первой сту-
пени турбины, коэффициента расхода, потерь по тракту и других
величин, определяемый по параметрам на расчетном режиме, т.е.
Ат ~ = Go'V'vAo/^kO-
Вблизи расчетного режима ГТД р = const на поле характери-
стики компрессора линии дд = const являются пучком лучей, рас-
положенных тем ниже, чем меньше значения тЭд или Тр (рис. 2.45,
Рис. 2.45. Расположение линий •дл = const на поле
характеристики компрессора при ПС и при р = const
Получим уравнение линий дъд = const на поле характеристики
компрессора ГТД ПС. Рассмотрим простейшую схему одновального
двигателя с камерой ПС, работающей при скорости тепловыделения
/3 —♦ оо, т.е. при изохорическом процессе сгорания (и = const).
Расход газа через турбину запишем в виде С?т = Арр v/у/Тр v,
где рр v и Tpv- максимальные давление и температура в камере в
конце сгорания при v = const; А - коэффициент пропорциональности.
Давление ppv определяется в зависимости от давления р% и
температуры Тк за компрессором, коэффициентов полного давления
при входе в двигатель ствх и в камере сгорания сгг, а также темпера-
туры Тр v по формуле
PTv = РкТръСГж0г1Тк,
где рк = рд7гк; Тк = Тд[1 + (тг^ - 1)/??к «].
308
При последовательной работе камер ПС из-за малой пульсации
давления КПД gKV компрессора можно принимать равным КПД ком-
прессора ГТД р = const. Для упрощения дальнейшего исследования
с достаточной степенью точности при тгк > 3 зависимость темпера-
туры от 7гк можно аппроксимировать выражением
Тк = ТА^.
Полагая зависимость расхода воздуха G через компрессор от
расхода GT в виде G = G-т/дт, где относительный расход газа дг
учитывает массу топлива, утечки и затраты воздуха на охлажде-
ние элементов турбины, получаем после подстановки необходимых
величин
G = Gy/r^/pA = Ара^цТг v^Bx^ry/TA/igry/rFvTA^i^)-
Это выражение можно записать в виде
а =
где Л™ - параметр для области характеристики компрессора, близ-
кой к расчетному режиму, который можно определить по параме-
трам расчетного режима, т.е.
ATv « АтиО — Go/A = ТГ v/TA-
_ На характеристике компрессора ГТД ПС линии зависимости
G = /(тгк), соответствующие постоянным значениям $va (при ATV =
= const), изображаются пучком кривых, отличающихся от лучей на
характеристике компрессора ГТД р = const. Это различие объясня-
ется тем, что в ГТД р = const расход газа при постоянной темпе-
ратуре ($va) пропорционален давлению перед сопловым аппаратом,
т.е. 7гк. В ГТД v = const давление перед турбиной ppv зависит
не только от 7гк, но и от отношения давлений при сгорании или от
отношения температур А = Prv/PK — Ttv/Tk- Значение А возра-
стает при снижении температуры Т% с уменьшением значения тгк, и
расход G в ГТД v — const уменьшается медленнее, чем в двигателе
р = const. Линии $va = const имеют кривизну и на характеристике
компрессора расположены круче.
Кроме того, взаимное расположение линий с различными зна-
чениями на характеристиках компрессоров в ГТД р = const и
v = const противоположно. В двигателе р = const при снижении
температуры Тр(и) расход увеличивается при постоянном значении
309
тгк, поскольку плотность газа перед сопловым аппаратом возрастает,
и лучи = const удаляются от границы помпажа.
В ГТД и = const с понижением температуры Tpv ПРИ
постоянном значении 7ГК уменьшается давление Prv> средняя плот-
ность газа снижается, пропускная способность соплового аппарата
также падает и расход уменьшается. При этом линии 0v д = const
располагаются на характеристике компрессора выше расчетного ре-
жима (точка р.р на рис. 2.45), т.е. приближаются к границе помпажа
(см. сплошные линии на рис. 2.45, где &lvA > ^"д)- Это обстоя-
тельство является существенным при оценке устойчивости работы
компрессора ГТД v = const на переменных режимах. Оно способ-
ствует увеличению запаса по помпажу компрессора двигателя ПС
на переходных режимах.
Линии ^д = const на характеристике компрессора ГТД ПС при
реальных значениях скорости тепловыделения /3 расположены меж-
ду линиями для двигателя с /3 —♦ оо и линиями для ГТД р = const. С
уменьшением значения (3 линии д = const сближаются, затем сли-
ваются, после чего расходятся, приближаясь к линиям, характерным
для ГТД р = const (см. штриховые линии на рис. 2.45).
Программы регулирования ГТУ ПС
Режимы работы ГТУ ПС так же, как ГТУ р = const, опреде-
ляются как внешними условиями, так и законом, способом и про-
граммой регулирования. При заданных внешних условиях и законе
регулирования простейшим способом регулирования является упра-
вление расходом топлива. Если привод топливного насоса жестко
связан с валом ГТУ, то частота подачи топлива зависит от частоты
вращения ротора. При одновальной конструкции и регулировании
п = const уменьшение расхода топлива выражается в уменьшении
единичной подачи топлива, что при мало изменяющемся расходе воз-
духа приводит к понижению температуры конца сгорания и средней
температуры газа в процессе расширения, а следовательно, к сни-
жению давления в начале и в конце сгорания. Указанное изменение
параметров приводит к уменьшению мощности компрессора, мощ-
ности турбины и понижению полезной мощности ГТУ.
Поскольку КПД ГТУ периодического сгорания уменьшается с
понижением температуры и давления сгорания, то удельный расход
топлива будет возрастать с понижением мощности. Однако влияние
различных программ регулирования на экономичность ГТУ ПС не-
сколько отличается от их влияния на экономичность ГТУ р — const.
310
Уменьшение давления р% сказывается на понижении экономично-
сти ГТУ ПС слабее, чем ГТУ р = const, а снижение температуры
конца сгорания ухудшает экономичность ГТУ ПС сильнее, чем ГТУ
р = const. Первое явление объясняется тем, что оптимальная по
экономичности степень повышения давления в цикле v = const зна-
чительно ниже, чем в цикле р = const, и что даже при % = 1 КПД
цикла v = const больше нуля. Второе явление объясняется тем,
что экономичность даже идеального цикла v = const в отличие от
экономичности простейшего идеального цикла р = const зависит от
температуры газа и уменьшается с понижением температуры. Вли-
яние температуры на КПД действительного цикла сильнее, чем на
КПД идеального цикла. Следовательно, для двигателей ПС про-
грамма регулирования n = const в общем случае менее экономична,
чем программа с одновременным понижением частоты вращения и
температуры, свойственная, например, двухвальным ГТД со свобод-
ной турбиной.
Из теории ГТУ ПС известно, что оптимальная частота ци-
клов, соответствующая работе одноклапанной камеры на режиме II
(см. 7.3), несколько изменяется с изменением характеристики каме-
ры и параметров рабочего тела. Поэтому каждая ГТУ в зависимости
от параметров, физико-химических свойств продуктов сгорания, ско-
рости тепловыделения /3 может иметь свое оптимальное изменение
частоты циклов с изменением нагрузки. Для получения наиболь-
шей экономичности ГТУ на переменном режиме необходима связь
топливного насоса с валом двигателя при помощи агрегата с изме-
няемым передаточным числом, что несколько усложняет конструк-
цию и систему управления установки. Однако исследование цикла
ПС показывает, что существенное отклонение частоты циклов от
оптимальной не приводит к значительному снижению экономично-
сти установки, а эксперимент указывает на большую устойчивость
процесса сгорания в широком диапазоне изменения частоты циклов.
Поэтому отклонение частоты подачи топлива от оптимальной, обу-
словленное упрощением системы регулирования, существенно не по-
влияет на экономичность ГТУ ПС.
При изменении режима работы ГТУ ПС геометрическое место
рабочих точек на характеристике компрессора располагается в со-
ответствии со схемой ГТД и законом регулирования нагрузки. Для
одновальной энергетической установки рабочая линия соответству-
ет линии n = const, но в отличие от ГТД р = const с уменьше-
нием мощности рабочие точки сдвигаются вверх, в сторону умень-
шения расхода и увеличения значения 7ГК. Для двухвальной ГТУ
311
ПС со свободной турбиной рабочая линия располагается более поло-
го, чем линия п/у/Тр = const, характерная для двухвальной ГТУ
р = const, и не связана зависимостью п/у/Тр = const, свойственной
ГТД р = const. Это объясняется тем, что в ГТУ обоих типов при
снижении частоты вращения п мощность компрессора уменьшается
приблизительно пропорционально п2, тогда как мощность турбины
в ГТУ р = const падает пропорционально температуре газа, а в ГТУ
ПС снижается быстрее, чем температура, так как давление ppv в
начале расширения также уменьшается с понижением температу-
ры. Поэтому определенному уменьшению частоты вращения тур-
бокомпрессорного блока ГТУ ПС соответствует меньшее снижение
температуры газа, чем это дает зависимость n/\fTp = const. Кроме
того, как указано выше, линии = const для ГТД ПС с умень-
шением отношения температур на характеристике компрессора
повышаются, а не понижаются, как на характеристике компрессора
ГТД р = const.
В ГТУ ПС с законом регулирования, допускающим выбор про-
граммы, можно, так же как и в ГТУ р = const, использовать опти-
мальную программу регулирования, обеспечивающую минимальный
удельный расход топлива.
Сравнение экономичности ГТД ПС и ГТД
р = const на переменных режимах
Эффективность транспортных ГТД в значительной мере обу-
словливается его экономичностью на режимах частичной мощности.
Расчет параметров двухвального ГТД ПС с двухклапанной камерой
на переменных режимах позволяет построить нагрузочную характе-
ристику транспортного двигателя и сравнить ее с характеристикой
ГТД р = const с регенератором.
В качестве примера на рис. 2.46 приведено относительное изме-
нение параметров двух двигателей на переменной мощности. На
расчетном режиме ГТД ПС принято тгк = 5,6 и температура в кон-
це сгорания Tpv = 1645 К, соответствующая средней температуре
Тл « 1300 К в рабочих колесах турбин обоих двигателей. В зависи-
мости от изменения относительной мощности Ne получены относи-
тельные значения удельного расхода топлива се, степени повышения
давления тгк, максимальных температур в камерах сгорания Tpv и
Трр, частоты вращения вала турбокомпрессора птк. Приведенное
на графике изменение параметров указывает на возможность полу-
чения удовлетворительной экономичности при снижении мощности
312
Рис. 2.46. Относительное изменение па-
раметров ГТД v = const и ГТД р = const
на переменных режимах
двигателя. При сравнении параметров двигателя ПС и регенера-
тивного ГТД р = const в диапазоне изменения мощности от 100 до
30 % следует отметить почти одинаковое изменение удельного расхо-
да топлива. Так, при относительной мощности 50 % имеем се = 1,23
в двигателе ПС и ~се = 1,20 в ГТД р = const. Применение регенера-
ции в ГТД ПС приведет к повышению экономичности двигателя на
переменных режимах.
7.4. Повышение эффективности ГТУ р = const при ПС
на режиме максимальной мощности
Расчетно-теоретические исследования, обоснованные экспери-
ментальными данными, указывают на возможность повышения эф-
фективности ГТД при замене цикла р = const циклом ПС. При
этом новой конструкционной разработки в двигателях требуют толь-
ко топливная аппаратура и камера сгорания. Наиболее сложными
узлами в камере ПС являются впускные клапаны. Если послед-
ние выполнять в виде автоматических пластинчатых клапанов, то
их ресурс может оказаться значительно меньше ресурса других уз-
лов. Для увеличения межремонтного периода целесообразно время
работы клапанов ограничить работой ГТД на режиме максималь-
ной мощности при ПС, а при снижении мощности переводить двига-
тель на режим р = const с выключением впускных клапанов. Такой
313
комбинированный режим особенно целесообразен для ГТД, работа-
ющих на максимальной мощности небольшое время, например для
локомотивных, транспортных и некоторых корабельных установках.
Стационарные и приводные ГТУ также при некоторых условиях мо-
гут требовать относительно кратковременного увеличения мощно-
сти. Для осуществления описанного выше комбинированного режи-
ма в двигателе должна быть предусмотрена двойная топливная ап-
паратура, осуществляющая подачу топлива как периодически, так
и непрерывно, а также устройство, выключающее автоматические
клапаны на режиме р = const.
На рис. 2.47 изображена двухрежимная камера. При максималь-
ной мощности топливо подается, например, плунжерным насосом
Рис. 2.47. Комбинированная камера ПС (а), закрытые впускные
клапаны при ПС (б) и открытые впускные клапаны при сгорании
на режиме р = const (в)
314
через комбинированную форсунку 1 в центре камеры. При повыше-
нии давления во время сгорания автоматические клапаны закрыва-
ются (см. рис. 2.47, б), предотвращая вытекание воздуха в ресивер.
На режимах частичной мощности топливо подается непрерывно, на-
пример, от шестеренчатого насоса по другому каналу форсунки. На
этом режиме вильчатый выключатель 2 передвигается вправо, смы-
кая лепестки автоматических клапанов (см. рис. 2.47, в), что вы-
зывает уменьшение гидравлического сопротивления при входе в ка-
меру. Механизм управления вильчатым выключателем действует
синхронно с механизмом переключения топливного насоса. Такая
камера сгорания может быть установлена, например, на локомотив-
ном двигателе, эскиз которого изображен на рис. 2.43. При установке
специального распределения топлива можно использовать один на-
сос на обоих режимах. Вместо автоматических могут применяться
управляемые клапаны.
На рис. 2.48 приведены основные параметры локомотивного ГТД
на режимах переменной мощности. Номинальная мощность соста-
вляет 75 % от максимальной, расход воздуха 21,1 кг/с, температу-
ра перед турбиной 1073 К, температура лопаток первой ступени
992 К, степень повышения давления 7 и удельный расход топлива
Рис. 2.48. Параметры локомотивного ГТД на раз-
личных режимах работы
315
356 г/(кВт-ч). Уменьшение мощности в соответствии с программой
регулирования двигателя сопровождается указанным на графике из-
менением параметров и соответствующим увеличением удельного
расхода топлива. Осуществление ПС при сохранении значений тг и
Тл, соответствующих номинальному режиму, сопровождается уве-
личением удельной мощности на 20 %, повышением среднего давле-
ния перед турбиной, соответствующим увеличением пропускной спо-
собности турбины, расхода воздуха на 10 % и возрастанием полной
мощности на 30 %. Следует подчеркнуть, что указанный расход газа
увеличивается при неизменных проходных сечениях проточной ча-
сти турбины (см. 7.2 и 7.3). Повышение удельной мощности сопрово-
ждается небольшим увеличением массы двигателя из-за изменения
конструкций топливной аппаратуры и камеры. Поэтому снижение
удельной массы ГТД не столь значительно (на 12 %), как увеличение
мощности. При возможности форсирования частоты вращения тур-
бокомпрессорного узла и увеличения расхода воздуха на 10 % мощ-
ность двигателя возрастает на 33 % при снижении удельной массы
на 18 %.
Рассмотренный способ повышения мощности ГТД дает улуч-
шение экономичности на режиме максимальной мощности из-за вы-
соких значений КПД и удельной работы цикла ПС и на режимах
частичной мощности из-за сдвига номинального режима р = const
в область пониженной мощности (кривая с'е на рис. 2.48 относится
к двигателю с номинальным режимом, полученным при ПС). Вве-
дение промежуточного охлаждения в процессе сжатия способству-
ет повышению КПД ГТД, более сильному на режиме максималь-
ной мощности (при ПС), чем на режимах частичной мощности (при
р = const). Однако промежуточное охлаждение, свойственное мно-
гоагрегатным установкам, позволяет увеличить степень повышения
давления и получить в таких усложненных установках высокую эко-
номичность. ПС целесообразнее применять в простейших ГТД с от-
носительно низкой степенью повышения давления.
Характеристики, подобные характеристикам локомотивных
ГТД, могут быть определены и для ГТУ, работающих на газопе-
рекачивающих станциях, где относительно кратковременные режи-
мы максимальной мощности могут требоваться в часы увеличенно-
го расхода газа или в жаркую погоду, неблагоприятную для работы
ГТУ.
В транспортных ГТД, которые используют максимальную мощ-
ность обычно непродолжительно, целесообразно применять ПС и
316
предусматривать возможность их работы на двух режимах сгора-
ния - при р = const и при ПС.
В связи с увеличением скорости и грузоподъемности грузовых
автомашин растет мощность двигателей. Мощность транспортных
ГТД можно повысить, применяя ПС. Для этого необходимо изме-
нить топливную аппаратуру и увеличить, как правило, число камер
сгорания. Соответственно должен быть изменен газосборник перед
ТВД и упрочнены некоторые силовые элементы двигателя. Ком-
поновка ГТД и размеры остальных узлов остаются без изменения.
Если исходный ГТД имеет регенератор, то на режимах частичной
мощности воздух подогревается в регенераторе. При увеличении
мощности регенератор постепенно выключается и часть воздуха по-
ступает в камеру сгорания непосредственно из компрессора. При
этом уменьшается сопротивление между компрессором и камерами,
а также понижается температура воздуха в начале сгорания, что в
целом повышает давление в конце ПС и увеличивает мощность дви-
гателя.
На рис. 2.49 приведены параметры форсированного автомобиль-
ного регенеративного ГТД, у которого на номинальном режиме с ис-
пользованием регенератора мощность составляет 350 кВт при расхо-
де воздуха 2,18 кг/с и г]е = 0,32. При выключении регенератора (ре-
жим Ф на рис. 2.49) мощность увеличивается до 370 кВт, а КПД сни-
жается до 0,21. На режимах ПС при /3 = 2300 кВт с выключенным
Рис. 2.49. Параметры автомобильного ГТД р = const,
форсированного при ПС
317
регенератором при увеличении частоты вращения турбокомпрессор-
ного блока на 8 % расход воздуха возрастает до 2,43 кг/с, мощность
до 520 кВт, а КПД до 0,235. Мгновенное сгорание (/3 —* оо) позволяет
увеличить мощность до 640 кВт и КПД до 0,256. При использовании
регенератора на режиме ПС КПД двигателя будет несколько выше,
чем на режиме р = const, однако мощность двигателя возрастет не-
значительно.
Осуществление ПС приводит к увеличению мощности турбины,
которое должно быть учтено в прочностных расчетах деталей тур-
бины. При сохранении частоты вращения в рабочих лопатках мо-
гут появиться дополнительные изгибные напряжения, обусловлен-
ные увеличением крутящего момента и пульсацией потока, связан-
ной с ПС. При повышении частоты вращения в рабочих лопатках
возрастают и напряжения от центробежных сил. Следует, однако,
отметить, что амплитуда и частота колебания давления в потоке
при последовательной работе камер ПС значительно меньше изме-
нения этих параметров, действующих на рабочие лопатки при про-
хождении их мимо закромочных следов сопловых лопаток в турбине
р = const.
Приведенные данные, полученные в результате приближенной
проработки характеристики двигателя, указывают на возможность
значительного повышения мощности транспортного ГТД при осуще-
ствлении ПС без существенного увеличения размеров и массы дви-
гателя.
Представляет интерес изменение режима работы компрессора
ГТД р = const (расчетный режим) при увеличении мощности дви-
гателя до максимальной путем осуществления ПС. Изменение по-
ложения рабочей точки на характеристике компрессора зависит от
схемы двигателя, закона и принятой программы регулирования.
Рассмотрим работу одновального простейшего ГТД. Введем на
характеристике компрессора точку 0, соответствующую расчетному
режиму при = Тр/Тд (рис. 2.50, а). При ПС с температурой в
конце сгорания Tpv, при которой температуры рабочих лопаток Тл
на обоих режимах работы одинаковы, условная пропускная способ-
ность турбины увеличивается. Это значит, что один и тот же рас-
ход газа будет проходить через турбину при меньшем давлении за
компрессором, т.е. луч соответствующий принятому темпера-
турному режиму Тя =idem, расположится на графике ниже и круче
луча •0^. При заданной постоянной частоте вращения компрессо-
ра п\ рабочая точка переместится в положение 1, расход воздуха
возрастет в зависимости от крутизны характеристики компрессора
318
Рис. 2.50. Изменение параметров компрессора одновального (а)
и двухвального ГТД (б) при переходе со сгорания при р — const
на режим ПС
на ДС1, а % снизится на Дтг. Из-за уменьшения тг удельная рабо-
та компрессора снизится, а удельная работа турбины, несмотря на
уменьшение давления за компрессором, может возрасти, поскольку
процесс расширения происходит при начальном повышенном давле-
нии. Тогда удельная работа цикла будет больше, и из-за увеличения
расхода воздуха мощность двигателя возрастет сильнее.
Более значительное увеличение мощности можно получить, если
есть возможность повысить частоту вращения компрессора при ПС
до иг- При этом, например, значение % может быть оставлено без из-
менения, а расход воздуха существенно увеличен, тогда рабочая точ-
ка переместится в положение 2. Удельная работа турбины при ПС
возрастет, что при постоянной удельной работе компрессора увели-
чит удельную работу цикла приблизительно так же, как и в первом
случае. Однако из-за большого увеличения расхода воздуха (ДСг)
мощность двигателя возрастет сильнее, чем в первом случае.
Рассмотрим работу двухвального простейшего ГТД с силовой
турбиной низкого давления при указанном выше изменении режи-
ма работы. В таком двигателе параметры на измененном режиме
определяются программой регулирования, уравнение которой мож-
но получить из баланса мощности компрессора и турбины высокого
давления. Для режима ГТД р — const программой регулирования
является условие п/yf&A = const (см. пунктирную кривую, прохо-
дящую через точку 0 на рис. 2.50, б). На режиме ПС с температурой
газа Tpv, выбранной из условия Тл =idem, мощность турбин возра-
стет. При этом перераспределятся теплоперепады по ступеням тур-
бин, которые определяются из уравнения расхода, составленного для
319
каждой ступени. В результате увеличения мощности компрессор-
ной турбины несколько повышается частота вращения компрессора,
и рабочая точка сдвигается в положение 1 (см. рис. 2.50, б). По-
ложение луча дуд, соответствующее выбранной температуре Tpv,
для двухвального двигателя будет таким же, как и для одноваль-
ного. Программа регулирования при работе двигателя на режиме
ПС определится штрихпунктирной кривой, проходящей через точ-
ку 1. На этой кривой расположены рабочие точки при различных
температурах газа и соответствующих мощностях ГТД на режиме
ПС.
Как указано выше, выбранной температуре Тр v соответствует
на характеристике компрессора единственная точка 1. Для измене-
ния положения рабочей точки при постоянном температурном режи-
ме в такой схеме двигателя можно применить поворотные лопатки
соплового аппарата турбины. При уменьшении площади сечения А\
соплового аппарата компрессорной турбины луч Ф1 р, соответству-
ющий температуре Tpv, расположится выше исходного луча д-,
при увеличении площади сечения луч расположится ниже ис-
ходного. Если бы зависимость мощности компрессорной турбины от
7Гт.к при уменьшении площади Л] не изменилась, то рабочая точка
переместилась бы в положение 1'. Однако уменьшение площади
увеличивает значение 7ГТ.К, а также уменьшает характеристику ка-
меры S и приближает процесс к процессу v = const, что увеличивает
удельную работу турбины, частоту вращения и степень повышения
давления компрессора. При этом рабочая точка перемещается в по-
ложение 2 (см. рис. 2.50, б), а кривая, соответствующая программе
регулирования, смещается вверх.
При увеличении площади А\ значение 7ГТ.К и удельная работа
турбины компрессора уменьшаются, частота вращения компрессо-
ра снижается, кривая, соответствующая программе регулирования,
смещается вниз и рабочая точка перемещается в положение 3 (см.
рис. 2.50, б). В целом регулирование площади А\ дает дополнитель-
ный независимый параметр, который в двухвальном двигателе по-
зволяет выбрать рабочую точку на характеристике компрессора.
Изменение площади сечения Лг соплового аппарата турбины на-
грузки также позволяет изменить положение рабочей точки на луче
дуд, а при докритических перепадах в сопловом аппарате компрес-
сорной турбины - и положение луча
Применение ПС в двухвальном ГТД увеличивает давление перед
турбиной нагрузки, работающей в режиме р = const, удельную ра-
боту этой турбины и несколько повышает расход воздуха, а в целом
повышает мощность двигателя.
320
Таким образом, увеличение мощности ГТД р = const как одно-
вального, так и двухвального в результате применения ПС сопрово-
ждается увеличением запаса по помпажу в компрессоре и перемеще-
нием рабочей точки компрессора в область меньших давлений или
больших расходов воздуха. Связанное с этим возможное снижение
КПД компрессора необходимо учитывать при оценке экономичности
двигателя при максимальной мощности.
Контрольные вопросы
1. Как различаются значения эффективной работы и КПД циклов ПС и
р = const при различных методах сравнения?
2. Каков принцип работы установок с резонансными камерами сгорания,
какие камеры вам известны?
3. Опишите схемы установок ПС австралийской лаборатории, установок
Мангольда и Реджио и укажите их особенности и трудности осуществления.
4. Укажите параметры и особенности характеристики проекта локомотив-
ного ГТД ПС мощностью 3300 кВт.
5. Чем различаются зависимости пропускной способности турбины от от-
ношения = Тг/Та для ГТД ПС и для ГТД р = const?
6. Каковы особенности регулирования ГТД ПС по сравнению с особенно-
стями регулирования ГТД р = const?
7. В чем особенность расположения рабочей линии на характеристике ком-
прессора в ГТУ ПС по сравнению с ГТУ р = const при уменьшении мощности
установки?
8. Почему относительный удельный расход топлива при уменьшении мощ-
ности в ГТУ ПС ниже, чем в ГТУ р = const?
9. Опишите применение ПС в ГТД как способ его форсирования. Как при
этом изменяется его КПД?
10. Как зависит степень форсирования двухвального ГТД от возможности
повышения частоты вращения компрессора на режиме форсирования?
11 - 1746
Раздел третий
ПРОЕКТИРОВАНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ
И ТРАНСПОРТНЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ
И КОМБИНИРОВАННЫХ УСТАНОВОК
8. Общие задачи, современные методы
и принципы проектирования
Под проектированием газотурбинной или комбинированной ус-
тановки (двигателя) понимается процесс разработки технической
документации, которая обеспечивает возможность промышленного
изготовления новой установки (двигателя), отвечающего заданным
требованиям, и позволяет осуществить его надежную эксплуатацию
в заданных условиях.
Проектирование - сложный творческий процесс, являющийся
неотъемлемой составной частью инженерной деятельности, он не
сводится к разработке чертежей, а рассматривается как начальный
этап создания новой установки (двигателя).
8.1. Проектирование и конструирование
Разработка нового объекта осуществляется не только путем
проектирования, но и путем конструирования. Проектирование и
конструирование являются взаимосвязанными процессами, дополня-
ющими друг друга. Проектирование принято рассматривать как
процесс построения общей схемы установки, двигателя, их узлов и
систем, а конструирование - как более детальную проработку этой
схемы с учетом технологии изготовления.
Конструкционная форма объекта уточняется применением ме-
тодов проектирования - произведением расчетов параметров, проч-
ностных расчетов, оптимизации и др.
322
В свою очередь проектирование возможно только при предва-
рительно принятых вариантах конструкционного исполнения. Про-
ектирование предшествует конструированию и представляет собой
поиск научно обоснованных, технически осуществимых и экономи-
чески целесообразных инженерных решений. Результатом проекти-
рования является проект разрабатываемой установки (двигателя).
В результате конструирования создается конкретная, однознач-
ная конструкция изделия. Применительно к объектам турбинной
техники конструкция - это устройство, взаимное расположение ча-
стей и элементов установки (двигателя), определяющееся его назна-
чением. Конструкция предусматривает способ соединения, взаимо-
действие частей, а также материал, из которого должны быть изго-
товлены отдельные части (элементы)
В процессе конструирования создается изображение и виды из-
делия, рассчитывается комплекс размеров с допускаемыми отклоне-
ниями, устанавливаются требования к шероховатости поверхностей,
технические требования к изделию и его частям, создается техниче-
ская документация.
Конструирование опирается на результаты проектирования и
уточняет все инженерные решения, принятые при проектировании.
Создаваемая в процессе конструирования техническая документация
должна обеспечить перенос всей конструкторской информации на из-
готовляемую установку (двигатель) и ее (его) рациональную эксплу-
атацию.
Проектирование и конструирование служат одной цели: разра-
ботке нового изделия, которое не существует или существует в дру-
гой форме и имеет иные размеры и параметры (в виде прототипа).
Проектирование и конструирование - виды умственной деятельно-
сти, при которой у разработчика формируется конкретный мыслен-
ный образ. Мысленный образ подвергается мысленным изменени-
ям, эффект внесения которых всесторонне оценивается. Мысленный
образ создается в соответствии с общими правилами проектирова-
ния и конструирования и впоследствии принимает окончательный,
технически обоснованный вид.
В технической литературе часто используется термин “разра-
ботка”. По сути - это более широкое понятие, чем проектирование
1 Вопросы конструирования см., например: Манушин Э.А., Суровцев И.Г. Кон-
струирование и расчет на прочность турбомашин газотурбинных и комбинированных
установок: Учебное пособие для вузов / Под ред. Н.Н. Малинина. М.: Машинострое-
ние, 1990.
11*
323
и конструирование. В разработку входят не только два эти вида
инженерного творчества, но и ведение научно-исследовательских и
проектно-конструкторских работ.
Разработка проекта ГТУ (ГТД) требует интеграции знаний в
области физики, математики, газовой динамики, управления в тех-
нических системах, технологии и материаловедения, черчения (ма-
шинной графики) и конструирования, и других прикладных и фун-
даментальных наук. Вместе с тем проектирование ГТУ (ГТД) не
может базироваться только на сумме знаний перечисленных выше
дисциплин. Это самостоятельная научно-техническая дисциплина,
имеющая свою внутреннюю логику, свои законы и методы.
Сложный процесс инженерного проектирования может быть
представлен в виде логически связанной структуры, включающей
в себя этапы и методы проектирования.
В начале проектирования должна быть концептуально осозна-
на и сформулирована общественная или техническая потребность
в новом объекте и желаемом его отличии от старого (если тако-
вой имеется). Чтобы количественно сопоставить варианты проекта,
необходимо перевести концептуальные требования к объекту проек-
тирования в количественную форму - сформулировать техническое
задание.
8.2. Техническое задание на проектирование
Техническое задание (ТЗ) является первичным, основополагаю-
щим документом, которым руководствуются проектировщики, при-
ступая к разработке нового изделия. Оно определяет основные на-
правления разработки конструкции и принцип работы будущего из-
делия. ТЗ, с одной стороны, отражает потребности общества в но-
вых изделиях, с другой - технические и технике-экономические ха-
рактеристики будущего изделия. Требования, включаемые в ТЗ,
должны основываться на современных достижениях науки и тех-
ники, на выполненных научно-исследовательских и эксперименталь-
ных работах.
В развернутом виде ТЗ устанавливает следующие показатели
разрабатываемого изделия: прогнозируемые показатели техническо-
го уровня и качества; основное назначение, характеристику рынка
сбыта; технические и тактико-технические характеристики; уровень
стандартизации и унификации; технико-экономические показатели;
324
патентно-правовые показатели; специальные требования к изделию
(например, уровень шума, состав токсичных компонентов в отрабо-
тавших газах) и др.
В ТЗ оговариваются этапы разработки и сроки выполнения ка-
ждого этапа и разработки в целом. ТЗ разрабатывает либо заказчик,
либо конструкторский отдел предприятия. При этом заказчик обя-
зан предъявлять исполнителю-разработчику исходные данные для
разработки изделия. Заказчик отвечает за предъявленные требова-
ния к новому изделию и исходные данные и несет ответственность
за использование изделия.
Качество ТЗ обеспечивается объемом и полнотой сбора мате-
риалов, необходимых для разработки. На стадии разработки ТЗ
анализируются патентно-информационные материалы, учитывают-
ся критерии оценки научно-технического уровня исследований и раз-
работок, отбирается патентный материал, который рекомендуется
использовать путем заключения лицензионных соглашений.
ТЗ требует от его составителя больше эрудиции и больше твор-
чества, чем это необходимо при разработке изделия. Несмотря на то,
что ТЗ определяет основные характеристики проектируемого изде-
лия, оно не должно ограничивать инициативу разработчика при по-
иске и выборе им оптимального решения поставленной задачи. Все
изменения и дополнения к ТЗ, возникающие в процессе анализа, раз-
рабатываются, согласуются и утверждаются в установленном по-
рядке. Общий порядок разработки и утверждения ТЗ устанавливает
ГОСТ 15.001-88.
Изучение разработчиком ТЗ является предпроектной стадией.
Во время этого процесса разработчик наводит справки, знакомит-
ся с литературой, изучает чертежи изделий, имеющих отношение к
разработке, и аналогов. Одновременно уточняются технические тре-
бования, предъявляемые к новому изделию, и выясняются ограниче-
ния (условия, которые должны быть учтены при решении задачи).
Изучение ТЗ позволяет уяснить цель разработки и убедиться в том,
что эта цель в задании сформулирована правильно. Если требуется,
разработчик обязан обоснованно доказать необходимость корректи-
ровки ТЗ.
При изучении ТЗ у разработчика начинают мысленно вырисо-
вываться различные варианты новой конструкции, разные компонов-
ки. Этот период характеризуется формированием конструкционных
образов, процесс возникновения которых для каждого разработчика
325
носит индивидуальный характер. Но основной процесс проектирова-
ния заключается в разработке конструкционных исполнений с при-
менением общих принципов разработки. Основы проектирования,
изложенные в данной книге, дают эти общие принципы.
Диалектика внутренней структуры проектируемых объектов
проявляется в том, что почти всегда попытка улучшить тот или
иной показатель качества вызывает либо ухудшение других пока-
зателей качества, либо затрудняется необходимостью выполнения
ТЗ. Такую ситуацию принято называть техническим противоречи-
ем. Противоречия могут быть слабыми или сильными, устранимы-
ми (путем принятия компромиссов) и неустранимыми.
Важным элементом проектирования является изобретательство.
Оно должно сопутствовать всему процессу проектирования, однако
наиболее ярко оно проявляется на его начальных этапах, когда фор-
мируется основная идея, замысел будущего объекта (его концепция).
Изобретательство - творческий процесс, направленный на разработ-
ку новых полезных идей и принципов для решения инженерных за-
дач. Потребность в изобретательстве тем острее, чем выше требо-
вания к характеристикам проектируемого объекта.
8.3. Техническое предложение и эскизный проект
В организационном отношении ТЗ служит основанием для раз-
вертывания следующих этапов проектирования конкретной установ-
ки.
Начальным этапом проектирования является техническое пред-
ложение. Оно разрабатывается в том случае, если это предусмо-
трено ТЗ. Основная задача этого этапа - окончательная проверка
совместимости содержащихся в ТЗ требований в подтверждение воз-
можности реализации технических решений, определяемых услови-
ями задания. Объем технического предложения определяется ТЗ.
Техническое предложение содержит предварительный анализ
возможных вариантов технических решений и обоснование предла-
гаемого типа установки (двигателя), определяющее его комплектова-
ние, компоновку и технические характеристики. Выдвигаемый тех-
ническим предложением вариант тщательно обосновывается с ис-
пользованием для этого теоретических расчетов и анализа практи-
ческого опыта. Технический уровень и качество предлагаемого ва-
рианта имеют огромное влияние на дальнейшую разработку и опре-
деляют все основные характеристики разрабатываемого изделия.
326
При разработке технического предложения может оказаться, что
для принятия окончательного варианта не хватает информации. Та-
кая ситуация возникает, например, при разработке принципиально
нового объекта. В этом случае необходимо провести дополнительные
исследования, которые могут носить теоретический или эксперимен-
тальный характер, включать в себя изготовление эксперименталь-
ных образцов или моделей.
Требования к разработке технического предложения устанавли-
вает ГОСТ 2.118-73*. Техническое предложение разрабатывается
проектной организацией или научно-исследовательским институтом.
Установленный оптимальный вариант предложения передается раз-
работчику.
Номенклатуру конструкторских документов технического пред-
ложения устанавливает ГОСТ 2.102-68*. Комплект документации
технического предложения должен включать в себя сведения об ин-
формации, используемой для разработки оптимального варианта,
например, об аналогах, прототипах и т.п.
В том случае, если это предусмотрено техническим заданием
или протоколом рассмотрения технического предложения, разраба-
тывается эскизный проект. В эскизном проекте производится кон-
структорская проработка оптимального варианта до уровня принци-
пиальных конструкторских решений, дающих общее представление
об устройстве и принципах работы изделия. Требования к выполне-
нию эскизного проекта устанавливает ГОСТ 2.119-73*.
Эскизный проект можно определить как совокупность конструк-
торских документов, которые должны содержать принципиальные
конструкционные решения, дающие общее представление об устрой-
стве и принципе работы изделия. В эскизном проекте подтвержда-
ются или уточняются требования к изделию, установленные техни-
ческим заданием и техническим предложением. На основе проводи-
мых конструкторских проработок разрабатываются новые, уточнен-
ные технические требования и уточняются новые технические пара-
метры. Рассматриваются технико-экономические показатели, кото-
рые заложены при разработке эскизного проекта и которых необхо-
димо достичь в дальнейшей разработке.
В эскизном проекте закладываются основы применения типо-
вых, стандартизированных и унифицированных составных частей
разработки, формируются технические требования на составные ча-
сти изделия и материалы, разработку и изготовление которых целе-
сообразно поручить другим организациям и предприятиям.
327
Если в процессе разработки эскизного проекта возникает необ-
ходимость проверки принципов работы некоторых разрабатываемых
элементов и узлов, изучения некоторых процессов, происходящих в
элементах установок (двигателей), то создаются модельные установ-
ки и стенды, служащие для получения дополнительной информации.
Экспериментальные работы могут быть проведены также при уточ-
нении некоторых элементов технологии изготовления деталей или
узлов.
В пояснительный записке к эскизному проекту приводятся ре-
зультаты конструкторской проработки, в том числе описание прин-
ципа работы изделия, технико-экономические показатели, предложе-
ния по дальнейшим конструкторским и экспериментальным рабо-
там, а также требования к работам, которые должны быть проведе-
ны при техническом проектировании.
В отдельных случаях, например, при очевидной однозначности
решения технических вопросов или при наличии детально разрабо-
танного близкого прототипа, необходимость в разработке эскизного
проекта может вообще отпасть.
8.4. Технический проект
Технический проект выполняют на основе согласованного и
утвержденного эскизного проекта, а в тех случаях, когда последний
не разрабатывается, - на основе согласованного и утвержденного
технического задания (утвержденного технического предложения).
Технический проект предшествует этапу разработки рабочей
документации, поэтому он должен полностью определять проектиру-
емую конструкцию и содержать окончательный технико-экономиче-
ский расчет. Требования к выполнению технического проекта уста-
навливает ГОСТ 2.120-73*.
Технический проект содержит технические решения и данные,
достаточные для полного представления об устройстве и принци-
пах работы установки (двигателя). В техническом проекте должны
быть решены все вопросы, обеспечивающие высокий технический
уровень нового изделия как в процессе изготовления, сборки, испы-
тания, так и в процессе эксплуатации. Все расчеты технического
проекта выполняются в окончательном виде, не требующем провер-
ки или уточнения на этапе разработки рабочей документации.
328
Технический проект представляет собой совокупность конст-
рукторских документов, содержащих данные для разработки рабо-
чей конструкторской документации. Номенклатуру конструктор-
ских документов технического проекта устанавливает ГОСТ 2.102 -
68*. Обязательными документами для технического проекта явля-
ется чертеж общего вида, ведомость технического проекта и пояс-
нительная записка. Остальные документы составляются при необ-
ходимости, в зависимости от назначения или условий производства
проектируемого объекта. В пояснительной записке к техническо-
му проекту приводят следующие данные: подробное описание кон-
струкции и принципа работы, описание работы всех систем и схем,
входящих в состав документации; обоснование выбора применяемых
материалов, термообработки и покрытий; требования к точности из-
готовления и сборки изделий; окончательные технико-экономические
расчеты.
8.5. Рабочая и эксплуатационная документация
Разработка рабочей документации составляет заключительный
этап проектирования, задачей которого является полная детализа-
ция проектных решений, обеспечивающая возможность осуществле-
ния всех производственных операций, связанных с реализацией этих
решений и постройкой установки (двигателя). Основанием для раз-
работки рабочей документации служит утвержденный технический
проект. Рабочая конструкторская документация разрабатывается
для изготовления опытного образца и дальнейшего производства
установки (двигателя). На этом этапе выполняются не принципи-
альные конструкторские разработки (они окончательно разработаны
на проектных этапах), а конструкторско-технологические разработ-
ки оригинальных деталей.
На этапе разработки рабочей конструкторской документации
устраняются все замечания, выявленные при обсуждении и приня-
тии технической документации предшествующих этапов проектиро-
вания. Кроме того, на этом этапе анализируются и учитываются
предложения и рекомендации, возникающие при проектировании. В
конце разработки все работы по созданию новой установки (двига-
теля) должны быть полностью завершены.
По разработанной конструкторской документации изготавлива-
ется опытная установка (двигатель), по результатам ее испытаний
корректируется рабочая конструкторская документация. Создание и
корректировка этой документации предусмотрены ГОСТ 2.103-68.
329
На этапе разработки рабочей конструкторской документации за-
вершается отработка конструкции на технологичность, обеспечива-
ются показатели качества, технико-экономические показатели и др.
Разработка рабочей конструкторской документации непосредствен-
но связана с технической подготовкой производства.
Эксплуатационная документация предназначена для изучения
установки (двигателя) обслуживающим персоналом с целью обес-
печения правильного эксплуатационного использования. В состав
этой документации входят: описания и инструкции по эксплуатации
установки (двигателя), ее узлов и систем; формуляры и паспорта уз-
лов, механизмов и другого оборудования; ведомости комплектования
запасными частями, специальным инструментом и приспособления-
ми; учебно-технические плакаты; отчетная документация. Отчетная
документация включает в себя отдельные виды конструкторских до-
кументов, которые необходимы для более полного изучения наиболее
ответственных узлов и систем и которые могут потребоваться при
выполнении ремонтных работ.
Для проверки отработанности конструкции и параметров спро-
ектированной и построенной установки (двигателя) выполняются
испытания ее узлов и всей установки в целом. При испытаниях
выполняются измерения функциональных и качественных показате-
лей, оговоренных в специальном документе - технических условиях
на поставку изделия, в условиях, максимально приближенных к ука-
занным в технических условиях. Испытания особенно важны для
обеспечения надежности изделий и проверки их соответствия наме-
ченным требованиям. ГОСТ 16504-81 определяет испытания сле-
дующим образом: “Испытания - экспериментальное определение ко-
личественных и (или) качественных характеристик свойств объекта
испытаний как результата воздействия на него при его функциони-
ровании, при моделировании объекта и (или) воздействий”. Приме-
нительно к ГТУ (ГТД) можно выделить следующие испытания: от-
дельных элементов, узлов и агрегатов; механизмов, систем и другого
комплектующего оборудования на стендах; установки (двигателя) в
целом.
Одним из видов испытаний является сдаточное испытание го-
тового или опытного образца, которое проводится в присутствии
специально назначаемой приемной комиссии. После окончания ис-
пытания комиссия оформляет соответствующий акт приемки. Акт
приемки готового или серийного образца служит основанием для вы-
пуска технических условий на поставку и для серийного производ-
ства оборудования.
330
Содержание настоящего раздела посвящено рассмотрению во-
просов, относящихся к формированию технического задания и к эта-
пу эскизного проектирования. Рассматриваются только основные
вопросы, не исчерпывающие полностью задачи данного этапа.
При проектировании ГТУ различных типов на этапе эскизного
проектирования выполняют в самом общем виде следующий объем
работ:
1) выбор принципиальной схемы установки, отвечающей предъ-
являемым к данной установке технико-экономическим требованиям,
изложенным в техническом задании на проектирование;
2) выбор параметров рабочего тела в цикле, позволяющих удо-
влетворить технико-экономические требования к проектируемой
ГТУ. В первую очередь выбираются температура рабочего тела пе-
ред турбиной и общая степень повышения давления в цикле;
3) разработка технических требований к узлам (компрессорам,
турбинам, камерам сгорания, теплообменным аппаратам), выбор
типа и конструкции основных узлов ГТУ. Технические требова-
ния должны обеспечивать получение проектных показателей (КПД,
удельной мощности и др.) и должны учитывать современный уро-
вень и тенденции развития конструкций и технологии узлов ГТУ и
их деталей.
Таким образом, содержание настоящего раздела в первую оче-
редь посвящено выбору и обоснованию схемы и параметров цикла
ГТУ, а также параметров и характеристик всех узлов ГТУ. Во-
просы, относящиеся к расчетам и конструированию основных узлов
ГТУ, изучаются в соответствующих курсах.
На всех этапах проектирования и конструирования инженер-
разработчик даже при создании новых, ранее не существовавших
установок использует накопленный опыт предшествующих разрабо-
ток аналогичных объектов. Такой опыт представляется ему в ви-
де технической документации, созданной при разработке объектов,
в виде результатов их эксплуатации, опубликованных в различных
литературных источниках, в виде патентно-информационных мате-
риалов. Поэтому в настоящей книге излагается опыт проектирова-
ния установок различных типов.
Вопросам расчетов, выполняемых при проектировании конкрет-
ной установки, в книге уделено относительно небольшое внимание,
поскольку общие методы расчета циклов и схем установок изложены
в первых двух разделах книги, а методы расчета узлов и их харак-
теристик - в специальных курсах. Тем не менее, в необходимых
331
случаях в книге даются сравнительные сведения о методах расчета
установок, выполняемых на этапе эскизного проектирования.
8.6. Автоматизация проектирования установок
Автоматизация процесса проектирования достигается путем со-
здания систем автоматизированного проектирования (САПР) и пре-
следует такие цели: повышение качества проектируемого и выпуска-
емого объекта, повышение производительности труда разработчика,
сокращение сроков, уменьшение стоимости и трудоемкости проекти-
рования.
Достижение этих целей обеспечивается следующими мероприя-
тиями:
совершенствованием проектирования на основе применения ма-
тематических методов и средств вычислительной техники;
автоматизацией процесса поиска, обработки и выдачи информа-
ции;
использованием методов оптимизации и многовариантного про-
ектирования, применением адекватно отражающих существенные
особенности математических моделей проектируемых объектов, ком-
плектующих изделий и материалов;
созданием единых банков данных, содержащих систематизиро-
ванные сведения о проектируемом объекте на всех этапах его разра-
ботки;
повышением качества оформления проектной документации;
унификацией и стандартизацией методов проектирования;
взаимодействием с автоматизированными системами различно-
го уровня и функционального назначения;
повышением качества управления проектированием;
подготовкой и переподготовкой специалистов.
При создании и развитии САПР рекомендуется применять ряд
принципов, которые обеспечивают высокую эффективность создава-
емой САПР. К ним относятся:
принцип системного единства, заключающийся в том, что на
всех этапах создания, функционирования и развития САПР связи
между подсистемами САПР должны обеспечивать целостность си-
стемы;
принцип развития, который требует, чтобы САПР разрабаты-
валась и функционировала как развивающаяся система, в которой
возможно пополнение, совершенствование и обновление подсистемы
и компонентов;
332
принцип совместимости, который состоит в том, что языки, сим-
волы, коды, информационные и технические характеристики струк-
турных связей между подсистемами, средствами обеспечения и ком-
понентами САПР должны обеспечивать совместное функционирова-
ние подсистем и сохранять открытую структуру системы в целом;
принцип стандартизации, который заключается в проведении
унификации, типизации и стандартизации подсистем и компонентов,
инвариантных к проектируемым объектам и отраслевой специфике,
а также в установлении правил с целью упорядочения деятельности
в области создания и развития САПР;
принцип автономности подсистем, который означает ввод в дей-
ствие и функционирование каждой подсистемы независимо от других
подсистем.
Дополнительными принципами автоматизации проектирования
являются: единство информационной модели проекта как системоор-
ганизующего фактора на всех этапах процесса разработки изделия,
принятие проектных решений на основе проведения математическо-
го эксперимента с моделью проектируемого объекта, ориентация на
передовые методы проектирования, адаптивность САПР и др.
Автоматизация проектирования предполагает наличие средств
автоматизации: высокопроизводительных ЭВМ с большой емкостью
памяти, большим набором устройств ввода и вывода разнотипной
информации; программных средств организации различных режи-
мов работы ЭВМ, накопления, хранения и обработки огромных объ-
емов информации, выдачи ее в виде готовых для дальнейшего ис-
пользования проектных документов; математических моделей про-
ектируемых объектов и процессов проектирования, реализованных
в виде пакетов прикладных программ (ППП).
Автоматизация проектирования осуществляется с участием
многочисленных специалистов, способных разрабатывать различ-
ные компоненты САПР или же использовать САПР в своей профес-
сиональной деятельности.
Для функционирования САПР необходимо наличие техническо-
го, информационного и программного обеспечения. Вопросы, связан-
ные с техническим и программным обеспечением, рассматриваются
в соответствующих учебных курсах типа “Автоматизация проекти-
рования”, “Программирование на ЭВМ” и т.п. Рассмотрим кратко
лишь основы информационного обеспечения САПР.
Информационное обеспечение САПР должно своевременно да-
вать на всех этапах проектирования полные и достоверные дан-
ные (рис. 3.1); при этом на каждом этапе потребляется информа-
ция нормативно-справочного характера, информация о прототипах,
333
Рис. 3.1. Схема информационного обеспечения САПР на этапах
проектирования
о перспективных разработках, выходная информация предшествую-
щих этапов, а в результате выполнения этапа возникает дополни-
тельная информация о проектируемом объекте. Так как процесс
проектирования сложного объекта носит итерационный характер,
то возникшая в ходе проектирования информация о проектируемом
объекте носит временный характер и постоянно уточняется, пока не
закончено проектирование этого объекта.
Важно, чтобы на всех этапах проектирования использовались
одна и та же информационная база и развивающаяся цифровая мо-
дель проекта (под которой понимается совокупность параметров и
отношений между ними, обеспечивающих однозначное представле-
ние проекта в памяти ЭВМ). Соблюдение этого условия упрощает
информационные связи внутри подсистем САПР, между функцио-
нальными подсистемами САПР, между этапами проектирования. В
конечном счете все это сокращает сроки обмена информацией, сроки
проектирования, приводит к безбумажной технологии проектирова-
ния, повышает эффективность САПР в целом.
САПР - это человеко-машинная система, в которой ЭВМ хра-
нит и обрабатывает информацию, а человек анализирует и оценива-
ет результаты обработки, принимает решения о дальнейшем пути
проектирования, о применении тех или иных методик и моделей, о
достаточности достигнутой точности, о повторении этапа проекти-
рования с новыми значениями исходных и управляемых величин, об
учете ряда факторов или о пренебрежении ими и т.д. Поэтому ин-
формационное обеспечение САПР должно позволять на любом этапе
проектирования легко и оперативно просматривать (например, на
экране дисплея) любые хранящиеся в ЭВМ данные по проекту; кор-
ректировать эти данные; пополнять информационную базу дополни-
тельными данными и т.д.
334
САПР - это открытая система, в которую могут добавляться
новые компоненты программного, информационного и других видов
обеспечения. Желательно иметь такое построение САПР, при кото-
ром данные и обрабатывающие их программы были бы независимы-
ми, т.е. изменения в какой-либо прикладной программе не вызывали
необходимость перестроения информационной базы САПР и наобо-
рот. Однако полная независимость программ и данных практиче-
ски недостижима, поскольку значительно увеличивает время работы
прикладной программы или время отклика системы на запрос.
Необходимость обработки больших объектов взаимосвязанных
(структурированных) данных в автоматизированных системах раз-
ного назначения (АСУ, АСУТП, САПР) привела к появлению кон-
цепции банков данных - комплексов, включающих в себя специаль-
ные структуры организации информации, алгоритмы, специальные
языки, программные и технические средства, в совокупности обес-
печивающие создание и эксплуатацию эффективных систем накоп-
ления информации, поступающей от нескольких источников, ее об-
новление, корректировку и использование в интересах ряда систем,
а также прямую связь с пользователем для получения ответов на
произвольные, в том числе незапланированные, вопросы.
Основными составляющими банка данных являются база (или
несколько баз) данных и система управления базами данных
(СУБД). Принципы создания баз данных и СУБД также рассма-
триваются в специальных учебных курсах.
В настоящее время разработаны и используются довольно мно-
гочисленные САПР ГТД, ГТУ и комбинированных установок. Каж-
дая САПР состоит из ряда подсистем, взаимосвязанных и позволяю-
щих получать конечные результаты на каждом этапе проектирова-
ния.
Контрольные вопросы
1. В чем различия между проектированием и конструированием объектов
газотурбинной техники?
2. Что такое “разработка” изделия, в чем она заключается?
3. Каковы цели и содержание технического задания на проектирование
ГТУ?
4. Каков объем работ при выполнении эскизного проекта ГТУ?
5. Каков объем работ при выполнении технического проекта ГТУ?
6. Каковы цели автоматизации проектирования ГТУ?
7. Каковы принципы разработки САПР ГТУ?
335
9. Стационарные энергетические газотурбинные
и комбинированные установки
9.1. Особенности и основные параметры установок
К стационарным энергетическим установкам относят установки
с газовыми и паровыми турбинами, работающие на электростанци-
ях различных типов и различной мощности (от нескольких десятков
до нескольких тысяч мегаватт), обеспечивающие потребителей элек-
трической энергией и (иногда) теплом.
По назначению эти установки делят на базовые, полупиковые,
пиковые, аварийные и вспомогательные. Такое деление условно и
связано с,выделением в графике нагрузки крупных энергосистем со-
ответствующих зон.
К пиковым, как правило, относят установки с временем работы
500 - 1500 ч в году; установки с временем работы 3500 - 4500 ч в го-
ду относят к полупиковым, а с временем 6000 - 8000 ч - к базовым,
предназначенным для несения круглосуточной базовой нагрузки.
Энергетические установки по термодинамическим особенностям
делят на ГТУ открытого цикла, ПЗГТУ, ЗГТУ, комбинирован-
ные ПГУ различных видов, комбинированные установки с МГД-
генератором.
ГТУ в течение последних 30 лет заняли прочное место в энерге-
тике ведущих развитых стран, а также развивающихся стран с за-
метной долей нефти и газа в топливном балансе. На первом месте по
применению ГТУ среди развитых стран стоят США, где установлен-
ная мощность ГТУ составляет более 60 млн кВт, а среди развиваю-
щихся стран - Саудовская Аравия (установленная мощность около
20 млн кВт). Всего в мире эксплуатируется свыше 13 тыс. энергети-
ческих ГТУ общей мощностью около 200 млн кВт. Значительными
мощностями располагают Великобритания, Германия и другие про-
мышленно развитые страны. По некоторым прогнозам предполага-
лось, что в период 1986 -1995 гг. в мире должно быть построено
около 8000 стационарных ГТУ. Достоинствами ГТУ, обеспечиваю-
щими расширение их производства за рубежом, являются, в частно-
сти, малый срок ввода в эксплуатацию (2-3 года с начала строи-
тельства), широкий диапазон единичных мощностей (30 - 240 МВт),
возможность объединения нескольких ГТУ в единую энергетическую
установку, возможность применения ГТУ в составе комбинирован-
ных турбинных энергоустановок, в том числе с газификацией твер-
дого топлива, низкие капитальные затраты (по оценкам американ-
ских специалистов затраты составляют 225 - 375 дол. на 1 кВт), ма-
лое вредное воздействие на окружающую среду, достаточно высокая
топливная экономичность перспективных моделей.
336
В нашей стране энергетические ГТУ пока нашли ограниченное
применение. Несмотря на то, что первые отечественные энергетиче-
ские ГТУ начали работать еще в 1956 - 1958 гг., их общая мощность
в настоящее время составляет всего около 2 млн кВт.
ГТУ могут существенно облегчить решение важных задач нара-
щивания энергетического потенциала страны: увеличить мощности
для снятия пиковых нагрузок в системах большой мощности, нести
базовые нагрузки в автономных условиях в отдаленных районах и
повысить экономичность электростанций путем применения в ПГУ.
Установки на органическом топливе
Энергетические ГТУ в нашей стране находят применение пре-
жде всего как пиковые. Доля выработки электроэнергии в пико-
вом режиме работы в общем энергетическом балансе непрерывно,
а в настоящее время резко возрастает, причем в основном благода-
ря использованию ГТУ. Наблюдается тенденция роста как устано-
вленной, так и единичной мощности ГТУ. Основными причинами
этого являются достоинства ГТУ: быстрая реакция на изменение
нагрузки; возможность работы на двух топливах; низкая началь-
ная стоимость (по сравнению с паровыми турбинами); быстрая по-
ставка; легкость глушения (остановки); отсутствие зависимости от
охлаждающей воды; надежность; возможность быстрого пуска; от-
носительно малая площадь, требующаяся для строительной площад-
ки электростанции; относительно небольшой срок ремонта; возмож-
ность утилизации теплоты уходящих газов в бойлерах или паровых
котлах.
В качестве пиковых используются ГТУ типа ГТ-100 (табл. 3.1),
выполненные на АО ЛМЗ по наиболее простой из схем многоагре-
гатных ГТУ. К началу 90-х годов семь установок типа ГТ-100 на-
ходились в эксплуатации. ГТУ работают под нагрузкой 700 - 1200 ч
в году в основном в периоды осенне-зимнего максимума нагрузок
(с сентября до апреля).
На базе накопленного опыта на АО ЛМЗ выполнены проек-
ты ГТУ второго поколения: установок ГТЭ-150 мощностью 150 —
160 МВт и ГТЭ-200 мощностью 185 МВт по простой схеме. Предпо-
лагается также создать головные образцы и организовать производ-
ство таких ГТУ.
Учитывая возрастающие потребности, АО “Научно-исследова-
тельский конструкторско-технологический институт турбокомпрес-
соростроения” (НИКТИТ), в основном специализирующийся на раз-
работке приводных ГТУ для газоперекачивающих станций, ве-
дет конструкторские проработки по применению ГТУ производства
337
go
co
QO
Таблица 3.1. Основные технические характеристики отечественных
энергетических ГТУ средней и большой мощностей
ГТ-12М ГТ-35-770 ГТЭ-45 ГТ-25-2 ГТ-100 ГТ-100-ЗМ ГТЭ-125 ГТЭ-150 ГТЭ-200 ГТУ-200-750
Показатели НМЗ ХТЗ АО ЛМЗ МГТУ им. Н.Э. Баумана
Год начала выпуска Номинальная 1964 1972 - 1970 1970 1980 Проект Проект Проект Проект
мощность, МВт Начальная 11,4 32,2 52,5 23,0 91,0 105,0 128,0 157,0 185,0 200,0
температура газа, К 973 1043 1173 973 1023 1023 1223 1373 1523 1023
Расход воздуха, кг/с Степень повышения 92 215 267 188 427 460 630 630 630 453
давления Температура газа за 6,85 6,3 7,8 9,15 22,3 26,0 12,7 13,0 15,6 128
турбиной, К 593 713 753 608 663 653 703 779 823 540
КПД, % Возможный отпуск 27,0 24,0 27,0 22,0 27,1 28,5 29,5 31,0 32,6 40
теплоты, МВт Удельная масса, - 70 95 40 145 155 220 255 280 -
кг/кВт 19,0 8,5 5,2 16,0 6,6 5,7 2,6 2,2 1,7 3,9
НМЗ для выработки электроэнергии. Первый опыт был получен при
создании агрегата ГТЭР-12 на базе приводной ГТУ типа ГТК-10;
после этого НИКТИТ разработал энергетические установки мощно-
стью 10, 12, 16 и 30 МВт и парогазовые установки с применением
этих ГТУ.
За рубежом энергетические ГТУ большой мощности получили
широкое распространение для несения и пиковой, и базовой нагрузок,
а также в качестве резервных. Выпускают установки двух типов:
специально спроектированные для работы в качестве стационарных
энергетических (табл. 3.2) и созданные на базе авиационных ГТД.
Фирма “Дженерал электрик” выпустила более 1800 энергетических
ГТУ первого типа общей мощностью около 50 млн кВт, имеющих
общую наработку свыше 26 млн ч. По лицензии этой фирмы энерге-
тические ГТУ выпускают фирмы многих стран. Авиационные фир-
мы США, Великобритании и других стран применяют достижения
в области авиационной техники при создании стационарных ГТУ.
Некоторые параметры и показатели энергетических ГТУ, выполнен-
ных на базе авиационных прототипов, приведены в табл. 3.3.
Авиационные прототипы используются и в России для создания
энергетических ГТУ сравнительно небольшой мощности. Так, на
базе авиационных двигателей типа НК в 1993 -1995 гг. построены
установки трех типов: НК-37 мощностью 25 МВт, НК-39 (16 МВт) и
НК-143 (10 МВт). КПД этих ГТУ составляют соответственно 33, 38
и 36,4 %, т.е. находятся на уровне показателей лучших зарубежных
ГТУ. Принципы проектирования авиационных двигателей прояви-
лись в достаточно высоких степенях повышения давления (23,1; 25,9;
11,3) и высоких температурах газа перед турбиной, особенно в пер-
вых двух из них (1423 и 1476 К соответственно).
Российской фирмой “Авиадвигатель” в 1994-1997 гг. выпу-
щены энергетические ГТУ четырех типов на базе авиационных
двигателей типа ПС-90А. Наиболее мощные из них - ГТУ-12ПЭ
(12,9 МВт), ГТУ-16ПЭ (16,5 МВт) и ГТУ-25ПЭ (25,9 МВт). КПД
этих установок также высоки: 37,0, 35,4 и 40,5 % соответственно.
Как и в ГТУ, построенных на базе авиадвигателей типа НК, в этих
ГТУ высокие степени повышения давления (19,9, 17,5 и 24,3) соче-
таются с высокими начальными температурами газа (1420, 1333 и
1440 К).
Возможно применение и других типов отечественных авиацион-
ных двигателей для создания энергетических ГТУ. Для того что-
бы яснее показать особенности некоторых из них, в данную книгу
включена гл. 12.
339
Таблица 3.2. Основные технические характеристики современных
промышленного (тяжелого) типа
MS5001P MS6001B MS7001E MS9001E MS9001FA
Показатели “Дженерал электрик” (США) и фирмы других стран по ее лицензиям “Нуово Пиньоне” других стран (по “Дженерал
Год начала выпуска 1958 1978 1976 1979 1991
Номинальная (пиковая) мощность при 15 ° С и ~ 0,1 МПа), МВт 25,89 (27,75) 37,5 (40,7) 78,4 (84,8) 111,4 (121) 226,5 (237,2)
Температура газа в пиковом режиме, К: начальная при выходе из турбины 1270 1377 1377 1358. 862
Расход воздуха при входе в компрессор, кг/с 122 138 279 401 602
Степень повышения давления 10,2 11,5 11,5 11,4 15,0
Номинальная часто- та вращения силово- го вала, мин-1 5105 5105 3600 3000 3000
Эффективный КПД при номинальной (пиковой) мощности, % 28,1 (32,1) 31,0 (31,2) 32,4 (32,5) 32,1 (31,1) 35,7 (35,8)
Масса, т 172,5 190,7 267,9 295,1 -
Г абаритные размеры, м: длина ширина высота 21,7 3,4 3,7 21,7 3,4 3,7 27,5 3,4 6,1 32,0 4,6 6,1 -
340
зарубежных стационарных энергетических ГТУ большой мощности
MS6001FA MS9001EC GT11N2 GT13E2 TG50D5S V94.2 V94.2A V94.3A V84.3A
(Италия) и фирмы АВВ (США и “Фиат авио” “Сименс КВУ” (Германия
лицензиям фирмы электрик”) другие страны) (Италия и другие) страны) и другие страны)
1993 1994 1993 1993 1991 1981 1997 1995 1994
70,14 169,2 115,5 165,1 146,9 159,0 190,0 255,0 180,0
(73,57) (177,5) (123,3) (176,9) (-) (167,0) (-) (-) (-)
870 831 797 797 795 787 800 914 850
197 499 375 533 470 514 527 641 445
15,0 14,2 15,0 14,6 14,0 11,1 14,0 17,0 17,0
5247 3000 3600 3000 3000 3000 3000 3000 3600
34,2 35,0 34,9 35,7 34,2 34,5 36,4 38,5 38,5
(34,4) (35,1) (-) (-) (-) (34,6) (-) (-) (-)
- - 190 330 170 295 320 330 235
9,5 10,8 12,5 14,0 12,0 12,5 11,0
- - 5,5 6,4 5,2 12,5 6,0 6,1 5,5
- - 10,0 5,4 5,7 8,4 7,4 7,5 6,5
341
Таблица 3.3. Характеристики зарубежных энергетических ГТУ средней и большой
мощностей с промышленными вариантами авиационных ГТД
СоЬегга LM LM 6000 LM 5000- Trent 251В11 701F FT8 Power MW-701 501G 701G1 701G2
6000’ 2500 (50 Гц) PC Рас
Показатели “Купер- Ролле” (Велико- брита- ния) “Дженерал элек- трик” (США), “Фиат-авио” (Италия), “Ишика вадзима-Харима” (Япония) и др. “Дженерал электрик” (США) и др. “Роллс-Ройс” (Великобритания) и др. “Турбо Пауэр” (США) “Мицубиси хэви индастриз” (Япония) и др.
Год начала выпуска Мощность, МВт: 1974 1996 1992 1984 1996 1982 1992 1990 1981 1998 1998 1999
базовый режим 28,43 27,18 40,15 34,45 51,19 49,2 240 25,5 130,55 230,0 271,0 308,0
пиковый режим КПД, %: 30,4 - - - 56,31 - - 27,5 137,16 - - -
базовый режим 36,5 38,3 39,1 37,2 41,6 32,7 36,8 38,1 33,9 38,5 38,7 39,0
пиковый режим Степень повышения 36,7 - - - 42,1 - - 38,5 34,2 - - -
давления 21,0 18,0 28,0 24,8 35,0 15,3 15,6 20,0 14,0 19,0 19,0 21,0
Расход воздуха, кг/с Температура газа, К 94,7 80,8 125,8 121,2 159,4 174,8 670,0 85,3 445,4 532 630,1 724,6
при входе в турбину - 1450 - - - - - - - - - -
при выходе из турбины 765 776 734 707 700 793 820 728 786 866 861 847
СоЬегга LM LM 6000 LM 5000-
6000* 2500 (50 Гц) PC
Показатели “Купер- “Джеиерал элек- “Дженерал
Ролле” трик” (США), электрик”
(Велико- “Фиат-авио” (США)
брита- (Италия ),“Ишика и др.
ния) вадзима-Харима”
(Япония ) и др.
Масса, т
ГТД 26,3 5,25 6,0
ГТУ - 21,5-35,5 - 11,1
Габаритные размеры
ГТУ, м:
длина 21,0 6,7 4,8 8,8
ширина 10,0 2,2 2,2 2,7
высота 10,0 2,0 2,3 3,0
Номинальная частота
вращения валов
ГТД, мин-1:
низкого (высокого)
давления 6675 (9155) 9150 - 3800 (10300)
силового вала 4800 3600 3000 3600
Газогенератор RB211-24G компании “Роллс-Ройс’
Окончание табл. 3.3
Trent 251В11 701F FT8 Power Рас MW-701 501G 701G1 701G2
“Роллс-Ройс” (Великобритания) и др. “Турбо Пауэр” (США) “Мицубиси хэви индастриз” (Япония) и др.
— —
231,5 125,3 340,5 204,3 200 250 340 420
25,3 15,2 17,4 24,4 12,5 10,7 17,3 18,2
4Д 3,7 5,8 12,2 5,2 4,6 5,8 6,2
4,1 4,1 5,8 9,2 5,2 5,1 5,8 6,2
..
3000; 3600 5425 3000 3000; 3600 3000 3600 3000 3000
Из всех выполненных зарубежных ГТУ заслуживают особого
внимания две установки фирмы АВ В, выпуск которых начался в
1994 г.: GT24 мощностью 165 МВт с КПД 37,5 % и частотой враще-
ний 3600 мин-1 и ее увеличенная модель GT26 мощностью 240 МВт с
КПД 37,8 % и частотой вращения 3000 мин-1. Обе установки имеют
степень повышения давления в компрессоре 30, начальную темпера-
туру газа 1500 К, а также важную термодинамическую особенность
- промежуточный подогрев при расширении до первоначальной тем-
пературы. Расход газа при выходе из первой установки 376 кг/с,
а при выходе из второй установки 542 кг/с. Обе установки имеют
одинаковые конструкционные особенности: 22-ступенчатые осевые
компрессоры с первыми тремя рядами поворотных спрямляющих
аппаратов, 5-ступенчатые турбины, две кольцевые камеры сгора-
ния (вторые располагаются за первыми ступенями турбин), корпу-
сы с горизонтальными разъемами. Масса первой установки около
200 т, второй - около 300 т; габаритные размеры первой установки
10,5x4,1 х4,6 м, второй - 12,3x5,0x5,5 м.
Установки этого типа в том же 1994 г. начала выпускать фирма
“Джапан ГТ”.
Одной из крупнейших электростанций, работающих на при-
родном газе, является станция в Саудовской Аравии мощностью
800 МВт, состоящая из 16 ГТУ типа 11 (см. табл. 3.2) фирмы АВВ,
ранее выпускавшихся фирмой “Броун - Бовери” (Швейцария). В
странах Среднего Востока работает значительное число ГТУ дру-
гих фирм.
Одним из путей применения ГТУ большой мощности в энерге-
тике является включение их в состав ПГУ или ГПУ.
В мире построено и эксплуатируется множество ПГУ различных
типов и схем; их суммарная мощность приближается к 40 ГВт, а
единичная мощность достигает 800 МВт при КПД около 50 %. В не-
которых странах намечается значительный прирост установленных
электрических мощностей путем применения ПГУ. Так, в Японии к
1993 г. предполагалось введение в эксплуатацию 10 электростанций
с ПГУ общей мощностью свыше 7100 МВт. В США к 1995 г. ожида-
лось увеличение мощности комбинированных установок на 15 ГВт.
В некоторых странах построены электростанции мощностью 2 ГВт
с ПГУ; их КПД превышает 50 %, а удельная стоимость ПГУ, из-
готовленных для сдачи “под ключ”, намечается на уровне 500 - 550
дол./кВт, что составляет около 70 % стоимости паротурбинной элек-
тростанции с блоками равной мощности.
344
Таблица 3.4. Основные показатели отечественных ПГУ
мощностью 200 - 250 МВт
Показатели ПГУ-200 (с ВПГ) ПГУ-250 (с НПГ)
Топливо Газообразное/Жид кое Жидкое
Тип ГТУ ГТ-35 ГТ-35
Мощность ГТУ, МВт 33 30
Паровая турбина:
тип К-160 К-200
мощность, МВт 165 210
расход пара, т/ч 450 625
Температура уходящих газов, К 397 433
Мощность ПГУ (нетто), МВт 187 227
КПД ПГУ (нетто), % 37,1/36,6 37,4
Примечание. ВПГ, НПГ - высоко- и низконапорный парогенераторы
соответственно.
Сведения о наиболее крупных отечественных энергетических
ПГУ приведены в табл. 3.4. Основные показатели наиболее мощ-
ных комбинированных установок ряда зарубежных фирм приведены
в табл. 3.5.
ПГУ большой мощности могут выполняться блочно-транспорта-
бельными, что выгодно отличает их от ПТУ и что особенно важно
для использования в отдаленных районах.
Перспектива расширения применения ПГУ в энергетике связы-
вается с использованием в них твердого топлива, прежде всего угля.
ПГУ, в которые включена газификация угля или его непосред-
ственное сжигание в кипящем слое под давлением, технически про-
ще, чем ПТУ с газификацией угля, они являются реальными уста-
новками для существенного повышения эффективности ТЭС на угле
при одновременном резком снижении вредных выбросов пыли, ок-
сидов серы и азота в атмосферу. Такие установки мощностью
100 - 250 МВт считаются перспективными для технического перево-
оружения городских ТЭЦ.
Работы по освоению твердого топлива интенсивно ведутся во
многих странах, в том числе и у нас.
345
оо
05 Таблица 3.5. Основные показатели наиболее мощных комбинированных
установок с паровыми и газовыми турбинами зарубежных
фирм
Фирма-изго- товитель (страна), модель ПГУ Год начала выпус- ка Параметры при работе в базовом режиме (> 6000 ч в год) Эффек- тивный КПД ПГУ, % Частота электри- ческого тока, Гц Эффективная суммарная мощность, МВт Число и модель ГТУ Примечание
Эффективная мощность, МВт Удельный расход теплоты, кДж/(кВт-ч) ГТУ паровой турбины
АВВ (США и др.):
КАХ100-2 1998 124,5 6630 54,3 50/60 83 41,5 IxGTXlOO Котел-утилизатор двух давлений
КА13Е2-2 1993 485,1 6730 53,5 50 318,6 166,5 2xGT13E2 То же
КА13Е2-3 1993 727,5 6730 53,5 50 477,9 249,6 3xGT13E2 п
КА26-1 1996 396,0 6140 58,5 50 256,0 140,0 lxGT26 Промподогрев; котел-утилизатор двух давлений; одновальная установка
КА26-2 1996 750,0 6180 58,2 50 465,2 260,0 2xGT26 П ромподогрев; котел-утилизатор трех давлений
KA11N2-3 1993 517,0 6910 52,1 60 345,0 172,0 3xGTllN2 Котел-утилизатор двух давлений
w
Фирма-изго- товитель (страна), модель ПГУ Год начала выпус- ка Параметры при работе в базовом режиме (> 6000 ч в год)
Эффективна! мощность, МВт Удельный расход теплоты, кДж/(кВтч'
“Дженерал электрик пау- эр системе” (США) и др.: S406B 1979 243,1 7275
S209E 1979 383,7 6840
S209FA 1994 757,5 6350
S109H 1997 480,0 6000
S206FA 1991 217,0 6705
S207FA 1994 521,6 6375
S107H 1997 400,0 6000
Продолжение табл. 3.5
Эффек- тивный КПД ПГУ, % Частота электри- ческого тока, Гц Эффективная суммарная мощность, МВт Число и модель ГТУ Примечание
ГТУ паровой турбины
49,5 50 153,2 93,9 4xMS6001B Без промподогрева
52,7 50 243,2 146,1 2xMS9001EA То же
56,7 50 484,8 283,2 2xMS9001FA Промподогрев; одновальная установка; котел-утилизатор трех давлений
60,0 50 - — 1XMS9001H То же
53,7 60 137,8 83,7 2xMS6001FA Промподогрев
56,5 60 336,0 192,9 2xMS7001FA То же
60,0 60 — — 1XMS7001H Промподогрев; котел-утилизатор трех давлений
оо
Фирма-изго- товитель (страна), модель ПГУ Год начала выпус- ка Параметры при работе в базовом режиме (> 6000 ч в год)
Эффективная мощность, МВт Удельный расход теплоты, кДж/(кВтч^
“Альстом”
(Франция):
VEGA109E 1982 190,0 6910
VEGA209E 1982 382,3 6870
VEGA109FA 1995 392,4 6283
VEGA209FA 1995 788,2 6261
“Хитачи”
(Япония):
106FA 1993 104,0 7200
307ЕА 1989 371,98 7400
107FA 1995 253,5 6550
207FA 1995 508,8 6520
307FA 1995 766,0 6500
Продолжение табл. 3.5
Эффек- тивный КПД ПГУ, % Частота электри- ческого тока, Гц Эффективная суммарная мощность, МВт Число и модель ГТУ Примечание
ГТУ паровой турбины
52,1 50 122,6 69,9 1XMS9001E Котел-утилизатор двух давлений
52,4 50 245,2 142,1 2xMS9001E То же
57,3 50 246,1 145,8 1XMS9001FA Котел-утилизатор
трех давлений
57,5 50 492,2 294,5 2xMS9001FA То же
50,0 50/60 68,0 36,0 1XMS6001FA
48,6 60 243,96 128,02 3xMS7001E -
55,0 60 164,0 89,5 lxMS7001FA -
55,2 60 328,0 180,8 2xMS7001FA -
55,4 60 492,0 274,0 3xMS7001FA -
Продолжение табл. 3.5
Фирма-изго- товитель (страна), модель ПГУ Год начала выпус- ка Параметры при работе в базовом режиме (> 6000 ч в год) Эффек- тивный КПД ПГУ, % Частота электри- ческого тока, Гц Эффективная суммарная мощность, МВт Число и модель ГТУ Примечание
Эффективная мощность, МВт У дельный расход теплоты, кДж/(кВтч} ГТУ паровой турбины
“Мицубиси хэ-
ви индастриз”:
(Япония):
МРСРЗ(701) 1981 587,7 7078 50,8 50 386,1 201,6 3xMW701 -
МРСР4(701) 1981 783,8 7076 50,8 50 514,8 269,0 4xMW701 -
MPCP1(7O1F) 1992 395,7 6362 56,0 50 266,4 133,0 lx701F -
MPCP2(701F) 1992 797,3 6306 56,2 50 532,8 172,6 2x701F -
MPCP1(7O1G) 1997 454,0 6208 58,0 50 304,9 149,1 1X701G1 -
MPCP2(701G) “Сименс КВУ” (ФРГ) 1997 911,1 6187 58,2 50 609,8 301,3 2x701Gl
GUD1.94.2 1981 238,0 6910 52,1 50 154,0 88,0 lxV94.2 Котел-утилизатор двух давлений
GUD2.94.2 1981 478,0 6883 52,3 50 308,0 177,0 2xV94.2 To же
GUD2.94.2A 1997 558,0 6606 54,4 50 364,0 205,0 2xV94.2A и
W
СЛ
О
Фирма-изго- товитель (страна), модель ПГУ Год начала выпус- ка Параметры при работе в базовом режиме (> 6000 ч в год)
Эффективная мощность, МВт У дельный расход теплоты, кДж/(кВт-ч}
GUD1S.94.2A 1997 285,0 6429
GUD1S.94.3A 1995 380,0 6207
GUD2.94.3A 1995 760,0 6207
“Вестингауз
электрик”
(США)
1x1 701F 1992 374,56 6400
2x1 701F 1992 749,6 6395
1x1 501G 1994 345,34 6209
2x1 501G 1994 693,45 6182
Окончание табл. 3.5
Эффек- тивный КПД ПГУ, % Частота электри- ческого тока, Гц Эффективная суммарная мощность, МВт Число и модель ГТУ Примечание
ГТУ паровой турбины
56,0 50 - - 1XV94.2A Котел-утилизатор трех давлений
58,0 50 - - 1XV94.3A То же
58,0 50 510,0 260,0 2xV94.3A II
56,3 50 244,74 131,7 1X701F Промподогрев; котел-утилизатор трех давлений
56,3 50 489,48 263,89 2x701F То же
58,0 60 229,65 117,42 lx501G и
58,2 60 459,3 237,63 2x501G и
ГТУ большой мощности могут успешно применяться в схемах с
аккумулированием энергии на газотурбинных воздухоаккумулирую-
щих электростанциях (ВАГТЭС). Такие ГТУ (ВАГТУ) в последнее
время благодаря относительной простоте и эффективности привле-
кают все большее внимание.
Возможно использование ГТУ открытого цикла в энергетике в
сочетании с МГД-генератором. Для утилизации теплоты высокотем-
пературных газов, выходящих из канала МГД-генератора, обычно
используются ПТУ.
Вместо них можно применять многоагрегатные ГТУ с повышен-
ным конечным давлением воздуха, экономичность которых будет вы-
сока при температурах газа, выходящего из канала МГД-генератора.
ЗГТУ, ПЗГТУ и комбинированные установки
на органическом топливе
Первая опытная ЗГТУ мощностью 2 МВт изготовлена фирмой
“Эшер Висс” в 1939 г. и испытана в 1944 г.; при испытаниях был
получен КПД, равный 32 %. Установка успешно проработала на
жидком топливе более 6000 ч. Этой же фирмой была выполнена бо-
лее сложная ЗГТУ мощностью 12,5 МВт. Во многих отношениях
она была прообразом установок, выпущенных фирмой “Эшер Висс”
и другими фирмами по ее лицензиям (табл. 3.6). Установка мощно-
стью 30 МВт работает с 1971 г. Кроме электроэнергии она выдает
потребителям теплоту в количестве до 2-108 кДж/ч. Максимальный
электрический КПД установки 31 %, топливо жидкое или газообраз-
ное.
Тенденции, складывающиеся на мировом рынке, и достоинства
самих ГТУ такого типа (и ПГУ с такими ГТУ) вызывают интерес
к их применению.
Основные причины интереса к ЗГТУ и к ПГУ с включением
таких ГТУ следующие:
1) появившиеся в результате исследований и разработок возмож-
ности создания ЗГТУ с высоким КПД, достигаемым благодаря по-
вышению начальной температуры рабочего тела перед газовой тур-
биной до 1120 К;
2) ужесточающиеся требования к очистке отработавших в энер-
гоустановках газов от вредных компонентов (прежде всего оксидов
серы и азота), которым более полно удовлетворяет камера сгорания
с кипящим слоем, чем обычные системы сжигания твердого топлива;
3) достигнутый прогресс в проектировании турбомашин ЗГТУ;
351
Таблица 3.6. Основные характеристики ЗГТУ на органическом топливе некоторых
зарубежных фирм
Показатели “Эшер Висс” (Швейцария) “Фудзи Денки” (Япония) “Эшер Висс” (Швейцария) Германия “Фудзи Денки” (Япония) Германия Германия Г ермания “Эшер Висс”, “Биско” (Швейцария)
Топливо Уголь Природный газ Уголь Доменный газ Уголь Рудничный газ и уголь Доменный газ и жидкое топливо Жидкое топливо или газ
Мощность, кВт Температура при входе в компрес- 2300 2000 6600 12000 14300 6370 17250 30000/22000
сор, К Давление при входе 293 293 293 298 303 293 293 293/333
в компрессор, МПа Температура при 0,735 0,735 0,745 0,683 0,816 0,948 1,04 -
входе в турбину, К Давление при входе 933 933 953 953 983 953 984 993
в турбину, МПа КПД на клеммах 2,76 2,76 2,80 2,96 3,26 , 3,16 3,93 4,49
генератора, % 25 26 28 29 29,5 29,5 30 30/24
Окончание табл. 3.6
Показатели “Эшер Висс” (Швейцария) “Фудзи Денки” (Япония) “Эшер Висс” (Швейцария) Г ермания “Фудзи Денки” (Япония) Германия Германия Г ермания “Эшер Висс”, “Биско” (Швейцария)
Частота вращения вала компрессора и турбины, мин-1 12750 13000 8220 6600 6600 8220 6640 6500
Частота вращения ротора генератора, мин-1 3000 3000 3000 3000 3000 1500 3000 3000
Тип компрессора Количество теплоты на теплофикацию Q- 10-6, кДж/ч Центр 9-12 обежный Осевой и центробежный 30-60 70-100 Осевой 30 70 100/200
Год выпуска 1956 1957 1961 1961 1960 1963 1967 1972
Система преовразо-
вания с ГТУ замк-
Вариант способа и
устройства для
отвода теплоты
Вариант источника,
теплоты
Рис. 3.2. Приспособленность ЗГТУ к различным источникам те-
плоты и возможности использования теплоты, отводимой от них:
1 - теплообменник-нагреватель; Z - газовая турбина; 3 - электрогенератор;
4 - компрессор; 5 - регенератор (рекуператор); 6 - замкнутый контур;
7- теплообменник отвода теплоты
4) ожидаемый постоянный рост цен на высококачественное топ-
ливо (природный газ, жидкое топливо, уголь для ПТУ) и возмож-
ность использования в ЗГТУ низкосортных топлив: низкокалорий-
ного угля, торфа, доменного газа и т.п., а также отводимой теплоты
высокого потенциала (рис. 3.2).
Одним из путей повышения предельной мощности ГТУ является
использование ПЗГТУ. Впервые опытная ПЗГТУ была создана в
1947 г. швейцарской фирмой “Зульцер”. Другой тип ПЗГТУ был
разработан фирмой “Вестингауз”. Установки этих фирм не имели
достаточной надежности.
Расчеты показывают, что ПЗГТУ кроме увеличения предель-
ной мощности позволяет существенно уменьшить удельные массу
354
и объем установки, уменьшить стоимость, удешевить и упростить
эксплуатацию.
ПЗГТУ, как и ЗГТУ, могут работать на трудносжигаемом
твердом горючем, например торфе, древесных отходах, опилках,
бытовом мусоре, высокозольных углях, углесодержащих отходах
(угле с зольностью до 95%), золе уноса (уловленных из дымовых
газов пылевых частицах, содержащих до 30 % несгоревшего углеро-
да), нефтяных отходах (шламе, осадках нефтехранилищ) и т.п. На
рис. 1.47, в показана схема, термодинамический цикл и некоторые
параметры такой ПЗГТУ с атмосферным воздухом в качестве ра-
бочего тела, работающей на твердом горючем. Подобные ПЗГТУ
могут выполняться не только стационарными, но и передвижными
в зависимости от наличия и объемов указанных видов топлива.
Установки на ядерном топливе
Тщательные анализы возможностей развития энергетики в на-
шей стране, проведенные учеными и специалистами, рассмотрение
ресурсов различных видов показывают, что равноценной альтерна-
тивы ядерной энергии в настоящее время нет. Без АЭС невозможно
представить энергетику не только в России, но и в мире. Только она
может удовлетворить все возрастающие потребности человечества в
области энергоснабжения промышленности, сельского хозяйства, на-
учных исследований, снизить выбросы в окружающую среду. Стои-
мость 1 кВт-ч энергии на АЭС оказывается ниже, чем на угольных
ТЭС. Об этом свидетельствует, например, опыт ФРГ, где при бо-
лее чем 5000 ч работы в году стоимость 1 кВт-ч энергии на АЭС на
15 - 35 % ниже, чем на угольных ТЭС.
Безусловно, ядерная энергетика должна развиваться в услови-
ях, обеспечивающих безопасность людей и окружающей среды. При
разработках проектов, строительстве и эксплуатации АЭС требу-
ются тщательные и ответственные подходы. Уже имеющийся опыт
ряда стран показывает возможность обеспечить безопасность и на-
дежность работы АЭС. Так, при эксплуатации АЭС во Франции и
Бельгии не возникали сколько-нибудь серьезные неполадки, грозя-
щие здоровью населения, хотя во Франции ядерная энергетика дает
около 75 % всей энергии, вырабатываемой в стране, а в Бельгии -
около 65 % (в бывшем СССР - всего 12 %).
Экологический вред от электростанций на органическом топли-
ве и от огромного числа котельных значительно превышает вред
12*
355
от АЭС при их нормальной работе. Ядерная энергия при правиль-
ной эксплуатации установок является наиболее чистым поставщи-
ком энергии.
Проблема создания турбоустановок с ядерными источниками те-
плоты делится на две проблемы, связанные с созданием самого те-
плового источника - ядерного реактора - и системы преобразования
теплоты в механическую (кинетическую) энергию потока рабочего
тела в турбине. С газотурбинным (и комбинированным) преобра-
зователем энергии хорошо сочетаются высокотемпературные газо-
охлаждаемые реакторы (ВТГР).
Малые размеры топливных частиц и применение химически
инертного газа - гелия как теплоносителя позволили уже в первых
конструкциях такого реактора повысить температуру газа до 1050 -
1100 К. Перспективы повышения температуры газа в установках
замкнутого цикла с ВТГР в сравнении с ГТУ открытого цикла по-
казаны на рис. 3.3. Опытно-конструкторские разработки, проведен-
ные в США и в Германии, доказали возможность получения тем-
пературы теплоносителя 1300 - 1500 К, что делает возможным пе-
реход к одноконтурным ядерным (атомным) ГТУ замкнутого цикла
(АЗГТУ).
Высокие температуры газа перед турбиной ЗГТУ могут быть
получены также при применении реакторов на быстрых нейтронах
с гелиевым охлаждением.
Как более далекую перспективу следует рассматривать комби-
нацию ЗГТУ с термоядерным реактором.
Кроме машинных преобразователей, включающих в себя элек-
трогенераторы машинного типа с механическим приводом от тур-
бины, возможно и перспективно применение безмашинного способа
преобразования ядерной энергии с использованием МГД-генератора.
АЗГТУ объединяют ВТГР с системой преобразования энергии,
представляющей собой ГТУ замкнутого цикла, как правило, с гелием
в качестве рабочего тела, который одновременно является охладите-
лем реактора.
При разработках АЗГТУ был использован опыт создания
ЗГТУ на органическом топливе. Известно несколько принципиально
важных разработок установок такого типа.
В Германии были не только разработаны узлы для работы на
гелии, но и создана установка “Оберхаузен-2” электрической мощ-
ностью 50 МВт, использующая гелий как рабочее тело, однако ра-
ботавшая не на ядерном, а на органическом топливе. На основе ее
356
Рис. 3.3. Тенденции повышения начальной температуры газа в
ЗГТУ и промышленных ГТУ открытого цикла:
1 - первая ЗГТУ фирмы “Эшер Висс” электрической мощностью 2 МВт;
2 - экспериментальные американские ЗГТУ для космических энергоуста-
новок; 3 - экспериментальная ЗГТУ электрической мощностью 32 кВт на
аргоне; 4 ~ высокотемпературное стендовое оборудование (ФРГ) с темпе-
ратурой газа до 1273 К (без внешнего подвода тепла); 5 - промышлен-
ные ГТУ открытого цикла; 6 - перспективные ГТУ открытого цикла с
водяным охлаждением рабочих лопаток и керамическими сопловыми ап-
паратами; 7- перспективные ЗГТУ с керамическими теплообменниками-
нагревателями; 8- уровень температуры газа в проектируемых АЗГТУ;
9 - ориентировочный верхний предел температуры для металлических
теплообменников-нагревателей; 10- ЗГТУ “La Fleur”; 11 - проект пере-
движных АЗГТУ малой мощности (типа ML-1) для армии США. Светлые
точки - существующие промышленные ЗГТУ на органическом топливе;
темные точки - действующие европейские ЗГТУ
эксплуатации был получен опыт, полезный для проектирования, кон-
струирования и работы турбоустановок мощностью 300 МВт на ге-
лии с ядерным реактором.
Важный опыт был накоплен в результате испытаний турбин-
ного оборудования в высокотемпературных условиях на установке в
г. Юлихе (Германия).
357
Ряд испытаний проводился при температуре гелия 1123 К, ко-
торая соответствует уровню, признанному как наиболее реальный
при разработке АЗГТУ в настоящее время.
Имеется много детальных проектных проработок АЗГТУ
(табл. 3.7). Некоторые результаты расчетов, выполненных в рам-
ках этих проектов, подтвердили возможность получения весьма вы-
соких показателей АЗГТУ. Расчеты показывают, что можно созда-
вать энергетические АЗГТУ и комбинированные установки с МГД-
генератором с КПД 50 - 60 %.
9.2. Технико-экономические показатели
энергетических установок, требования к ним
При составлении технического задания на проектирование, а
также при выполнении готового проекта проводят технико-экономи-
ческое обоснование для проектирования и применения установок, а
также технико-экономическую оценку спроектированных установок.
Выбор и оценку проводят на основании ряда требований (или
показателей) к проектируемой (или спроектированной) установке.
Ориентируясь на эти показатели, можно выбрать рациональные тер-
модинамические и режимные параметры проектируемой установки,
конструкцию ее узлов и т.д.
Основными требованиями, предъявляемыми к стационарным
энергетическим установкам, являются высокая их экономическая эф-
фективность, длительный срок службы, высокая надежность, боль-
шая единичная мощность, высокая степень автоматизации и мане-
вренность.
Экономическая эффективность. Оценить экономическую эф-
фективность установки можно по эффективности капиталовложений
в ее создание. Эффективность капиталовложений определяют путем
сопоставления приведенных затрат и полученного эффекта по соот-
ношению
3 = S+ ЕЯК « ceNcpTЦТ + 0,25К, (3.1)
где S - ежегодные издержки производства; Ец = 0,15 - нормативный
коэффициент эффективности капиталовложений - величина, обрат-
ная сроку окупаемости Тн; К - стоимость электростанции (капита-
ловложения); се - средний удельный расход топлива (обычно услов-
ного), г/(кВт-ч); Ncp - средняя нагрузка, кВт; т - годовая продол-
жительность работы, ч; Цт - цена условного топлива, р/т; 0,25 -
коэффициент, учитывающий кроме ЕИ пропорциональную К часть
издержек производства. Приведенная формула удобна для расчетов
358
Таблица 3.7. Основные характеристики ЗГТУ на органическом
топливе некоторых зарубежных фирм
(проектные данные)
Показатели “Эшер Висс" (Швейцария) GHH (Герма- ния) ВВК (Швей- цария) KFA (Герма- ния) “Роллс-Ройс" (Велико- британия) Реактор “Драгой" (Велико- британия)
Схема установки Одновальные с двумя Двухваль- Двухвальные
промежуточными ная с двумя с промежуточным
Единичная мощ- ность установки, МВт охлаж 600 дениями 1000 600 промежу- точными охлажде- ниями 1200 охлажде 250 нием 250
Температура гелия, К при входе в турбину 1023 1073 1123 1223 1200 1230
при входе в компрессор 288 288 293 300 317 317
Давление при вы- ходе из компрес- сора высокого давления, МПа 7,38 6,25 6,45 9,37 5,55 6,25
Степень пониже- ния давления в турбине 2,6 2,7 3,1 3,0 2,4 3,3
Степень регенерации 0,94 0,94 — 0,9 0,85 0.79
Частота враще- ния ротора, мин-1 3000 3000 3000 3000* 3000’ 3000*
Расход гелия, кг/с 790 1120 600 — — -
КПД установки, % 42 49,1 - 48 42 42,5
* Частота вращения вала силовой турбины.
359
при проектировании установки, когда все составляющие издержек
производства оценить трудно (в издержки производства кроме за-
трат на топливо, включенных в формулу, входят затраты на сма-
зочные материалы, амортизационные отчисления на полное восста-
новление и капитальные ремонты установки, затраты на текущее
техническое обслуживание установки, заработная плата обслужива-
ющего персонала и отчисления на социальное страхование, обще-
станционные расходы).
При расчете на 1 кВт установленной мощности Np удельные
расчетные затраты определяются так:
5уд = сс(^Р/^р)тДт • Ю-6 + 0,2$K/NP. (3.2)
Чем ниже расчетные затраты, тем экономически эффективнее
оборудование. Из формул (3.1) и (3.2) видно, что переменная со-
ставляющая расчетных затрат зависит от удельного расхода топ-
лива (от КПД установки), его стоимости, продолжительности ра-
боты (т, ч/год) и режима использования установленной мощности
(M:p/JVp). Из формулы (3.2) следует, что при непродолжитель-
ном времени эксплуатации установки (т.е. при малом т) удельные
расчетные затраты зависят в основном от удельной стоимости, а
при длительной работе - в основном от удельного расхода и цены
топлива. Возникающие вследствие этого соотношения показаны на
рис. 3.4, где графики удельных расчетных затрат (в условных еди-
ницах) построены в зависимости от годовой продолжительности ра-
боты электростанции. Точки, отмеченные на оси ординат, харак-
теризуют стоимость установленного 1 кВт мощности (при т = О
3 = 0,25Куд).
Рис. 3.4. Расчетные затраты на элек-
тростанциях с различным оборудова-
нием, работающих на дешевом (7) и
дорогом топливе (II):
1 - ГТУ; 2 - ТЭЦ с ГТУ; 3 - ПГУ; 4 -
газомазутный паросиловой блок; 5 - пыле-
угольный паросиловой блок; 6 - АЭС
360
При использовании дешевого (условно примем его стоимость в
20 р/т) топлива (сплошные линии) ГТУ простого цикла со срав-
нительно низким КПД, соответствующим се = 410 г/(кВт-ч) (ли-
ния 1), выгоднее значительно более экономичных ГТУ с использо-
ванием теплоты отработавших газов для теплофикации (линия 2,
се — 250г/(кВт-ч) или ПГУ (линия 3, се = 270г/(кВт-ч) при про-
должительности использования Т2 = 1200 и тз = 3400ч/год (см.
точки а и б" на рис. 3.4).
Из-за существенно более низких капитальных затрат простая
ГТУ оказывается даже при использовании в три раза более дорогого
топлива экономичнее паросиловой ТЭС, работающей на угле, при
тз < 1400 ч/год (точка в на рис. 3.4) и АЭС при Тб < 2200 ч/год
(точка г на рис. 3.4).
Из сказанного следует, что высокая экономичность базовых
установок - важный фактор для повышения экономической эффек-
тивности энергооборудования, особенно при большой стоимости по-
требляемого топлива.
Топливная экономичность имеет большое значение и для АЭС.
С увеличением единичной мощности реакторов растет топливная со-
ставляющая стоимости электроэнергии. Так, если при мощности
АЭС 50 МВт топливная составляющая стоимости энергии равна
25 %, то при мощности 1000 МВт - 38,5 % (по зарубежным дан-
ным). Вместе с ростом топливной составляющей при увеличении
единичной мощности реактора уменьшаются его удельные масса и
стоимость.
Экономичность и соответственно себестоимость выработанного
установкой 1 кВт-ч для пиковой нагрузки не являются основной со-
ставляющей в общем балансе расчетных затрат, как экономичность
базовых ГТУ; некоторое снижение тепловой экономичности таких
установок иногда оправдайо ввиду меньшего времени их использо-
вания.
При проектировании новых установок необходимо сопоставлять
их экономическую эффективность с эффективностью ранее разрабо-
танных установок. В качестве исходных данных для сравнения мож-
но, в частности, пользоваться сведениями о КПД установок, приве-
денными в табл. 3.2-3.5.
Надежность работы и срок службы. Под надежностью в широ-
ком смысле понимают способность технических объектов выполнять
свои функции при эксплуатации. Основной из них для энергетиче-
ского оборудования является устойчивая, без перерывов и неполадок
(отказов) работа в течение установленного межремонтного периода
361
на требуемых режимах и нагрузках. Отказы могут вызвать недоот-
пуск электрической энергии и теплоты. Нарушение диспетчерского
графика приводит к . особенно тяжким последствиям в периоды пи-
ков потребления, когда все оборудование работает с максимальны-
ми нагрузками, а резервы мощности минимальны. Недостаточно
надежное энергетическое оборудование необходимо резервировать.
Требуемая мощность резерва и затраты на его сооружение будут
тем больше, чем ниже надежность основного оборудования. Устра-
нение причин отказов или неблагоприятного изменения характери-
стик требует также затрат рабочей силы, запасных частей и т.д.
Таким образом, надежность во многом определяет экономическую
эффективность энергетического оборудования.
В зависимости от состояния и диспетчерского графика энерге-
тическое оборудование в течение принятого календарного отчетного
периода тк (обычно календарный год или несколько лет, составля-
ющих цикл между капитальными ремонтами) может находиться в
работе (тр), резерве (грез), на плановом обслуживании, среднем или
капитальном ремонте (тп.п.р) и, наконец, в вынужденном (аварий-
ном) простое (тв.п). Кроме указанных периодов времени при оцен-
ке надежности энергооборудования принято пользоваться понятием
“наработка на отказ” (то), под которой понимают среднюю продол-
жительность безотказной работы агрегата, определенную как отно-
шение общего времени его работы тр к суммарному числу отказов
z за это время: то = т-р/г. Согласно ГОСТ 21199-82*, наработка
на отказ в базовом использовании ГТУ любого типа должна быть не
менее 3000 ч.
Основные комплексные показатели надежности:
коэффициент готовности
кт = тр/(тр + т-в.п) = (тР/г)/[(тр/г) + (rB.n/z)],
где Ть.п/z - среднее время восстановления,
коэффициент технического использования
кт — Тр/(тр + тв.п + тп.п.р),
который представляет собой вероятность работоспособного состоя-
ния агрегата в любой момент времени.
Определенные на большом количестве однотипного оборудова-
ния, эти коэффициенты приобретают статистический смысл и ха-
рактеризуют вероятность того, что установка окажется работоспо-
собной в любой момент времени в период между плановыми ремон-
тами или обслуживанием (Лг), в течение заданного календарного
362
(тк = тр + Грез + тв.п + Тп.п.р) времени (кт) или будет включена в сеть
по требованию диспетчера.
Опыт эксплуатации стационарных установок показывает, что
уровень надежности их достаточно высок. Технические требования,
устанавливаемые стандартом, определяют требуемое значение ко-
эффициента готовности кт > 0,98 и коэффициента технического ис-
пользования кт > 0,92 (для ГТУ на базе авиационных и судовых
двигателей - не менее 0,95).
Кроме указанных для оценки эксплуатационных качеств ГТУ
используются следующие показатели:
коэффициент вынужденных простоев
&В.П = Тв.п/Тр = (1 &г)/&Г)
коэффициент безотказности пусков
fcn = n/(n + п),
где п - число успешных пусков; п' - число неудавшихся (закон-
чившихся отказом) пусков. По ГОСТ для энергетических ГТУ
кп > 0,95.
Для характеристики условий эксплуатации ГТУ используют ко-
эффициент рабочего времени кр = тр/тк и коэффициент использова-
ния установленной мощности к^ = Э/(УНомГк), где Э - вырабо-
танная электроэнергия; NHOM - номинальная мощность установки, а
также наработка на запуск тн = тр/п.
В литературе * иногда коэффициенты кт и кт называют ина-
че: кт, учитывающий аварийные (вынужденные) простои, - коэффи-
циентом надежности, а кт - коэффициентом готовности. Часто их
определяют не по наработке, а по календарному времени, например:
кт = (тк Тв.п)/тк; кт = (тк Тв.п ~~ Тп.п.р)/Тк.
Для непрерывно работающих базовых ГТУ получаемые из этих
выражений численные значения мало отличаются от значений, рас-
считанных по ГОСТ 21199 - 82*; для пиковых ГТУ, длительное вре-
мя находящихся в резерве, они могут отличаться в 1,5-2 раза.
* См., например: Ольховский Г.Г. Энергетические газотурбинные установ-
ки. М.: Энергоатомиздат, 1985.
363
Для периодически работающих ГТУ время вынужденного про-
стоя во многих случаях полностью или частично совпадает со вре-
менем простоя в резерве и не характеризует их неготовность к по-
крытию графика нагрузки. Чтобы учесть это, в ГОСТ 22700-77 для
оценки работы пиковых ГТУ используется условный коэффициент
готовности
jJ' _ _______Т?________?
Тр + 7в.п(7р + Т-В.п)/ТИ
представляющий собой отношение времени работы к сумме времени
работы и вынужденных простоев для ликвидаций последствий от-
казов, помноженной на отношение времени, когда работа ГТУ тре-
бовалась по условиям энергосистемы (т « тр + тв.п), к календарному
времени отчетного периода. При тв.п «С тр имеем к" ~ к?. По ГОСТ
21199-82* fc" > 0,97...0,98.
Надежность закладывают при проектировании установки, обес-
печивают при ее изготовлении и поддерживают в эксплуатации. На-
дежность зависит прежде всего от совершенства конструкции и тех-
нологии изготовления основных элементов, от цикла и схемы и, на-
конец, - от условий эксплуатации.
Энергетические установки - это установки, общий срок службы
которых должен быть весьма продолжительным. Так, срок службы
базовой ГТУ должен составлять не менее 100 тыс. ч, пиковых ГТУ
- не менее 10 - 20 тыс. ч (в некоторых случаях до 50 тыс. ч). Одна-
ко наиболее нагретые и наиболее нагруженные детали установки (в
частности, сопловые и рабочие лопатки, детали жаровых труб камер
сгорания) не могут работать столь продолжительное время, даже
несмотря на специально применяемые конструкционные меры (вы-
бор высокожаропрочных и жаростойких материалов и покрытий для
них, применение интенсивного охлаждения). Поскольку остальные
элементы остаются работоспособными в течение всего срока службы
установки, то проблема обеспечения ее работоспособности решает-
ся путем замены указанных элементов через более короткие проме-
жутки времени (например, через 10 - 20 тыс. ч работы для базовых
установок).
Единичная мощность. С ростом единичных мощностей тепло-
вых энергетических установок уменьшаются удельные металлоем-
кость и стоимость, что можно видеть на рис. 3.5, и, следователь-
но, сокращаются удельные капитальные затраты на строительство
364
50 100 150 200 Л^МВт
Рис. 3.5. Изменение удельных металло-
емкости m и стоимости С ГТУ при уве-
личении мощности
электростанций и общие затраты на производство электроэнергии.
(На рис. 3.5 удельная стоимость указана в условных единицах.)
Мощности энергосистем России и потребности в источниках пи-
ковой энергии настолько велики, что единичные мощности пиковых
агрегатов уже сейчас целесообразно принимать более 100 МВт. Еди-
ничные мощности перспективных пиковых ГТУ, предназначенных
для удовлетворения потребностей, которые будут использоваться че-
рез несколько лет, должны быть 150 - 200 МВт и более.
Мощности агрегатов, предназначенных для работы в диапазо-
не полупиковых нагрузок, должны быть не менее 500 МВт. Такие
большие единичные мощности определяются значительным приро-
стом нагрузок в энергосистемах.
Основные параметры цикла заметно влияют на удельную стои-
мость установки. Так, расчеты, выполненные в НПО ЦКТИ при-
менительно к пиковым ГТУ мощностью 90 - 225 МВт в широких
диапазонах параметров (G = 500 ... 800 кг/с, Тр = 1200 ... 1550 К,
7гк = 9,2... 18,8) и обобщенные с помощью планирования расчетно-
го эксперимента, показали заметное снижение удельной стоимости
установки с ростом Тр (рис. 3.6). (Удельная стоимость указана в
условных единицах.) Интересно отметить, что повышение темпера-
туры газов обеспечивается совершенствованием и усложнением си-
стемы охлаждения турбин, приводящим к некоторому повышению
стоимости единицы массы ГТУ. Вместе с тем, удельная стоимость
365
Рис. 3.6. Влияние параметров на удель-
ные стоимости ГТУ и электростанции
ГТУ существенно снижается до тех пор, пока рост температуры при
принятых методах охлаждения сопровождается повышением удель-
ной мощности ГТУ.
Увеличение расхода воздуха при постоянной частоте вращения
путем повышения расходных скоростей в проточной части без суще-
ственного увеличения габаритных размеров и массы турбомашин со-
провождается заметным снижением удельных металлоемкости и сто-
имости ГТУ. С увеличением тг удельная стоимость ГТУ несколько
возрастает. Удельная стоимость электростанции Куа (правая шкала
на рис. 3.6) зависит от параметров так же, как стоимость ГТУ.
Автоматизация. Энергоустановки не могут эксплуатировать-
ся эффективно без надежной полной автоматизации. В перспективе
должна ставиться задача о работе даже достаточно сложных уста-
новок (типа ГТ-100) без обслуживающего персонала.
Для полной автоматизации необходимо создавать эффективные
комплексные системы и аппаратуру автоматизации газотурбинных
электростанций.
Маневренность. Под маневренностью ГТУ понимается техни-
ческая возможность пуска и приема нагрузки установкой, а также
возможность сброса нагрузки и остановки в течение определенного
времени.
Как показывает опыт применения ГТУ, пиковые установки
должны иметь возможность пуска и нагружения за 10-15 мин, а
некоторые из них, в случае необходимости, за 2 - 3 мин и работать
366
в течение 3 - 4 ч в сутки при двух пусках. Полупиковые агрегаты,
предназначенные для работы в течение 10 -18 ч в сутки, должны
обладать возможностью ежесуточной остановки, а также быстрого
сброса и особенно набора нагрузки. Отметим, что маневренность
паротурбинных блоков большой мощности низка: их пуск из холод-
ного состояния осуществляется в течение 1 - 2 ч и более.
Высокая маневренность ГТУ достигается при соответствующем
проектировании ГТУ и ее узлов. Лучшую маневренность имеют пи-
ковые ГТУ, созданные на базе авиационных двигателей: установки
этого типа мощностью 20-160 МВт пускаются и нагружаются до
полной нагрузки за 1,5-4 мин.
Стационарные энергетические ГТУ работают на генератор. Для
нашей страны при стандартной частоте электрического тока f =
= 50 Гц частота вращения вала генератора, соединенного с ГТУ,
составляет 3000 мин-1 при двухполюсном и 1500 мин-1 при четы-
рехполюсном генераторах.
Особенностью энергетических ГТУ является необходимость эф-
фективного шумоглушения, так как часто электростанции распола-
гаются в непосредственной близости от жилых районов.
При внедрении ГТУ в энергетику приходится сталкиваться с
некоторыми трудностями, вызываемыми токсичными составляющи-
ми (оксидами азота, углерода, несгоревшими углеводородами) в вы-
пускных газах, несмотря на невысокий в принципе уровень их ток-
сичности.
9.3. Выбор схемы и параметров энергетических установок
на органическом топливе
Из предыдущего следует, что наиболее важный показатель, ко-
торый надо обеспечить при проектировании установок данного ти-
па, - это высокая тепловая эффективность при большой единичной
мощности.
Основными типами энергетических установок открытого цикла
могут быть ГТУ, комбинированные установки с паровыми и газовы-
ми турбинами, комбинированные установки с паровыми, газовыми
турбинами и МГД-генератором.
ГТУ открытого цикла
При проектировании ГТУ всех типов выбирают схему и выпол-
няют приближенный расчет такой ГТУ.
367
При проектировании конкретной ГТУ рассмотренный в первом
разделе общий термодинамический расчет ее параметров должен
быть дополнен определением параметров и расходов рабочего тела
в основных сечениях газовоздушного тракта ГТУ. Такую работу
необходимо выполнять потому, что одного термодинамического рас-
чета параметров оказывается недостаточно. Дело в том, что в реаль-
ных установках процесс сжатия может осуществляться в нескольких
компрессорах, даже если отсутствует промежуточное охлаждение
между компрессорами; процесс расширения возможен в нескольких
турбинах, даже если отсутствует промежуточный подогрев между
ними. При этом должны обеспечиваться балансы мощностей ком-
прессоров, турбин и нагрузок. Кроме того, при предварительном
термодинамическом расчете параметров, рассмотренном выше, не
делалось разницы между ГТУ различных типов, в то время как тип
ГТУ влияет на выбор исходных (задаваемых при расчете) и получа-
емых в результате расчета параметров. Пока не ставилась задача
определения действительной степени повышения давления в цикле,
хотя она может существенно отличаться от оптимального значения.
Будем пока считать выбранной схему установки (обоснование
выбора будет приведено ниже). По заданному типу, схеме установки,
эффективной мощности установки Ne, температуре газа перед тур-
бинами Тг приближенно определяем расход G рабочего тела (или по
заданному значению G находим Ne), частоту вращения валов (одна-
ко частота вращения вала, к которому подсоединена нагрузка, мо-
жет быть задана, поскольку она определяется частотой вращения
вала агрегата, нагружающего ГТУ), основные размеры узлов, эко-
номичность установки и выбираем степень повышения давления тг.
Основным потребителем мощности стационарных энергетиче-
ских установок является электрогенератор. Полезная мощность, ис-
пользуемая для привода электрогенератора, может быть получена
разными способами.
Например, можно использовать для привода электрогенерато-
ра ту же турбину, которая приводит компрессор. Соответствую-
щая этому способу принципиальная схема установки показана на
рис. 3.7, а. Газотурбинный агрегат, в котором компрессор, турбина и
потребитель жестко связаны одним валом, принято называть блоки-
рованным агрегатом. Такая схема имеет определенные недостатки
из-за жесткой связи между тремя различными элементами установ-
ки, характеристики которых существенно различаются. Поэтому в
ряде случаев в составе установки выделяют газогенераторную часть
368
Рис. 3.7. Некоторые схемы энергетических ГТУ
в независимый турбокомпрессорный блок, состоящий из компрессо-
ра, приводящей его турбины и камеры сгорания (рис. 3.7, б). Такой
агрегат часто называют ГТУ с разделенным теплоперепадом; в нем
турбина высокого давления Т1 приводит компрессор К, а турбина
низкого давления Т2 отдает свою мощность нагрузке (электрогене-
ратору). Весь процесс расширения в такой установке происходит в
ТВД и ТНД; из-за такого деления возникают дополнительные (срав-
нительно небольшие) гидравлические потери в проточной части. В
таких установках отсутствует жесткая связь между компрессором
и нагрузкой, что улучшает их эксплуатационные качества (работу
на частичных нагрузках, пуск и т.д.). Компрессор, приводящая его
турбина и камера сгорания, входящие в состав установок с разде-
ленным теплоперепадом и объединенные в независимый турбоком-
прессорный блок, представляют собой турбокомпрессорный генера-
тор газа. Его основное назначение - производство рабочего газа с
такими параметрами и расходом, которые необходимы для получе-
ния мощности, отдаваемой установкой потребителю.
Турбину, отдающую свою мощность потребителю (в рассматри-
ваемом случае - электрогенератору) и не связанную с компрессором,
обычно называют силовой.
Многоагрегатные ГТУ, включающие в себя промежуточное
охлаждение при сжатии и промежуточный подогрев при расшире-
нии (т.е. работающие по циклу Уварова), могут реализовываться
369
при применении различных схем. Одна из подобных типичных схем
показана на рис. 3.7, в и включает в себя два механически не свя-
занных между собой агрегата низкого и высокого давлений. Первый
включает в себя компрессор низкого давления К1, турбину низко-
го давления Т2, камеру сгорания низкого давления КС2 и нагруз-
ку (электрогенератор), второй - компрессор высокого давления К2,
турбину высокого давления Т1 и камеру сгорания высокого давления
КС1. Агрегат низкого давления выполнен блокированным; агрегат
высокого давления представляет собой турбокомпрессорный генера-
тор газа. Между К1 и К2 установлен промежуточный воздухоохла-
дитель ВО.
Для общности рассмотрения возможных схем ГТУ на рис. 3.7, г
приведена схема ГТУ, отличающаяся от предыдущей только вклю-
чением регенератора Р и, таким образом, работающая по циклу Зо-
тикова.
В начале расчетов на основе задания на проект ГТУ определяют
схему установки. Для ^того выбирают число валов, тип компрессора
(осевой, центробежный, осецентробежный), тип турбин (осевые, ра-
диальные), начальную температуру газа перед турбиной (или турби-
нами - в многоагрегатных ГТУ), степень регенерации (при наличии
регенератора), частоту вращения валов (при заданной частоте на-
грузки для валов ГТУ, соединенных с нагрузкой без редуктора или
мультипликатора).
Затем задаются значениями КПД узлов и выбирают коэффици-
енты, характеризующие потери по тракту установки:
1. Коэффициент полного давления при входе <твх = 0,99 ... 0,98
в зависимости от сложности подводящего трубопровода, наличия
фильтров или дополнительных входных потерь в воздухозаборни-
ках.
2. КПД компрессоров по параметрам торможения ту* = 0, 75 ...
0,83 (для центробежного компрессора), ту* = 0,82... 0,90 (для осе-
вого компрессора). При сравнительно небольших мощностях или
высоких значениях тг* значение ту* может быть снижено. Можно
проводить выбор КПД компрессоров по значениям их политропных
КПД, приведенным выше, и по выбранным значениям тгк.
3. Коэффициент полноты горения т;т = 0,97 ... 0,99.
4. Коэффициент полного давления в камере сгорания <тг =
= 0,96...0,97.
5. КПД турбины (по параметрам торможения) ту* = 0,87... 0,93
или лопаточный КПД турбины т}л = 0,88 ... 0,95. При сравнительно
370
небольших мощностях ГТУ, большом значении располагаемого те-
плоперепада и высокой температуре Тр при существенном отклоне-
нии отношения скоростей u/cq в проточной части турбины от опти-
мального отношения (и/со)г] значения т]* и т]л могут быть снижены.
Можно проводить выбор КПД турбин по значениям их политроп-
ных КПД, приведенным выше, и по значениям 7ГТ, определенным из
условий балансов мощностей.
6. Механический КПД т/м, учитывающий затраты мощности
турбины на трение и привод вспомогательных агрегатов ГТУ (на-
сосы, регуляторы), не включенные в КПД компрессоров и турбин.
При отнесении потерь к мощности турбины т/м = 0,99 ... О,995; при
отнесении потерь к полезной мощности ГТУ т/м = 0,98 ... 0,99.
7. КПД редуктора (если он включен в схему) г/ред = 0,98 ... 0,99.
8. Коэффициент давления на выходе сгВЫх — 0,99... 1,0. В за-
висимости от конструкции газоотводящего трубопровода, шумоглу-
шителей, фильтрующих устройств значение сгвых может быть ниже
указанного и требует специального расчета.
9. Коэффициенты, учитывающие гидравлические потери в ре-
генераторе, <7р.к = 0,97... 0,99 (по воздушной стороне); Ор.г =
= 0,95... 0,98 (по газовой стороне).
Кроме того, по справочнику определяют низшую теплотвор-
ность топлива. Например, для природного газа QB = 48600...
41000 кДж/кг, для мазута QB = 41300 ... 40400 кДж/кг, для дизель-
ного топлива <2н = 42300^ • • • 43100 кДж/кг.
Далее выбирают основной внутренний параметр ГТУ - степень
повышения давления в компрессоре тг*. Для многоагрегатной ГТУ
устанавливают общее значение тг*.
Для определения оптимального значения тг* и соответствующего
ему расхода воздуха GB задаются различными значениями тг* и вы-
полняют ряд приближенных вариантных расчетов установки с опре-
делением параметров по тракту ГТУ. При этом значения политроп-
ных КПД компрессоров и турбин можно принимать постоянными, и
по ним и по тг* определять значения КПД ту* и ту*.
После этого определяют параметры рабочего тела по тракту
ГТУ.
В общем виде параметры при входе в компрессор ГТУ предста-
влены на рис. 3.8, где температура Тр — Тд; давление р*р = рдС^х-
Для стационарных ГТУ Тд = ТА, р*А = рА. Параметры окру-
жающей среды обычно принимают по условиям на уровне моря:
ТА = 288 К; рА = 0,1013 МПа.
371
5
Рис. 3.8. Т, з-диаграмма процес-
са расширения при входе в ком-
прессор
Затем задаются несколькими значениями тг*. Для ГТУ простой
схемы в зависимости от отношения температур 19 = Тр/Тд ориен-
тировочно может быть выбран следующий диапазон изменения тг*:
1?................... 3 4 5 6
<.................... 4-10 5-20 7-25 10-40
Для выбранных значений 7Г* находят параметры за компрессо-
ром: давление и температуру
fc-i
ъ=гА 1+-1)/,:
Удельная работа компрессора Тк = ср( — 7^), где ср - средняя
теплоемкость в процессе сжатия; ее значение должно быть согласо-
вано со значением fc, принятым при определении температуры
по уравнению ср = Rk/(k — 1).
Затем определяют параметры турбины. В зависимости от усло-
вий работы турбины в ГТУ, схемы ГТУ и заданных параметров
различают два варианта расчета параметров турбины: по задан-
ным параметрам (давлению и температуре) перед турбиной и сте-
пени понижения давления определяют мощность турбины; по задан-
ным параметрам перед турбиной и мощности турбины определяют
степень понижения давления. По первому варианту рассчитывают
параметры турбины одновальной простейшей ГТУ, силовой турби-
ны в многовальных блокированных ГТУ, по второму - параметры
компрессорных турбин (без нагрузки) многовальной ГТУ.
372
Рис. 3.9. Т, s-диаграмма процессов под-
вода теплоты, расширения и отвода
теплоты в ГТУ
Рассмотрим определение параметров турбины для двух основ-
ных вариантов использования турбин в схемах ГТУ.
При выпуске газа из турбины в регенератор или в атмосферу
параметры турбины (рис. 3.9) определяют следующим образом:
давление воздуха перед регенератором
Рр — P/f^p.K!
давление перед турбиной
РГ = Рраг‘,
давление газа за регенератором
РУ — Ра/°вых>
давление за турбиной
РТ = Ру!°р.т-
Температура за турбиной
Тт = [1 - (1 -
где тгт = р*г!рт', к = Тг, а) - показатель адиабаты в процессе
373
расширения; значение к находят приближенно как истинное значе-
ние теплоемкости для средней температуры процесса расширения.
В качестве первого приближения можно принять среднюю темпера-
туру газа в процессе адиабатного расширения при к = 1,333 :
Тср « О.бТХ1 + 1М*~1)/А:) = 0,5Т£(1 + 7г70’25).
Удельная работа турбины
LT ~ ср(Тр — Ту) — Су/2.
Скорость су на выходе из турбины задают в зависимости от
назначения установки. Для стационарных ТНД обычно су =
= 80 ... 150 м/с (в турбинах энергетических ГТУ большой мощности
с осевым выходным диффузором значение су достигает 300 м/с).
В многоагрегатных ГТУ для ТВД и ТСД значения осевой скоро-
сти су можно выбирать ниже указанных. Можно найти скорость
су, задаваясь параметром скорости Ау или числом Маха Му. То-
гда су = Храр, или су = Муау; в турбинах стационарных ГТУ
Ау = 0,2... 0,35 (Му = 0,18... 0,33).
В многовальных энергетических ГТУ параметры за турбиной,
нагрузкой которой является компрессор, определяют из баланса мощ-
ностей компрессора и турбины: NK = NTr]M или GbLk = GTLTrjM, где
GB - расход воздуха, проходящего через компрессор; GT - расход
газа, проходящего через турбину, GT = GB + Стл — Сут — Gox, или
GT = gr GB; gr ~ относительный расход газа; GTJI - расход топли-
ва; GyT - расход газа на утечки через лабиринтные уплотнения;
Gox - расход воздуха на охлаждение турбины и других горячих
элементов установки. Если в первом приближении принять, что
Стл ~ Gyj; + Сох, тогда GB ~ Gr, или дг ~ 1; LT = ^к/(РгРм),
или LT ~ Lxr]M. Удельная работа турбины
ьт — Ср! р\1 — 7ГТ )т/т,
ИЛИ
Ьг/^гСрВД) = 1 - (Рт/Рг)(‘-1,/‘.
так как 7Г* = Ру/Ру-
Поэтому давление торможения за турбиной
г -iV(fc-i)
Р*Т=Р*Г 1-Ьт/(дтСрТ*Г71*)
374
При выборе КПД т]* следует увязать его значение с ранее принятым
значением т]л по зависимости
=^(Ят/я?) - 4/(2я;),
или
7]Л = ч*(Н*/Нт).
Температура торможения за турбиной Ту = Тр — Тт/ср. Зна-
чения удельной теплоемкости ср и показателя адиабаты, средние
для процесса расширения, согласуются между собой по соотноше-
нию ср = Rk/(к — 1), где R - универсальная газовая постоянная.
Следующим этапом предварительных расчетов является опре-
деление экономичности и удельной мощности ГТУ. Для этого вычи-
сляют относительный расход топлива д'тл = Стл/^в.г (Св.г - расход
воздуха, проходящего через камеру сгорания).
Если в схему ГТУ включен регенератор со степенью регенерации
о-р = (Ту — Т£)/(Ту — Т£), то температура газа за регенератором
Тр = — о-р) + ТуО-р. При отсутствии регенератора (сгр = 0)
температура Тр = Тр.
Удельная мощность ГТУ, выполненной по схеме, приведенной
на рис. 3.7, a, Neyjl = Ne/G3. Поскольку мощность ГТУ
TVe = (LTGrTjM L^G^rfpe^,
то
^еуд
— Т I 1 I СГтл \ т
— Ьт I 1 + вут 9ох 19м -Ьк 7/ред >
\ Сгв / J
где дут и дох - относительные расходы сжатого в компрессоре возду-
ха через лабиринтные уплотнения (за компрессором и перед турби-
ной) и на охлаждение деталей турбины соответственно. Величина
GTn/G3 может быть определена через относительный расход топли-
ва
9тл = G-ГД / б?в.Г = бтл/б?в(1 9ут 9ox)l
отсюда
Gth/Gb — <7тл(1 ~ 9ут ~ 9ох)-
Тогда удельная мощность ГТУ
Уеуд — Тт(1 + <7тл)(1 дут Sox)’Ум Lx Т/ред-
При хороших лабиринтных уплотнениях и небольшом давлении
за компрессором дут « 0,005... 0,01.
375
Расход воздуха на охлаждение зависит от температуры Тр, жа-
ропрочности применяемых в турбине материалов, числа охлаждае-
мых лопаточных рядов, принятой схемы и конструкции охлаждае-
мых деталей (главным образом лопаток). В современных охлаждае-
мых турбинах дох = 0,03 ... 0,07 (в высокотемпературных турбинах
с использованием воздуха в цикле дох < 0,2). При подробном расчете
турбины учитывают изменение расхода газа по ступеням вследствие
подмешивания охлаждающего воздуха по тракту турбины.
В вариантных расчетах при невысокой температуре Тр прибли-
женно можно принимать (1 + <7ТЛ)(1 — <7ут — <7ох) = Г тогда
-^еуд ® (7/т^м 7/к)^ред.
Часовой удельный расход топлива в ГТУ: се = (7ТЛ • 3600/Ne)
где Стл - расход топлива в секунду, или се = GTS • ЗбОО/^еуд^в),
а также се = дтл(1 — <7ут — 5ох) • 3600ДУеуд- Приближенно можно
записать се и дтл • 3600ДУеуд-
Секундный расход воздуха через компрессор ГТУ : GB =
= Ne/Neya. Часовой расход топлива для ГТУ с одной камерой сго-
рания:
GtJI.H — 9тл@в.г ' 3600 = </тл(1 9ут 9ox)GB • 3600.
В результате проведенных расчетов могут быть построены гра-
фики GB — (7в(тгк) и се = се(тгк) (рис. 3.10), которые позволяют вы-
брать так называемый инженерный оптимум значения 7гк.ОПт в за-
висимости от назначения ГТУ при относительно малых значениях
Рис. ЗЛО. Графики для нахождения опти-
мального значения
376
Д(7В и Дсе. Если предполагается, что ГТУ должна длительно ра-
ботать на режимах частичной мощности, то значение тг* на режиме
максимальной мощности можно выбирать больше оптимального по
экономичности, т.е. тг*0ПТ > тг*. В этом случае КПД установки при
максимальной мощности несколько меньше максимально возможно-
го, однако при снижении мощности КПД ГТУ изменяется не так за-
метно, как при тг* опт < ТГц. При этом число ступеней в лопаточных
машинах ГТУ, ее масса и размеры несколько увеличиваются.
Выбор частоты вращения каждого вала ГТУ можно проводить
различными способами, в частности, по площади за турбиной и по
относительной длине лопаток.
Для одновальной ГТУ обычно частоту вращения и диаметр тур-
бин выбирают из расчета на прочность рабочего колеса последней
ступени турбины, проверяя затем запас прочности первой ступени.
При проектировании двухвальной установки необходимо проверять
запас прочности лопаток ТВД (первой ступени) и ТНД (последней и
первой ступеней).
Частоту вращения ротора можно определять, пользуясь при-
ближенной зависимостью напряжения растяжения у корня рабочей
лопатки последней ступени турбины от частоты вращения: ал =
= knU^F?, где кп - коэффициент, зависящий от формы лопатки;
пт - частота вращения ротора турбины, мин-1; FT = (GTvT)/ст,а
- площадь проходного сечения турбины при выходе из рабочего ко-
леса последней ступени, м2; ит = ^RT^Ip'p - удельный объем газа
за турбиной; ст>а - осевая составляющая скорости газа (расходная
скорость) при выходе из ряда рабочих лопаток (cTia « Ст).
Для некоторых конструкций лопаток с плавно изменяющейся
площадью поперечного сечения по длине можно принимать кп ~
~ 6,8 • 10-6. Задаваясь наибольшим допустимым значением напря-
жения растяжения (7раСт = Од, можно найти максимальную частоту
вращения ротора турбины nTmax = y/cn/(knFT). Наибольшая ча-
стота вращения ротора турбины пттах при заданном напряжении
ал может быть получена при изменении площади сечения /л рабо-
чей лопатки по длине таким образом, чтобы напряжение на боль-
шей части длины лопатки (от корня до сечения, отстоящего пример-
но на 10 % от периферийного) оставалось постоянным, а на остав-
шейся части уменьшалось до нуля. Для этого случая коэффициент
кп = 2тгр/[602(1 + In д)], где р - плотность материала рабочих ло-
паток; д = /к.л//л.п - параметр площади лопатки, т.е. отношение
площадей сечений в корне лопатки и на периферии. Допускаемое
377
напряжение растяжения ал в корневом сечении рабочих лопаток за-
висит от температуры газа, способа охлаждения лопаток, применя-
емого материала и заданного ресурса работы.
Для лопаток турбин стационарных энергетических ГТУ мож-
но принимать ал — 120... 200 МПа; для лопаток последних сту-
пеней энергетических ГТУ большой мощности ал > 300 МПа. В
высокотемпературных турбинах и турбинах замкнутых ГТУ ал =
= 20... 100 МПа.
Средний диаметр последнего ряда рабочих лопаток турбины
может быть определен из соотношения FT = ttD^X, откуда DT =
= у/Ет/(тгХ), где А = /Т/Г)Т - относительная длина лопаток послед-
ней ступени турбины. Наименьшее значение среднего диаметра DT
получается при максимально возможном значении А. Это значение
обычно выбирают в пределах 1/4- 1/3.
Окружная скорость на среднем радиусе, м/с: tzTmax = nDT х
xnTmax/60. Для получения максимального КПД турбины ее рас-
полагаемый теплоперепад согласуется с окружной скоростью ит и
числом ступеней. Такое согласование можно выполнить при подроб-
ном расчете турбины. В случае необходимости можно увеличить ит,
увеличивая диаметр DT и уменьшая отношение /т/DT, при этом на-
пряжение ал может оставаться неизменным, а напряжение в диске
возрастать.
При расчете частоты вращения по значению относительной
длины лопаток задаются окружной скоростью ит и значением А.
Напряжение в рабочих лопатках находят из зависимости ал =
= киХи%, в которой коэффициент ки связан с коэффициентом кп со-
отношением ки = &п(602/тг). Для ряда конструкций турбин мож-
но принимать ки ~ 7,8 • 10~3, тогда ал = 78A(tzT/100)2. Для ло-
паток, в которых благодаря указанному выше изменению площа-
ди поперечного сечения по длине обеспечивается наименьшее на-
пряжение, при р = 7800... 8000 кг/м3 и р, = 3,5... 4 коэффици-
ент ки — (6,6 ... 7,6)10~3. Обычно в турбинах стационарных ГТУ
ит — 250 ... 350 м/с. При относительно коротких лопатках допус-
кается tzT = 450... 500 м/с. Средний диаметр турбины при таких
расчетах DT = -\/FT/(7rA) = д/Сит/(тгАста). Частота вращения
Пт max “ бОПт/тг^т-
В стационарных энергетических ГТУ частота вращения вала
нагрузки пн, т.е. вала, соединенного с электрогенератором, обычно
задана. Поэтому принимают пт = пя и проверяют уровень напря-
жений в лопатках турбин.
378
В случае nTmax > п-н частоту вращения вала турбины следует
снизить, приняв пт = пя, при этом число ступеней турбины воз-
растет. Если технические условия допускают увеличение диаметра
турбины, то можно увеличить DT и уменьшить А, сохранив tzTmax.
У двухвальной установки расчетная максимальная частота вра-
щения компрессора получается обычно ниже, чем у турбины, при-
водящей компрессор. В этом случае следует проверить запас проч-
ности в рабочих лопатках турбины первой и последней ступеней. В
высокотемпературных турбинах при выборе частоты вращения ро-
тора турбины необходимо также проверять напряжение в рабочих
лопатках первой ступени.
Увеличение единичной мощности стационарных энергетических
ГТУ, работающих по простому циклу, требует значительного повы-
шения температуры газа перед турбиной при соответствующем ро-
сте степени повышения давления в компрессоре. Повышение мощ-
ности при увеличении расхода воздуха ограничено прочностными
характеристиками турбомашин.
В общем случае увеличение единичной мощности одновальной
ГТУ простого цикла выше 200 МВт практически нецелесообразно,
так как при этом требуются весьма высокие значения Тр и тг, осуще-
ствление которых связано с большими техническими трудностями.
Некоторого увеличения единичной мощности ГТУ можно до-
биться, например, путем применения промежуточного подогрева га-
за в процессе расширения. Примером применения подобного термо-
динамического решения является установка типа GT26 мощностью
240 МВт фирмы АВВ, описание которой приведено в 9.1.
Отмеченные недостатки ГТУ простейшего цикла в значитель-
ной мере можно преодолеть, используя в многоагрегатной схеме ГТУ
промежуточные охлаждение и подогрев газа (ГТУ, работающая по
циклу Уварова), что позволит приблизить цикл ГТУ к циклу Кар-
но. Первой реализацией идеи приближения действительного цикла
ГТУ к циклу Карно явилось создание отечественной установки типа
ГТ-100 на АО ЛМЗ. Выбранные цикл (его параметры см. в та-
бл. 3.1) и схема ГТУ (рис. 3.11) обеспечили:
1) повышение более чем в 1,5 раза мощности и снижение на 15 %
удельного расхода теплоты по сравнению с ГТУ простого цикла при
тех же начальной температуре газа и расходе воздуха;
2) возможность проектирования оптимальных по быстроходно-
сти турбомашин высокого и низкого давлений с высокими значени-
ями их КПД;
379
Рис. 3.11. Принципиальная схема установки ГТ-100:
1 - пусковая паровая турбина; 2 - воздухоохладитель; 3 - анти-
помпажный клапан; 4 ~ КНД; 5 - ТНД; 6 - камера сгорания низ-
кого давления; 7 - ТВД; 8 - камера сгорания высокого давления;
9- КВД
3) простоту пуска, который может быть начат с раскрутки вала
высокого давления.
К современным многоагрегатным энергетическим ГТУ относит-
ся созданная в Японии энергоустановка, схема и параметры которой
приведены на рис. 3.12. Установка выполнена двухвальной, ее схе-
ма и компоновка подобны примененным в ГТ-100. Конструкционно
установка скомпонована из двух блоков. Расход воздуха при входе в
ГТУ <7В = 220 кг/с (в два раза меньше, чем в ГТ-100), расход про-
дуктов сгорания при выходе из ТНД составляет 233 кг/с. Кроме уве-
личения на расход топлива, добавляемого к воздуху в камерах сгора-
ния, расход рабочего тела увеличивается на расход воды в промежу-
точном воздухоохладителе испарительного типа Gw = 10,44 кг/с.
Энергетические установки с паровыми и газовыми турбинами
Комбинированные турбинные установки включают в себя тер-
модинамически объединенные ГТУ и ПТУ различных типов. Уста-
новки, содержащие только газовые турбины и системы выработки
теплоты в виде нагретого сжатого пара и нагретой воды под да-
влением, используемых не в паротурбинном цикле, а в каком-либо
технологическом процессе и (или) для теплофикации, следует рас-
сматривать как ГТУ с использованием теплоты отработавших газов
по аналогии с регенеративными ГТУ.
380
Рис. 3.12. Принципиальная схема (а) и
Т, s-диаграмма (б) ГТУ типа AGTJ-100A
Идея комбинирования ПТУ и ГТУ в одном термодинамическом
цикле возникла несколько десятилетий назад. В частности, в на-
шей стране уже в 1940-х гг. были исследованы и рекомендованы для
практического освоения две схемы установок с раздельными паро-
вым и газовым контурами (схемы Л ПИ и ЦКТИ).
Комбинированные турбинные установки можно классифициро-
вать по количеству используемой теплоты сгорания топлива. Если
основная доля теплоты подводится с топливом в паротурбинную
часть, то такие установки принято называть ПГУ. Если же основ-
ная доля теплоты подводится с топливом в камеру сгорания ГТУ, то
такие установки называют ГПУ.
ПГУ и ГПУ по принципу взаимодействия рабочих тел делятся на
две основные группы: с разделенными контурами, в которых паро-
водяное и газообразное рабочие тела движутся по самостоятельным
трактам (контурам), взаимодействуя лишь посредством теплообме-
на в аппаратах поверхностного типа, и со смешением рабочих тел, в
которых происходит смешение продуктов сгорания топлива с паро-
водяным рабочим телом перед расширением в газопаровой турбине.
381
Рис. 3.13. Принципиальные тепловые схемы ПГУ с ВПГ
(а), с НПГ (б), с подогревом питательной воды и простей-
шей ГТУ (в), с подогревом питательной воды и многоагре-
гатной ГТУ (г):
1 - компрессор; 2 - система топливоподачи; 3 - камера сгорания с
парогенератором; 4 ~ газовая турбина; 5 - паровая турбина; 6 - кон-
денсатор; 7 - насос; 8 - регенеративный подогреватель конденсата
паром; 9 - газоводяной подогреватель (экономайзер); 10 - камера
сгорания; 11 - котел; 12 - система подачи топлива в котел; 13 -
промежуточные воздухоохладители ГТУ
ПГУ с разделенными контурами выполняются по параллель-
ной схеме с высоконапорным парогенератором (ВПГ) (рис. 3.13, а)
и по последовательной схеме с низконапорным парогенератором
(НПГ) (рис. 3.13, б), в дополнение к которым могут быть использова-
ны подогреватели питательной воды - газоводяные подогреватели-
экономайзеры (рис. 3.13, в, г).
В ПГУ с ВПГ парогенератор обычно совмещен с камерой сгора-
ния газового контура и все топливо сгорает при высоком давлении.
Для понижения температуры отработавших газов за газовой турби-
ной устанавливается газоводяной подогреватель (экономайзер), ко-
торый частично вытесняет паровую регенерацию в паротурбинной
382
Рис. 3.14. Циклы ПГУ с простейшей ГТУ в
Т, s-координатах
части установки. Идеальный цикл этой установки в Т, з-диаграмме
приведен на рис. 3.14, а. Из диаграммы видно, что в ПГУ с ВПГ
рабочему телу парового контура теплота испарения QKCTl и тепло-
та перегрева Qnep передаются по изобаре 1-1' высокого давления
помимо газового контура и лишь теплота нагрева воды Q3 - через
газовый контур (по изобаре 5-2).
В ПГУ с НПГ (такую установку часто называют ПГУ со сбро-
сом газа в котел или ПГУ сбросного типа) отработавшие в ГТУ
газы поступают в топку обычного котла и используются для сжи-
гания дополнительного топлива - не только жидкого или газового,
но, например, и угля. За НПГ предусматривается газоводяной по-
догреватель (экономайзер). В таких установках ГТУ является как
бы надстройкой ПТУ, поэтому такая схема используется для рекон-
струкции ПТУ, работающих на пониженных параметрах пара.
Идеальный цикл ПГУ с НПГ показан на рис. 3.14, б. В ПГУ
этого типа теплоты испарения воды фисп и перегрева пара фПер пе-
редаются рабочему телу парового контура по изобаре 2- 21 низкого
давления газового контура. Как и в схеме ПГУ с ВПГ, теплота от
горячего источника здесь передается нижнему паротурбинному кон-
туру помимо верхнего контура.
При1 реальных процессах в турбомашинах доля утилизируемой
теплоты Q3, переданной за газовой турбиной в паровой контур в
установках с ВПГ и НПГ, возрастает из-за роста температуры газа
в точках 2 и 2' термодинамических циклов.
383
Основное преимущество ПГУ с НПГ - возможность сжигания
в топке котла не только жидкого и газового, но и твердого топли-
ва. Кроме того, в такой установке можно получать мощность от
ГТУ при вынужденной остановке паровой турбины или от паровой
турбины при вынужденной остановке ГТУ.
Возможно осуществление последовательно-параллельной схемы,
т.е. сочетание в одной установке двух схем ПГУ - с ВПГ и с НПГ.
При направлении из ГТУ отработавших газов в подогреватель
питательной воды их теплота утилизируется. Этой теплоты мо-
жет быть достаточно для того, чтобы отключить регенеративные
подогреватели питательной воды. При этом возрастают мощность
и КПД ПТУ. Важно, что паротурбинный блок включается в схему
без принципиальных изменений.
Утилизация теплоты отработавших в ГТУ газов может осуще-
ствляться последовательным подогревом питательной воды отбира-
емым из турбины паром низкого или высокого давления сначала
в регенеративном подогревателе, а затем в газовом подогревателе;
параллельным подогревом питательной воды в газовом и регенера-
тивном подогревателях; смешанным подогревом питательной воды в
подогревателях такого же типа. Схема с параллельным подогревом
питательной воды обеспечивает максимальную термическую эффек-
тивность ПГУ, однако практическая реализация этой схемы затруд-
нена из-за возможной коррозии поверхностей нагрева газового водо-
подогревателя, его повышенной металлоемкости и других факторов.
На практике обычно находят применение смешанные схемы подогре-
ва питательной воды, подобные показанной на рис. 3.13, в, которые
обеспечивают высокую надежность работы установки, а также вы-
сокую термическую эффективность. В таких схемах поднимается
температура питательной воды при входе в газовый подогреватель,
в котором может быть обеспечен минимальный температурный на-
пор по всей поверхности теплообмена.
Во всех рассмотренных схемах предполагается применение в ка-
честве газового контура ГТУ простейшего термодинамического ци-
кла. Однако относительно больший экономический эффект может
быть получен в ГТУ, состоящей из многоагрегатной ГТУ, работаю-
щей по циклу Уварова, и ПТУ (см. рис. 3.13, г). В такой схеме па-
ровая регенерация ПТУ полностью или частично выключается, кон-
денсат подогревается в промежуточных воздухоохладителях ГТУ и
в подогревателе на выходе из ГТУ. Осуществление подобной уста-
новки на базе ГТУ простого цикла не дает заметного экономического
384
эффекта, но включение ГТУ, работающей по циклу Уварова, дает
существенную экономию.
Этот вывод основывается на следующих соображениях.
Предполагаем, что в энергосистему подается определенное огра-
ниченное количество топлива (газа) на нужды электростанции и эта
система оборудована, например, паротурбинными блоками К-300-
240. Покажем, что при сочетании этих блоков указанным образом
с многоагрегатными ГТУ, например типа ГТУ-200-750, получается
наибольшая экономия топлива по сравнению с другими ПГУ. Для
сравнения возьмем ПГУ с ВПГ и ПГУ с НПГ (сбросного типа).
Если мощность всей энергосистемы No, то затраты теплоты на
всю систему составляют
Qo = Nq • 3600/^6)
где т]о - КПД паротурбинных блоков (для К-300-240 т/б = 39 %).
Когда в системе будут работать ПГУ, мощность которых Ne,
тепловые затраты составят
Qe = (No — Ne)-----1- Ne---,
7)5 Т)э ПГУ
где т/э ПГУ - эксплуатационный КПД ПГУ.
Экономия теплоты от введения ПГУ в систему составит
Qo ~ Qe = ЗбООЛГе (—----— •
ЪПГУ7
Разделив эту величину на затраченную при сжигании газа те-
плоту (затраты теплоты измеряем в килоджоулях в час), получим
экономию в процентах расхода газа GT:
Э = 3,6-105^(—-------— Y
Gr '»7б ^эПГУ'
Учтем, что Ne = NT + Ny, где NT - мощность, выработанная
при работе на газе, a Ny - мощность, выработанная при работе на
угле. Тогда
Ne
= Nr + Ny =
*7эПГу(£г + Gy)
3600
и
Э = 100(1 + Gy/Gr)(^^- f),
V T}6 J
где Gy - расход твердого топлива, кДж/ч.
13 - 1746
385
При фиксированном ограниченном расходе газа в энергосистеме
наибольшую экономию топлива при модернизации паротурбинных
блоков можно получить при использовании ПГУ по схеме с приме-
нением многоагрегатной ГТУ (табл. 3.8).
Таблица 3.8. Сравнение экономичности ПТУ и ПГУ
Показатели К-300-200 ПГУ с многоаг- регатной ГТУ ПГУ с ВПГ ПГУ с НПГ
Мощность ПТУ/ГТУ, МВт 300/- 300/200 300/130 300/100
Начальная температура газа/пара, К -/853(838)* 1043/- 1073/- 1023/-
Затраты теплоты при гаг зовом топливе, кДж/ч 0 1,93-109 3,92-109 1,29-109
Затраты теплоты при твер- дом топливе (угле), кДж/ч 2,76 • 109 2,30-109 0 2,31 • 109
Эксплуатационный КПД установки,% 39 42,5 41,4 40
Эксплуатационный КПД ГТУ, % — 37,7 26 28
Экономия, % 0 19,6 6,1 7,2
* В скобках указана температура пара после промежуточного перегрева.
Этот вывод справедлив и для сочетаний ГТУ типа ГТУ-200-750
с паротурбинными блоками, например блоками мощностью 200, 500,
800 МВт и др.
Преимуществом рассмотренных установок является также то,
что при некоторых условиях заметно (на 20 - 25 %) может быть сни-
жена загазованность воздушного бассейна, если паротурбинные ча-
сти установки работают на угле. При осуществлении такой уста-
новки не требуются значительные переделки ни котла, ни регенера-
тивной системы паровой турбины.
ГПУ выполняются с разделенными контурами и по схемам со
смешением рабочих тел. В ГПУ с разделенными контурами все
топливо или его основная часть сжигается в камере сгорания ГТУ.
Генерирование и перегрев пара в таких установках происходят в
386
Рис. 3.15. Принципиальные тепловые схемы ГПУ с раз-
деленными контурами без дожигания топлива (а), со сме-
шением рабочих тел с вводом воды (б) и со смешением
рабочих тел с вводом пара (в):
1 - компрессор; 2 - система топливоподачи; 3 - камера сгорания;
4 - газовая турбина; 5 - паровая турбина; 6- конденсатор; 7- насос;
8 - газоводяной подогреватель; 9 - котел-утилизатор; 10- система
химводоочистки; штриховая линия - вода (водяной пар); двойная
линия - смесь газа и пара
а
з' з'
S
Рис. 3.16. Цикл ГТУ с разделенными конту-
рами без дожигания топлива и с простейшей
ГТУ в Т, s-координатах
котлах-утилизаторах теплотой отработавших в ГТУ газов. Про-
стейшая схема ГПУ без дожигания топлива показана на рис. 3.15, а,
а Т, s-диаграмма такой установки - на рис. 3.16. Доля паротур-
13*
387
бинной части в общей мощности ГПУ с разделенными контурами
меньше, чем в схемах ПГУ с ВПГ и ПГУ с НПГ, так как начальные
параметры пара более низкие. Иногда тепловой цикл без подвода те-
плоты топлива к пароводяному рабочему телу называют бинарным
газопаровым циклом.
КПД бинарной ГПУ можно записать так: т/гТУ — ’/ГТУ + (1 —
—7/ГТу)’/к-у’/п- Экономичность бинарной ГПУ тем выше, чем выше
КПД ГТУ, КПД котла-утилизатора т/к-у « (Тр — Ту.г)/(Тр — Тн2о)
(здесь Тр - температура газов за ГТУ; этот КПД зависит в основном
от температуры уходящих газов за котлом-утилизатором) и КПД
парового цикла 7?П) зависящего от параметров пара и давления в
конденсаторе. Если КПД ГТУ простейшего цикла с начальной тем-
пературой 1220 - 1370 К т/гту ~ 0,30... 0,33, то температура отра-
ботавших в ГТУ газов Тр = 770... 820 К, и при Ту.г = 370 ... 430 К
т/к-у = 0,7 ... 0,8. Параметры пара при этом: 3-4 МПа, 720 - 770 К;
КПД = 0,25... 0,30. Этим параметрам и показателям соответ-
ствует КПД бинарной ГПУ т/гтУ = 43 ... 48 %. Зависимость этого
КПД от начальной температуры газа в ГТУ показана на рис. 3.17.
Расчеты сделаны для ГТУ простого цикла при работе на бессер-
нистом природном газе, допускающем подачу в котел-утилизатор
холодной (328 - 343 К) питательной воды и снижение температуры
уходящих газов до 373 - 393 К. В паровой части используется цикл,
имеющий два уровня давления пара. При работе на жидком топли-
ве температуру питательной воды из опасения низкотемпературной
Рис. 3.17. Зависимость КПД бинарной ГПУ
от температуры продуктов сгорания на входе
в газовую турбину
388
коррозии приходится повышать до 380-420 К, а уходящих газов -
до 430-450 К; КПД ГПУ снижается при этом на 2-3%; контур
низкого давления в паровом цикле оказывается ненужным.
В ряде случаев вводится небольшой (до 15 - 20 % расхода топ-
лива газового контура) подвод теплоты с топливом перед котлом-
утилизатором. Малое количество теплоты топлива, подведенное до-
полнительно к пару, не изменяет принципиальных свойств такой
ГПУ, в том числе ее бинарности; цикл такой установки иногда на-
зывают бинарным газопаровым циклом с дожиганием топлива.
Сжигание перед котлом-утилизатором дополнительного топли-
ва и повышение температуры продуктов сгорания при входе в него
позволяют выработать пар стандартных параметров (давление 13
или 24 МПа, температура 813 К) и осуществить промежуточный
перегрев пара до 813 К, что существенно повышает КПД парового
цикла. Однако при этом часть работы парового контура произво-
дится за счет теплоты дополнительно подведенного топлива с КПД
парового цикла. Степень бинарности, которую можно оценить как
отношение количества теплоты, подведенной в паровой цикл от от-
работавших в ГТУ газов, к общему количеству подведенной в него
теплоты, тем меньше, чем больше доля топлива, сжигаемого перед
котлом-утилизатором, и относительный расход пара и меньше доля
газотурбинной мощности и коэффициент избытка воздуха в уходя-
щих газах.
Понижение температуры уходящих газов обеспечивается при
применении в паровом контуре ГПУ нескольких (обычно двух) уров-
ней давления пара. Принципиальная схема и цикл в Т, з - диаграм-
ме при двух уровнях давления пара показаны на рис. 3.18. В допол-
нение к основному паровому контуру здесь вводится контур низкого
давления, для чего в схеме предусмотрены два насоса Н1 и Н2 пи-
тательной воды. Пар низкого давления вводится в проточную часть
турбины с соответствующим давлением, а отбор питательной воды
осуществляется после насоса Н1. Давление пара в контуре низкого
давления оптимизируется в результате технико-экономических рас-
четов, его уровень обычно невелик. По давлению принимается и
температура газа, которая обеспечивает небольшой перегрев пара.
Пар после котла-утилизатора подводится к соответствующей сту-
пени турбины. Контуров низкого давления может быть два, тогда
экономические показатели ГПУ оказываются несколько выше: при
практически одинаковых начальных параметрах КПД ГПУ с ПТУ,
389
Подбод топлива.
Рис. 3.18. Принципиальная тепловая схема и цикл в Т, з-коор-
динатах ГПУ с двумя уровнями давления пара
имеющей два уровня давления пара, примерно на 2 % выше, чем у
ГПУ с ПТУ с одним уровнем давления.
В ГПУ со смешением рабочих тел осуществляется ввод воды
(см. рис. 3.15, б) или пара (см. рис. 3.15, в) в тракт высокого да-
вления. Для генерирования пара в ГПУ по схеме, изображенной на
рис. 3.15, в, предусмотрен котел-утилизатор, в котором использует-
ся часть теплоты отработавших в турбине газов. Ввод воды или
пара увеличивает расход рабочего тела через турбину по сравнению
с расходом воздуха через компрессор, а следовательно, и ее работу.
Поскольку затраты энергии на прокачивание воды малы, мощность
установки резко возрастает. Недостатком ГПУ этого типа является
необходимость химической очистки воды, которая теряется с отра-
ботавшими газами.
Впрыск воды или пара в ГТУ позволяет получить высокие
технико-экономические показатели ГПУ; повысить мощность, по-
низить температуру сгорания, продлить срок службы турбины и
390
уменьшить выделение токсичных компонентов. Одна из проблем,
связанных с впрыском пара, - необходимость обеспечения высокого
качества впрыскиваемой воды, которая не должна содержать ми-
неральные соединения. Если ее соленость высока, как, например,
у морской воды, то требуется специальная тепловая установка для
ее опреснения. ГПУ с впрыском пара при сопоставимых условиях
имеют худшие показатели КПД и удельной мощности, однако из-за
более простой системы очистки, отсутствия теплоутилизирующего
паротурбинного контура с паровой турбиной, конденсатором и дру-
гими агрегатами капитальные вложения в установку могут быть на
25 - 50 % ниже.
Частным случаем ГПУ со смешением рабочих тел с впрыском
пара (см. рис. 3.15, в) является ГПУ, точнее ГТУ, работающая по
запатентованному фирмой “Интернэшнл пауэр текнолоджи” (США)
термодинамическому циклу, в котором сочетание составляющих га-
зотурбинного и паротурбинного циклов реализуется путем исполь-
зования теплоты отработавших в ГТУ газов для получения перегре-
того пара умеренного давления. Рабочим телом в турбине является
смесь продуктов сгорания и перегретого пара. Повышение массово-
го расхода через турбину и высокая удельная теплоемкость рабочего
тела резко увеличивают удельную работу цикла ГТУ. Максималь-
ное значение КПД в таком цикле получается при больших отноше-
ниях расходов пара и топлива. При этом условии установка имеет
все преимущества паротурбинного цикла, утилизирующего теплоту
отработавших в ГТУ продуктов сгорания. В этом случае установка
не требует дополнительного турбомашинного оборудования и, следо-
вательно, оказывается проще, чем ГПУ с разделенными контурами.
Как и при любом впрыске пара, этот способ приводит к снижению
выделения оксидов азота. Существенным обстоятельством является
возможность создания ГПУ при минимальных переделках исходной
ГТУ: при добавлении котла-утилизатора и при изменении конструк-
ции камеры сгорания, в которую впрыскивается пар.
В качестве рабочего тела в паротурбинном контуре, входящем
в состав ПГУ, может использоваться не только водяной пар, но и
например фреоны, бутан (если ГТУ не имеет регенерации, а темпе-
ратура за газовой турбиной равна 770 - 800 К). В сравнении с термо-
динамическим циклом ПГУ на водяном паре определенные преиму-
щества имеют циклы ПГУ, в которых в теплоутилизирующей части
используется многокомпонентное (в частности, двухкомпонентное)
рабочее тело. К таким циклам можно отнести цикл на водном рас-
творе аммиака.
391
Цикл на водном растворе аммиака как рабочем теле может быть
использован как при низкотемпературных, так и при высокотемпе-
ратурных источниках теплоты. Расчетным путем были установле-
ны высокие экономические показатели таких установок.
Возможно применение ПГУ с ГТУ, работающей по циклу Уваро-
ва, для оптимизации параметров паротурбинной части и всей ПГУ.
Высокие параметры комбинированных установок с ГТУ, имеющими
промежуточный подогрев, обеспечиваются не только на расчетном
режиме, но и на режимах частичной мощности, что можно видеть
из графиков, приведенных на рис. 3.19.
Рис. 3.19. Зависимость КПД комбинированных установок раз-
личных циклов от относительной эффективной мощности:
1 - цикл комбинированной установки, состоящей из ГТУ с промежуточ-
ным подогревом (с Тр, равной 1673 и 1473 К) и паровой турбины; 2- цикл
такой же установки с Тр, равной 1573 и 1473 К; 3 - цикл комбинирован-
ной установки, состоящей из ГТУ простого цикла (Тр = 1573 К) и паровой
турбины; 4 ~ цикл комбинированной установки, состоящей из ГТУ просто-
го цикла и паровой турбины; 5- ПТУ мощностью 1000 МВт на природном
газе; 6- точка, соответствующая цели разработок; 7- точка, полученная
по данным испытаний комбинированной установки
Преимущества ПГУ с ГТУ, имеющими промежуточное охлажде-
ние и подогрев, по сравнению с ПГУ с ГТУ простого цикла видны
из рис. 3.20. ГТУ, для которой построены эти кривые, - указанная
выше установка AGTJ-100A (см. рис. 3.12). В широком диапазо-
не нагрузок температура газа перед котлом-утилизатором остается
почти постоянной и равной 880 - 900 К. Это позволяет паровой тур-
бине, включенной в состав ПГУ, работать при почти неизменных
параметрах (давлении 16,8 МПа, начальной температуре и темпера-
туре после промежуточного подогрева 738 К), что, в свою очередь,
обеспечивает более плавную зависимость КПД от нагрузки, чем для
установок других типов.
392
Рис. 3.20. Зависимость КПД ГТУ и ПГУ различных циклов от
удельной мощности:
1 - ГТУ простого цикла при Тр = 1573 К; 2 - ПГУ с котлом-утилизатором
и ГТУ простого цикла при Тр = 1573 К; 3 - ГТУ с промежуточным охла-
ждением и промежуточным подогревом (начальная температура после по-
догрева Тр = 1473 К); 4 ~ ПГУ с котлом-утилизатором и ГТУ, как в случае
3\ 5 - точка, соответствующая цели разработок
Известны два сочетания установки AGTJ-100A с паровой тур-
биной: ГПУ с разделенными контурами без дожигания топлива (см.
схему на рис. 3.15, а) и ГПУ со смешением рабочих тел с вводом пара
(см. схему на рис. 3.15, в). Первая комбинация - достаточно тради-
ционная, при ее осуществлении предполагается применить три уров-
ня давления пара: пар высокого давления ВД должен работать в па-
ровой ТВД ПТ БД, затем поступать на перегрев в котел-утилизатор
и в паровую ТНД ПТНД\ к последним ступеням ТНД должен под-
водиться отдельный расход пара низкого давления НД (рис. 3.21).
На этом рисунке КС - камера сгорания; КСВД - камера сгорания
высокого давления.
Вторая комбинация заключается в том, что ГТУ типа
AGTJ-100A сочетается с котлом-утилизатором, весь пар из которо-
го поступает в газовую турбину высокого давления (точнее, в этом
случае турбина становится парогазовой). Перегретый пар высокого
давления должен поступать в проточную часть перед камерой сгора-
ния высокого давления, а затем дополнительно перегреваться за счет
теплоты топлива до температуры смеси пара и газа перед ТВД. Эта
особенность - применение перегретого пара с большим расходом -
обеспечивает высокую эффективность комбинированной установки.
393
кад
Т-863
ЬОЕ, Ж
HKCUl
Г-77/
р-бр
6-т
Т-1373 т-изз
р-spa р-1зз
6-505
т-юп
P-Z2
6-911
т-нчз
Р-1,17
6-317
i j Р*У
I \-Jl~2sz21
[Л-6ДС7 P-226’63
Т-825 Р45? “
---В-65 “1 J '
4Г-ЛМ
Р-0,12
6-86
lr-4W
.р-орд
416-21
6«7tf
7“ 333 К
твд
203МВт
ТСД
XMBr
тнд
376МВт
кпд
ЭГ
ПТВД _
26МВт
ЛТНД
77МВт
6-5Z
Г-ЗУ; 6’8
Т-670; 6-32
6’3
6’6
6-26
т-268
Р-0,1
6-562
r-wr
P-0,31
Т-303
р-ороз
6-ав
G-a,f
Рис. 3.21. Тепловая схема ГПУ с ГТУ типа AGTJ-100A (суммарная
мощность 40в МВт; мощность ГТУ 303 МВт; мощность паровой тур-
бины 103 МВт; КПД установки 53,5 %; топливо - природный газ с Q% =
=48990 кДж/кг; значения Т, р я G приведены в К, МПа и кг/с соот-
ветственно)
Расчетный КПД такой установки должен превышать 54 %, мощ-
ность достигать 400 МВт. Расход воздуха при входе в КНД равен
335 кг/с, а парогазовой смеси при выходе из ТНД-438 кг/с. Такой
расход вполне можно пропустить через ТНД.
Для современного уровня развития энергетики характерным
является быстрое наращивание мощностей электростанций путем
установки ГПУ с разделенными контурами (см. схему на рис. 3.15, а).
Поскольку единичная мощность бинарных ГТУ невелика и не может
удовлетворять потребности в наращивании мощностей электростан-
ций, то обычно на несколько ГТУ, входящих в состав ПГУ, преду-
сматривается установка одного парогенератора и одной паровой тур-
бины. Таких “модулей” может быть несколько на одной станции, и в
широком диапазоне нагрузок при такой компоновке обеспечивается
высокая экономичность всей электростанции. Основная задача при
проектировании таких станций заключается в выборе стандартного
оборудования, выпускаемого промышленностью.
394
9.4. Выбор схемы и параметров энергетических
комбинированных установок
с использованием твердого топлива
Перспектива дальнейшего расширения применения ПГУ в энер-
гетике связана с использованием в них угля. Как перспективные
рассматриваются ПГУ, включающие в себя процесс газификации
угля для использования получаемого низкокалорийного газа в ка-
честве топлива в ГТУ (рис. 3.22). ПГУ, работающая по схеме, изо-
браженной на рис. 3.22, а, по существу аналогична ПГУ, работаю-
щей по схеме, приведенной на рис. 3.13, б, а ПГУ, схема которой
дана на рис. 3.22, б, аналогична ПГУ, схема которой представлена
на рис. 3.13, а. Основное различие их - включение в цикл системы
газификации с очисткой получаемого горючего газа от несгоревших
частиц и серы.
Рис. 3.22. Схемы ПГУ на продуктах газификации угля без до-
жигания (а), с дожиганием угольной пыли перед парогенерато-
ром (б):
1 - компрессор; 2 - дожимной компрессор; 3 - камера сгорания; 4 ~ га-
зовая турбина; 5 - газогенератор; 6 - система подачи угольной пыли на
газификацию; 7 - циклон; 8 - экономайзер; 9 - система очистки от се-
ры; 10 - система очистки горючего газа; 11 - воздухоохладитель; 12 -
парогенератор; 13- паровая турбина; 14 - конденсатор; 15- насос
395
Для решения проблемы применения угля в ПГУ строятся опыт-
ные установки и разрабатываются проекты ПГУ большой мощности.
Основное внимание во всех работах и проектах уделяется процессу
получения газового топлива из угля, очистке получаемого газа от
золы и серы перед подачей в камеру сгорания ГТУ. Как прави-
ло, предполагается, что в качестве турбинного оборудования могут
быть применены выпускаемые промышленностью ГТУ и ПТУ. Про-
блемы применения ГТУ в этих разработках сводятся к повышению
эрозионной стойкости турбины при ее работе на запыленном потоке
продуктов сгорания синтетического газа. Предполагается одновре-
менное применение очистки газа от твердых частиц и защитных
покрытий или особых конструкционных материалов для деталей га-
зовых турбин, взаимодействующих с газовым потоком.
Наиболее перспективным экологически и технологически счита-
ется способ использования угля в ПГУ, где он подвергается газифи-
кации, а полученный в результате низкокалорийный генераторный
газ после очистки от серы, твердых частиц золы и углерода и воз-
можного обогащения метаном сжигается в камере сгорания ГТУ, а
также в камере сгорания перед котлом-утилизатором за ГТУ. В
таких ПГУ может расходоваться на 20 - 25 % меньше угля, чем в
современных паротурбинных блоках. Установки, примеры которых
приведены на рис. 3.22, называются ПГУ с внутрицикловой газифи-
кацией угля.
Вторым способом использования угля в ПГУ, представляющим
практический интерес, является пиролиз с термическим разложени-
ем угля как в отсутствие кислорода, так и с вводом некоторой доли
окислителя для получения высококалорийного газа, синтетического
жидкого топлива и некоторых химических продуктов.
Пиролиз является также частью полного процесса газификации
трудно сжигаемого твердого топлива, виды которого перечислены
выше. Газификация такого горючего происходит в специфической
топке - реакторе с двухстадийным процессом сгорания, принцип ра-
боты которого предложен специалистами Института химической фи-
зики РАН. На первой стадии в реакторе происходит сушка горючего,
пиролиз и окисление углерода, в результате чего получается энер-
гетический газ, состоящий из СО, Нг, N2 и водяного пара. Этот
низкокалорийный газ пригоден для дальнейшего сжигания в камере
сгорания или топке ПЗГТУ, и продукты сгорания нагревают рабо-
чее тело установки - воздух в подогревателе (воздушном котле), не
смешиваясь с ним.
396
По условиям жаропрочности материалов подогревателя началь-
ная температура газа перед турбинами ГТУ должна быть невысока
(< 1170 К), что обусловливает низкую экономичность простейшей
ГТУ. Поэтому для повышения экономичности предложены извест-
ные меры: переход к многоагрегатной установке с промежуточным
охлаждением и промежуточным подогревом, применение регенера-
тора или (вместо регенератора) использование воздуха за турбиной
низкого давления в качестве окислителя в топке воздушного котла.
Подобные ПЗГТУ выполняют также в сочетании с ПТУ, для
чего теплота продуктов сгорания энергетического газа, уходящих из
воздушного котла, передается в экономайзере воде паротурбинного
контура без затраты дополнительного топлива.
ПЗГТУ рассматриваемого типа могут быть как двухвальными,
так и одновальными. В них осуществляется небольшая общая сте-
пень повышения давления, и при наличии промежуточного охлажде-
ния (при сжатии) или промежуточного подогрева (при расширении)
степени повышения (понижения) давления в лопаточных машинах
невелики.
На рис. 3.23 на примере ПГУ мощностью 300 МВт с внутрици-
кловой газификацией угля показаны возможности снижения основ-
ного показателя - стоимости производства электроэнергии (единица
измерения условная) - по сравнению с обычным паротурбинным бло-
ком на угле. Весьма важное значение имеет тот факт, что выброс
оксидов азота из ПГУ на угле (без очистки дымовых газов) составля-
ет 150-250 мг/МДж вместо 250-300 кг/МДж в конденсационной
ПТУ.
Рис. 3.23. Сравнение себестоимости элек-
троэнергии, произведенной различными
энергоустановками единичной мощностью
300 МВт
397
Фирмами США уже разработано свыше 50 проектов ПГУ на
угле. Сооружаются и эксплуатируются крупные демонстрационные
установки с ПГУ и различными способами газификации угля с целью
отработки технологии этого процесса.
В мао 1984 г. в г. Дагерте (США) на ТЭС “Кул Уотер” впер-
вые в камере сгорания серийной ГТУ был сожжен синтетический
газ, полученный газификацией угля в ПГУ. ПГУ фирмы “Дженерал
электрик” типа STAG 107 имеет номинальную мощность 100 МВт и
состоит из ГТУ мощностью 60 - 65 МВт и ПТУ мощностью 30 МВт.
Максимальная мощность ПГУ достигает 117 МВт. Газификация
примерно 1000 т угля в сутки производится при температуре 1810 К
при кислородном дутье. Для производства кислорода из общей мощ-
ности, равной 117 МВт, расходуется 17 МВт.
Опыт работы установки подтвердил следующие основные пре-
имущества электростанции с ПГУ на угле по сравнению со станцией
с ПТУ:
при одинаковых капитальных затратах КПД выше по крайней
мере на 10 %;
более низкий уровень выбросов оксидов азота, удаление (на
99 %) серы, безвредность отходов (они в несколько раз ниже допус-
каемых самыми жесткими нормами);
более высокий (на 5 - 10 %) коэффициент нагрузки;
меньшая потребность в воде (на 30 %) и площади (на 50 %);
существенно более низкий расход теплоты при частичной на-
грузке;
более короткий срок строительства и монтажа благодаря воз-
можности выполнять поэтапный монтаж.
Все эти преимущества обеспечивают снижение себестоимости
электроэнергии.
При разработке и постройке ПГУ “Кул Уотер” был учтен опыт
создания и эксплуатации с 1972 г. электростанции “Келлерман”
в г. Люнен (Германия), где работает подобная ПГУ мощностью
170 МВт на газе, получаемом в процессе газификации угля. Ее схе-
ма приведена на рис. 3.24. В состав ПГУ входит ГТУ мощностью
74 МВт, а также ПТУ мощностью 96 МВт. Расчетный КПД ПГУ со-
ставляет 36,9 %. Горючий газ получается посредством газификации
угля паровоздушной смесью с неполным его окислением в газогене-
раторе типа “Лурги” с неподвижным (плотным) слоем под высоким
398
I Подам
♦ я
I f l Удаление
Рис. 3.24. Схема парогазовой электростанции в г. Люнен (Гер-
мания) с внутрицикловой паровоздушной газификацией угля в
газогенераторах типа “Лурги”:
1 - подготовка топлива; 2 - газификация; 3 - охлаждение газа и очистка
от пыли и смолы; 4 ~ расширительная газовая турбина; 5 - дожимной
компрессор; 6 - высоконапориый паровой котел; 7 - газовая турбина; 8 -
компрессор; 9- паровая турбина; 10 - дымовая труба
давлением. Такой способ газификации применен в крупном промыш-
ленном масштабе для мелкозернистого топлива (размер фракций
1-10 мм).
Аналогичные разработки ведутся в других странах. Из всех си-
стем газификации угля наиболее перспективной считается газифика-
ция в кипящем слое. По существу первой коммерческой установкой
с газификацией угля в кипящем слое и с получением пара в трубном
пучке в самом слое является ПГУ районной электростанции ”Ваэр-
тан“ в г. Стокгольме (Швеция).
ПГУ имеет электрическую мощность 135 МВт и тепловую мощ-
ность 220 МВт. В установке применен кипящий слой глубиной 4 м
при малой скорости потока (1 м/с), что дает возможность улавли-
вать соединения серы и получать высокую полноту сгорания угля
без применения повторного сжигания. Температура в слое принята
умеренной - всего 1123 К, что позволяет обеспечить малый выход
оксидов азота.
399
Рис. 3.25. Тепловая схема ПГУ станции “Ваэртан” с системой
газификации угля в кипящем слое:
1 - электрогенератор мощностью 18 МВт, приводимый ГТУ; 2 - ГТУ;
3 - подвод воздуха к компрессору ГТУ; 4 ~ камера сгорания (с систе-
мой газификации угля и его очистки); 5 - магистраль пара с давлением
11 МПа; температурой 808 К и расходом 67 кг/с, подводимого из пароге-
нератора к паровой турбине; 6 - паровая турбина; 7 - электрогенератор
мощностью 64 МВт, приводимый паровой турбиной; 8 - магистраль под-
вода воды с температурой 288 К на охлаждение пара в конденсаторе; 9 -
удаление золы; 10- подвод угля; 11 - подвод сорбента; 12- экономайзер;
13 - газы с температурой 413 К; 14 - фильтры; 15 - дымовая труба
Тепловая схема установки приведена на рис. 3.25, а принципи-
альное устройство камеры сгорания - на рис. 3.26. Основные кон-
струкционные особенности установки:
реализация принципа воздействия температуры и давления на
разные детали и узлы;
применение двухвальной ГТУ с промежуточным охлаждением
между КВД и КНД, обеспечивающее снижение температуры сосуда
под давлением до требуемого по условиям прочности уровня;
применение мягкой сварочной стали для сосуда под давлением;
обеспечение термоизоляции всех горячих частей воздухом под
давлением за компрессором;
отсутствие вращающихся узлов внутри сосуда;
отсутствие огнеупорной футеровки в газовой магистрали;
расположение горячей системы очистки циклонного типа и си-
стемы изменения нагрузки в одном сосуде под давлением вместе с
кипящим слоем;
применение прочных и массивных ГТУ промышленного типа;
поддержание температуры в слое не выше 1150 К;
выбор температуры газа на входе в газогенератор, равной
1103 К;
400
Рис. 3.26. Принципиальное устройство камеры сгорания ПГУ
со сжиганием угля в кипящем слое:
1 - топка с кипящим слоем и парогенератором; 2 - отвод продуктов сго-
рания в газовую турбину; 3- подвод воздуха из компрессора; 4 ~ система
очистки продуктов сгорания; 5 - сосуд под давлением; 6 - вентиляци-
онный патрубок; 7 - бункер повторной подачи угля в слой; 8 - система
золоудаления; 9 - патрубок подвода питательной воды; 10 - устройство
для предварительного подогрева слоя; 11 - система удаления золы из слоя
устройство комбинированной газовоздушной магистрали между
ГТУ и сосудом под давлением, а также изолирующие клапаны между
камерой сгорания и турбиной.
Фирма “АВВ карбон” (Швеция), проектировавшая установку,
предполагает, что ее оборудование дает возможность строить энер-
гетические модули различной электрической мощности (табл. 3.9) с
ГТУ, выпускаемыми фирмой “АВВ стал” (Швеция). Один или не-
сколько модулей могут работать с одной паровой турбиной. Как
следует из табл. 3.10, при таком объединении может достигаться
суммарная мощность 700 МВт.
401
Таблица 3.9. Модули с системой газификации угля в кипящем
слое фирмы “АВВ карбон” (указаны номиналь-
ные значения параметров)
Показатели Обозначение модуля
Р200 Р800
Тип ГТУ Электрическая мощность, МВт 35 140
эффективная 80 350
модуля 84 366
ГТУ 17 80
ПТУ Эффективный (по низшей 67 286
теплоте сгорания) КПД, % 42,5 44
Таблица 3.10. Мощности модульных энергетических
установок с газификацией угля фирмы
“АВВ карбон”
Эффективная суммарная мощность установки, МВт Число и тип модулей Электри- ческая мощность ПТУ, МВт Число и электри- ческая мощность ГТУ, МВт Эффектив- ный КПД, %
80 1хР200 67 1x17 42,5
162 2хР200 135 2x17 42,5
350 1хР800 286 1x80 43,8
705 2хР800 573 2x80 44,1
На станции “Ваэртан” установлены два модуля Р200, пар из ко-
торых подается в одну общую паровую турбину. Каждый модуль
состоит из камеры сгорания, одной ГТУ типа GT 35Р и вспомога-
тельного оборудования. Каждая камера сгорания установки пред-
ставляет собой сосуд под давлением диаметром 13,5 и высотой 20 м.
Выбросы серы установкой не превышают 30 мг на 1 МДж те-
плоты подведенного топлива. Для сравнения отметим, что при сжи-
гании жидкого топлива с таким же содержанием серы, что и угля
402
.Подвод
[топлива
Рис. 3.27. Схема отечественной парогазовой электростанции с внутрици-
кловой газификацией твердого топлива:
1 - система подготовки топлива; 2 - газогенератор; 3 - смеситель; 4 ~ циклон; 5
- скруббер; 6 - газонагреватель; 7 - окислитель; 8 - циркуляционный насос; 9 -
барабан-сепаратор; 10- высоконапорный парогенератор; 11- дополнительная камера
сгорания; 12- регенеративная ГТУ; 13- паровая турбина; 14 - дожимной компрес-
сор; 15 - газовая турбина; 16- компрессор; 17- паровая турбина; 18 - деаэратор;
19- насос; 20- подогреватель высокого давления; 21 - газоводопсдогреватель низко-
го давления; 22 - газоводоподогреватель высокого давления; 23 - экономайзер; 24 -
дымовая труба
(1 %), выбросы серы котельными установками обычных паротурбин-
ных блоков достигают 240 мг/МДж. Выбросы оксидов азота ожи-
даются на уровне 60 мг/МДж, в то время как у обычных ПТУ они
доходят на 180 мг/МДж.
В нашей стране на трех опытных установках были проведе-
ны исследования паровоздушной газификации кузнецких и канско-
ачинских углей; при давлении 1 МПа интенсивность процесса гази-
фикации достигала 5500 кг/(м2-ч) по углю. Этот метод газификации
принят для промышленной проверки опытной ПГУ мощностью 250
МВт (ПГУ-250) с внутрицикловой газификацией угля.
Технологическая схема ПГУ-250 показана на рис. 3.27. По схеме
предусматривается газификация мелкозернистого топлива (размер
угольных фракций 1-10 мм) на паровоздушном дутье в кипящем
слое под давлением 2 МПа. Это давление выбрано с учетом экспери-
ментально доказанной возможности повысить интенсивность гази-
фикации в 4 - 5 раз по сравнению с газогенератором с кипящим слоем
при давлении, близком к атмосферному (в соотношении квадратного
корня из отношения давлений в сопоставляемых газогенераторах), а
403
также резко снизить унос топлива. Производительность спроектиро-
ванного газогенератора диаметром 3,8 м составляет 60 т/ч по углю.
Очистка продуктов газификации проводится “мокрым” способом.
Кроме этого способа газификации в ПГУ-250 предусмотрено
применение газогенератора со слоевой высокотемпературной гази-
фикацией кускового топлива с жидким шлакоудалением и возвра-
том уносимого топлива обратно в слой без ввода флюсующих доба-
вок. Впервые газогенератор для этого процесса был разработан и
экспериментально проверен на опытных установках в нашей стране
(газогенератор ВТИ). Производительность газогенератора для уста-
новки ПГУ-250 составляет 50 - 60 т/ч при интенсивности процесса
6000 кг/(м2-ч). Аналогичный газогенератор разработан и успешно
проверен в Великобритании.
9.5. Комбинированные установки с МГД-генератором
и ГТУ открытого цикла
Особенности проектирования комбинированных установок с
МГД-генератором определяются типом, назначением и КПД МГД-
генератора, видом топлива или продуктами его переработки, спо-
собом охлаждения проточной части и возможностью подогрева оки-
слителя, поступающего в камеру сгорания МГД-генератора. После
выбора схемы установки и исходных параметров по результатам
оптимизации термодинамических показателей установки определя-
ют расход продуктов сгорания Gr', температуру и давление
РЛ/г в камере сгорания; степень регенерации теплоты продуктов сго-
рания; суммарную степень повышения давления в компрессорах тгк£
и степень повышения давления в каждом компрессоре 7гк,; темпера-
туру воздуха или газа при входе в воздушную или газовую турбину;
степень расширения в турбинах и МГД-генераторе, а также теплоту
уходящих газов.
Установки с МГД-генераторами рассчитывают для несения ба-
зовой, полупиковой и пиковой нагрузок на электростанциях. Годовое
время работы этих установок составляет 6500 - 7000, 2500 - 3500 и
500 -1000 ч при мощности 1000 - 2000, 600 - 1100 и 100 - 300 МВт со-
ответственно.
Для базовых электростанций к наиболее целесообразным следу-
ет отнести регенеративные циклы с утилизацией теплоты продуктов
сгорания за МГД-генератором в ПТУ или ГТУ, а также при комби-
нации ГТУ с ПТУ. Возможность автономной работы ГТУ в составе
404
Рис. 3.28. Схема комбинированной установки с МГД-генерато-
ром и ГТУ:
1 - КВД; 2 - камера сгорания высокого давления; 3 - газовая ТВД; 4 ~ ка-
мера сгорания низкого давления; 5- газовая ТНД; 6- КНД; 7- установка
для получения кислорода из воздуха; 8 - компрессор для повышения да-
вления кислорода; 9- газгольдер; 10- камера сгорания МГД-генератора;
11 - МГД-генератор; 12 - воздухоохладитель
комбинированной установки при оснащении ГТУ выносными каме-
рами сгорания позволяет обеспечить быстрый пуск и благоприятные
характеристики установки. Использование ГТУ также значитель-
но упрощает привод компрессоров, подающих окислитель в камеру
сгорания МГД-генератора, и обеспечивает передачу мощности уста-
новке, вырабатывающей кислород, поступающий в камеру сгорания
для снижения температуры предварительного подогрева окислителя
(рис. 3.28). Усовершенствованные схемы электростанции включают
в себя МГД-генератор, воздушные или газовые турбины при разделе-
нии контуров МГД-генератора и ГТУ и дальнейшем использовании
низкопотенциальной теплоты в ПТУ, а также во фреоновой турбине.
Газификация угля в высокотемпературном газификаторе, рас-
положенном за МГД-генератором, и в устройстве для переработки
угля в кокс позволяет получить топливо (кокс) для работы каме-
ры сгорания и газовое топливо для работы ГТУ. КПД установки
существенно зависит от КПД газификатора, уровень которого в на-
стоящее время составляет 65 - 75 %, и в перспективе может дости-
гать 90 %. Анализ установок при мощности МГД-генератора, рав-
ной 500 МВт и более, различных параметрах газа при входе в МГД-
генератор и различных видах используемого топлива (табл. 3.11) по-
казывает, что применение ГТУ в качестве вспомогательной несколь-
ко снижает КПД установки по сравнению с регенеративной схемой
МГД-генератора и ПТУ, но позволяет разрешить проблемы привода
компрессоров независимо от ПТУ.
405
о
о
Таблица 3.11. Параметры установок с МГД-генератором
Состав установки Рмг, МПа Тмг, К N„r N-пту Мощность, МВт КПД электро- станции, %
МГД-гене- ратора газовой турбины воздушной турбины комбини- рованной установки
МГД-генератор (регенеративная схема) и ПТУ МГД-генератор, автономный 0,34 2770 0,69 Топлъ 500 во - природ газ 1080 48,2
0,735 0,34 2970 2770 1,67 0,42 500 500 676 1524 55 44
теплообменник, ПТУ МГД-генератор, ГТУ, ПТУ; двухступенчатый подогрев окислителя МГД-генератор, ГТУ, ВТУ, ПТУ; двухступенчатый подогрев 0,735 0,34 0,735 2970 2770 2970 0,77 0,453 0,855 500 500 500 175 142 - 1015 1540 1020 47,5 44,6 48/2
окислителя 0,34 2770 0,49 500 175 231 1560 45,1
0,735 2970 0,925 500 142 124 1029 48,7
Окончание табл. 3.11
Состав установки Рмг, МПа Тмг, к Nur N-пту Мощность, МВт КПД электро- станции, %
МГД-гене- ратора газовой турбины воздушной турбины комбини- рованной установки
Топливо - уголь
МГД-генератор, воздушная турбина - 2932 2841 2,491 636 544 - 269 319 1037 1007 51,8 50,4
МГД-генератор, ГТУ; разделенные потоки - 2963 2870 0,39 599,8 513,4 300 343 - 1031 1000 51,6 50
МГД-генератор, ПТУ; равные расходы - 2794 2689 0,48 708 600 - - 1036 983 51,8 49,1
МГД-генератор, воздушная турбина 2934 648 272 1039 52
2845 554 324,6 1010 50,5
МГД-генератор, ГТУ; разделенные потоки - 2963 2871 - 629 542 284,5 335 - 1030 1006 51,5 50,3
Примечание. В случае, когда в качестве топлива использовали газ, значение параметров в числителе даны при
Тп,п = 1585 К, в знаменателе при Тп.а = 2030 К, а при использовании угля - в числителе при Тп.п = 2000 К, в знаменателе при
Тп.п = 1800 К.
Рассматривая параметры установки на угле (см. табл. 3.11),
можно видеть, что в ней не только достигаются высокие значения
КПД (50... 52 %), но и снижается более чем на 70 % расход охлажда-
ющей воды по сравнению с обычными ПТУ и на 40 % по сравнению
с комбинированными установками из МГД-генератора и ПТУ.
Сочетание МГД-генератора и ГТУ большой мощности (см. схе-
мы на рис. 1.60,1.61) также позволяет повысить КПД станции и
использовать воздух высокого давления для охлаждения элементов
конструкции канала МГД-генератора и выходного диффузора.
В этом случае параметры установки необходимо выбирать с уче-
том взаимного влияния агрегатов. Так, в установке, показанной на
рис. 1.61, б, расположение МГД-генератора за ТНД приводит к по-
вышению за ней давления, но одновременно позволяет увеличить
расход газа через ТНД и повысить мощность установки. При этом
начальное давление в МГД-генераторе при термической ионизации
рабочего тела не следует увеличивать более чем на 1 МПа. Наиболь-
шая эффективность установок такого типа достигается при работе
с повышенным давлением воздуха при входе в турбины и соответ-
ственным увеличением степени повышения давления в компрессорах
до 100-130 при уровне температуры газа (воздуха) 1223-1373 К.
Расход воздуха при входе в КНД при этом можно принимать в диа-
пазоне 500 - 750 кг/с, что при Tjpг = 2850 К, pjpр = 0,8 МПа, В =
4 Тл обеспечивает получение мощности 600 - 900 МВт и КПД 55 %.
Переход к установке с МГД-генератором и многоагрегатной ГТУ
по схеме, показанной на рис. 1.61, в, позволяет еще в большей степени
увеличить мощность и КПД установки благодаря повышению ути-
лизации теплоты в ГТУ при увеличении расхода воздуха через кон-
тур ГТУ. В МГД-генераторе при Gr = 500 кг/с, начальных параме-
трах pjpр = 0,5 МПа и Tjpр = 3000 К, степени повышения давления
в компрессорах тгк и 120... 125, числе промежуточных охлаждений
и подогревов ( = 4иг = 4, а также температуре газа в турбинах
Тр — 1123... 1223 К увеличение расхода в ГТУ до 750 кг/с при-
водит к росту КПД станции до 57 % при мощности 720 - 750 МВт.
Параметры ГТУ в такой установке выбирают в соответствии с ранее
изложенными принципами.
Расход продуктов сгорания Gr = Ne/Neya определяется по за-
данной электрической мощности и полученной в термодинамическом
анализе удельной полезной мощности установки с учетом различных
408
значений относительных расходов рабочего тела или мощности от-
дельных агрегатов:
^Суд = М-.уд ~ Мс.уд + -ЛГмг.уд ~ Nm.c ~ М:.Н)
где NM.c и TVc.h - затраты мощности на магнитную систему и соб-
ственные нужды электростанции соответственно.
При проектировании следует принимать во внимание специфи-
ческие особенности применяемых в МГД-генераторе топлив. Для
мазутов необходимо учитывать количество серы, приводящей к сер-
нистой коррозии, а для угля - влажность, количество серы, золы
и помол частиц, что может оказывать эрозионное и коррозионное
воздействия на проточную часть и влиять вместе с долей вводимой
легкоионизируемой присадки на уровень электрической проводимо-
сти и возможность связывания присадки шлаком.
Для электростанции с МГД-генератором регенеративного типа
начальное давление в камере сгорания рм р можно принимать в ши-
роком диапазоне (от 0,4 до 2,0 МПа), а температура Т^р при фикси-
рованной температуре предварительного подогрева Тп.п зависит от
РМГ (рис. 3.29, а), а при фиксированном рмг от Гп.п (рис. 3.29, б).
При указанных значениях pjpр необходимо обеспечивать макси-
мальный КПД канала МГД-генератора, что связано с увеличением
его длины и повышением стоимости установки.
Рис. 3.29. Зависимость температуры в камере сгорания от
температуры предварительного подогрева воздуха (топливо
СН«; а = 1,0) для различных давлений в камере сгорания (а)
и при различном обогащении воздуха кислородом при Рд^г =
0,1 МПа (б):
1 - 4 ~ Ро3 равно 1; 0,51; 0,1 и 0,05 МПа соответственно; 5 - 7 -
содержание Oj равно 21, 30 и 40 % (мае.) соответственно
409
При проектировании базовых электростанций большой единич-
ной мощности КПД МГД-генератора должен быть не менее 70 - 75 %,
что можно получить в кондукционных линейных МГД-генераторах
фарадеевского типа.
При проектировании электростанции с МГД-генератором любо-
го типа необходимо учитывать затраты энергии, необходимые для
создания магнитной индукции. Наиболее перспективной магнитной
системой, обеспечивающей В = 8—10 Тл и требующей минимальных
затрат энергии (0,8-1% от мощности МГД-генератора), является
сверхпроводящая магнитная система. В мощных электростанциях
значение В следует выбирать в диапазоне 4-6 Тл. Стоимость та-
кой магнитной системы достаточно высока и составляет 17-18%
от капитальных затрат. Затраты мощности на собственные нужды
электростанции обычно равны 2 - 4 %.
При проектировании комбинированных установок с МГД-гене-
ратором для покрытия пиковой (и аварийной) нагрузки следует пре-
дусматривать затрату мощности на выделение кислорода из возду-
ха. Кислород подается в камеру сгорания перед МГД-генератором
или нагнетается в газгольдеры при неработающем генераторе. При
совместной работе ГТУ и установки с МГД-генератором электриче-
ская мощность вырабатывается обеими установками.
В качестве ГТУ при этом можно использовать установку типа
ГТ-100-750, созданную на АО ЛМЗ. В комбинированной установке с
ГТ-100-750 при Тмг = 3350 К, рмг = 2,6 МПа, Тг = 1123 К, тгк =
= 26 и расходе продуктов сгорания через канал МГД-генератора
440 кг/с суммарная мощность составляет 660 МВт, из которых
100 МВт вырабатывает ГТУ.
В общем случае выбор схемы и параметров ГТУ определяется
назначением комбинированной установки.
В пиковых комбинированных установках давление рм р перед
каналом МГД-генератора надо выбирать равным 2-3 МПа, что со-
ответствует режиму течения в канале с числом Маха М> 1,0.
9.6. Выбор схемы и параметров энергетических
полузамкнутых и замкнутых установок
на органическом топливе
Из установок, рассмотренных в 3.4, наибольшими достоинства-
ми в отношении высокой удельной мощности и при достаточно высо-
кой экономичности обладают ПЗГТУ с регенеративным отбором га-
за (см. рис. 1.46). Для определения оптимальных параметров цикла
410
с регенеративным отбором газа необходимо найти соотношение рас-
ходов рабочего тела Go через “открытую” часть установки и через
замкнутую часть (этот расход приблизительно составляет Go + G3,
где G3 - расход, отводимый перед последней ступенью расширения).
При Тр = 1023 К КПД такой ГТУ равен 37,3 %, а мощность соста-
вляет 425 МВт.
Используя цикл многоагрегатной ПЗГТУ с регенерацией на ли-
нии сжатия при С = 2, z = 1, температуре перед турбинами
Тр, = 1073 К, при общей степени повышения давления тг = 50 и
расходе воздуха через компрессор низкого давления G = 450 кг/с,
получаем удельную мощность Nya = 765 кВт/(кг-с-1), т)е = 39,4%
и мощность Ne = 345 МВт. Степень регенерации а = 0,5 в этом
случае может быть обеспечена при сравнительно небольшой площа-
ди теплообменной поверхности регенератора, равной 4550 м2. Сум-
марная площадь теплообменной поверхности регенератора и возду-
хоохладителей в такой установке составляет 12900 м2.
При повышении Тр до 1223 К при тех же значениях С, ( и z
получаем Nya = 885 кВт/(кг-с-1), т?е = 44,5 % и Ne = 400 МВт (при
тг = 60). Без регенератора Nya и т?е полузамкнутого цикла замет-
но снижаются. В табл. 3.12 приведены проектные параметры двух
ПЗГТУ: с регенератором (установка ГТУ-300-800-1) и без регенера-
тора (установка ГТУ 300-800-2).
Таблица 3.12. Проектные параметры одновальных (п = 3000 мин-1)
ПЗГТУ большой мощности при Тр — 1073 К
Тип уста- новки ЛГе, МВт Че, % Масса, Г абаритные размеры, м Число ступеней G, кг/с хк
дли- на шири- на высо- та компрес- соров тур- бин
ГТУ-300- 800-1 345 39,4 770 45* 21 12 54-54-84-6 3+6 450 (1190)*’ 51
ГТУ-300- 800-2 310 35,9 607 40* 22 9 4+3+9 1+6 450 (1093)” 38,5
* С регенератором. "С регенеративным отбором.
411
a
б
Рис. 3.30. Одновальная ПЗГТУ без регенерации мощностью 310 МВт:
а - схема; б - цикл в Т, з-координатах; 1 - КНД; Я - КСД; 3 - КВД; 4, 6 -
камера сгорания высокого и низкого давления соответственно; 5 - ТВД; 7- ТСД;
в-ТНД
В отсутствие регенератора КПД т]е ГТУ снижается с 39,4 до
35,9 %, а мощность Ne с 345 до 310 МВт. Установка (рис. 3.30) с
7Ve = 310 МВт и т)е = 35,9 % имеет следующие проектные данные:
GB = 450кг/с; G0/GB = 2,43; Т*г = 1073 К; тгК1 = 2,5; тгк2 = 2,0;
тгкз = 8; С — 2; z = 1; п = 3000 мин-1; Nya = 690 кВт/(кг-с-1).
При двухвальной схеме, но с последовательным расположением
валов, когда частота вращения КНД составляет 2000 мин-1, а гене-
ратор расположен на валу ТВД, можно получить ГТУ с тем же полу-
замкнутым циклом, обеспечивающую Ne = 1400 МВт и т]е — 44,5 %
при Тр = 1073 К, тг = 128, С = 4, z = 2, GB = 1350 кг/с. Изменяя да-
вление отбора и повышая температуру газа до 1300 - 1400 К, можно
получить ГТУ с Ne = 3000 МВт и т)е « 50 %.
В качестве рабочего тела для ЗГТУ на органическом топливе
принимают главным образом воздух.
Максимальная мощность выпущенных ЗГТУ на воздухе не пре-
вышает 30 МВт. Выполнены также проекты ЗГТУ мощностью 50 и
100 МВт.
412
Главной трудностью, сдерживающей возможности повышения
единичной мощности ГТУ рассматриваемого типа и внедрения
ЗГТУ в энергетику, является громоздкий и тяжелый нагреватель
- воздушный котел, ухудшающий и технико-экономические, и экс-
плуатационные показатели ЗГТУ по сравнению с ГТУ открытого
цикла.
Размеры нагревателей получаются значительными даже при ма-
лых мощностях ЗГТУ. Так, высота камер сгорания нагревателей
выпущенных установок составляет не менее 7,5 м, а иногда дости-
гает и 12 м (например, для установки мощностью 10 МВт, работа-
ющей на пылеугольном топливе). Если учесть размеры газоходов и
других узлов, то высота нагревателей ГТУ достигает 17 - 18 м. Раз-
меры нагревателей в плане также значительны (например, ширина
указанного пылеугольного котла около 10 м, длина около 13 м).
Затраты на нагреватель составляют почти 40 % всех капитало-
вложений в установку.
При проектировании установок мощностью не менее 25 МВт
схему стационарной ЗГТУ (см. рис. 1.32) целесообразно усложнить,
увеличив число компрессоров, турбин, введя не только промежуточ-
ное охлаждение, но и промежуточный подогрев рабочего тела, а так-
же турбонаддув в котле и т.п. Для ГТУ усложненной схемы требует-
ся большая оптимальная степень повышения давления (тг = 8... 10)
по сравнению с тг = 3,5... 4,0 в ЗГТУ простых схем. Работоспо-
собность рабочего тела при этом растет существенно, а КПД может
достигать 36 - 38 %.
Существенным преимуществом ЗГТУ является возможность от-
дачи большого количества теплоты в теплофикационную сеть без
понижения электрического КПД установки. В ЗГТУ в отличие от
установок открытого цикла подогреватели сетевой воды - это орга-
нические элементы установки, и их применение не связано с допол-
нительными потерями давления в тракте и добавочными капитало-
вложениями. Отдача теплоты на 1 МВт электрической мощности
достигает в них 4-106 кДж/ч без снижения экономичности при вы-
работке электроэнергии. Для кратковременных периодов при очень
низкой температуре воздуха количество отдаваемой теплоты мож-
но увеличить в 2 раза, но при этом КПД на зажимах генератора
несколько уменьшится.
Кроме воздуха, рабочим телом для ЗГТУ на органическом топ-
ливе может быть углекислый газ. Исследования показали, что ис-
пользование СОг вместо водяного пара существенно увеличивает
единичную мощность установки. Объясняется это тем, что в цикле
413
с использованием СОг его противодавление за последней степенью
турбины примерно в 400 раз выше, а значит, объемный расход мень-
ше, чем в ПТУ. Следовательно, при тех же размерах лопатки и при
одинаковой температуре рабочих тел можно значительно повысить
единичную мощность установки.
При сопоставлении с пароводяной установкой установка с СОг
такой же мощности имеет примерно на 3 % больший КПД и мень-
шую удельную стоимость.
Проектные разработки установки с СОг мощностью 500 МВт
по схеме, приведенной на рис. 3.31, показали, что можно получить
т]е ~ 45 %. При комбинированной регенерации с раздвоением пото-
ков возможно т/е « 52 %, однако при этом р’р ~ 48 МПа. ПГУ с
турбинами на СОг более экономичны, чем ПТУ на водяном паре.
В первых нет промежуточного подогрева СОг и не требуется ком-
прессор. Приведенные выше показатели углекислотных установок
следует рассматривать как ориентировочные, поскольку они в от-
личие от показателей некоторых ЗГТУ на воздухе не подтверждены
практикой постройки и эксплуатации установок.
Рис. 3.31. Схема и цикл в Т, s-координатах углекислотной
установки мощностью 500 МВт с комбинированной регене-
рацией:
1 - котел-нагреватель; & - основной регенератор; 3 - дополнитель-
ный регенератор; 4 ~ конденсатор; 5 - насос; 6 - компрессор; 7 -
ТНД; 8 - ТВД
Как и в воздушных ЗГТУ, в установках на СОг можно исполь-
зовать любой вид топлива. При применении жидкого или газового
топлива можно создать ПГУ. В этом случае теплота ГТУ использу-
ется для подогрева СОг в околокритической области, где теплоем-
кость СОг высокая.
414
Рис. 3.32. Схема ПГУ с ЗГТУ и с газогенератором с кипящим
слоем при атмосферном давлении:
1 - редуктор; 2 - компрессор ГТУ; 3 - турбина ГТУ; 4 ~ нагреватель воз-
духа, встроенный в газогенератор с кипящим слоем; 5 - регенератор; 6 -
отвод продуктов сгорания; 7 - вентилятор дымовой трубы; 8, 14 -отвод
золы; 9- система очистки дымовых газов; 10- циклонный сепаратор ча-
стиц; 11 - подача угля (кокса), доломита и воздуха; 12 - система предва-
рительного сжигания; 13- вентилятор; 15- ГТУ; 16- ПТУ; 11- паровая
турбина
Имеются уже действующие ЗГТУ небольшой мощности и ком-
бинированные установки, включающие в себя ЗГТУ, которые рабо-
тают на угле. В таких установках применяют способ газификации
угля в кипящем слое при давлении, близком к атмосферному. Ра-
бочим телом в ЗГТУ при этом является чистый воздух, циркули-
рующий по замкнутому контуру, а отводимая от этого контура те-
плота передается пароводяному контуру, в котором осуществляется
паротурбинный цикл. Теплота воздуху перед турбиной передается
от системы газификации в нагревателе - воздушном котле на угле.
Таким образом, ПГУ с газификацией угля состоит из трех конту-
ров: газификации с газогенератором, теплообменниками и другими
устройствами и механизмами; контура, включающего ЗГТУ, и па-
ротурбинного (рис. 3.32). По такой схеме электрическая компания
“Пауэр системе” (США) в г. Торранс (шт. Калифорния) построила
первую в мире коммерческую ПГУ. При полной нагрузке расчет-
ная мощность ГТУ составляет 4,6 МВт, мощность паровой турбины
6,05 МВт. На собственные нужды станции расходуется 1,45 МВт,
так что эффективная мощность установки составляет 9,2 МВт.
415
9.7. Выбор схемы и параметров энергетических установок
на нетрадиционных источниках энергии
К нетрадиционным источникам энергии, находящим примене-
ние в сочетании с энергетическими установками, можно отнести (до-
статочно условно) аккумуляторы воздуха и солнечную энергию.
Аккумуляторы воздуха применяются в схемах с ГТУ, одна из
которых приведена на рис. 1.31. Подобные ВАГТУ с аккумулято-
ром воздуха и вспомогательным оборудованием устанавливаются на
ВАЭС.
Аккумуляторы воздуха представляют собой большие подземные
хранилища воздуха, закачиваемого в них компрессорами в периоды
уменьшения нагрузки в электросистемах.
К особенностям ВАГТУ относят: отсутствие непосредственно
механической и термодинамической связи между компрессором и
турбиной; различные расходы рабочего тела через компрессор и тур-
бину; выработку всей мощности турбины в энергосеть; использова-
ние различных видов топлива при работе в компрессорном и тур-
бинном режимах; наличие дополнительных гидравлических сопро-
тивлений в тракте, соединяющем компрессор, турбину и воздушный
аккумулятор; изменение давления в воздушном аккумуляторе из-за
нагрева или охлаждения в нем воздуха.
Оценку топливной экономичности из-за указанных особенностей
выполняют иначе, чем в обычных ГТУ. Значительную трудность
при этом создает отсутствие единого критерия для этой оценки.
Поэтому в работах, проводимых в НПО ЦКТИ совместно с МГТУ
им. Н.Э. Баумана, предложены три КПД, оценивающих топливную
экономичность станции:
1) турбинный, отражающий эффективность расхода газотур-
бинного топлива,
п п
Чет = АГТ/ ' Qraii
i=l i=l
n n
где 52 NT - сумма мощностей турбин; 52 Qrni ~ сумма расходов те-
i=i i=l
плоты, подведенной к воздуху в камерах сгорания перед турбинами
при сжигании газотурбинного топлива;
2) общий станции в целом, отражающий эффективность исполь-
зования суммарного расхода топлива как в турбинном, так и в ком-
416
прессорном режиме работы,
п
где Qra.*i ~ сумма расходов теплоты, затраченной на сжатие воз-
i=i
духа во время зарядки аккумулятора; - время работы компрессо-
ров; tT - время работы турбин;
3) общий условный станции в целом, отражающий эффектив-
ность использования суммарного расхода топлива с учетом различ-
ных стоимостей твердого (при использовании для привода компрес-
соров электрической энергии, производимой на паротурбинных стан-
циях на твердом топливе) и газотурбинного топлив (sTJI.T и зтлг),
Аккумуляторы воздуха ВАЭС можно разделить на два основ-
ных типа: постоянного давления (р = const) и постоянного объема
(V = const), которые в свою очередь определяют различные режи-
мы работы турбин и компрессоров ВАЭС. При использовании ак-
кумуляторов постоянного давления обеспечивается работа турбин и
компрессоров при постоянных давлении и расходе воздуха. К этому
типу относятся аккумуляторы, выполненные в пористо-водоносных
пластах с высоким коэффициентом проницаемости, а также акку-
муляторы с системой гидростатического выравнивания давления,
которая представляет собой связанный с емкостью собственно ак-
кумулятора специальный водоем, расположенный на более высоком
геодезическом уровне. В процессе зарядки аккумулятора компрессо-
ры закачивают сжатый воздух, вытесняя воду, а при работе турбин
вода вытесняет воздух из аккумулятора.
При применении аккумулятора постоянного объема, т.е. акку-
мулятора, представляющего собой замкнутую емкость, вымытую в
соляном куполе или вырубленную в скальном массиве, возможны
различные режимы работы турбин. Во-первых, и в этом случае мож-
но обеспечить работу турбин при постоянных давлении и расходе,
14 - 1746
417
правда, с дополнительными потерями из-за установки между акку-
мулятором и турбиной дроссельного клапана, снижающего давление
перед ней до наименьшего давления в аккумуляторе за период его
разрядки. Этот режим работы, как и при использовании аккумуля-
тора постоянного давления, позволяет при постоянной температуре
продуктов сгорания за камерами сгорания получать постоянную по-
лезную мощность. Во-вторых, можно обеспечить работу турбины
при переменном давлении, соответствующем давлению в аккумуля-
торе. Однако в этом варианте при постоянной температуре газа пе-
ред турбинами как секундный расход воздуха, так и генерируемая
мощность в процессе разряда аккумулятора снижаются, и турбины
в течение всего периода работают в переменном режиме. Постоян-
ную генерируемую мощность можно получить, если применить ТВД
с поворотным (регулируемым) сопловым аппаратом, а влияние сни-
жения давления воздуха компенсировать повышением температуры
газа перед турбинами.
При проектировании ВАГТУ обычно исходят из возможностей
использования компрессоров и турбин уже имеющихся автономных
ГТУ.
При выборе схемы и параметров конкретной ВАГТУ следует
иметь в виду некоторые ограничения и особенности:
а) в качестве наиболее общей можно выбирать схему, указанную
на рис. 1.31;
б) следует получить расчетные параметры нескольких схем и
компоновок турбинного и компрессорного оборудования, различаю-
щихся числом турбин (ступеней расширения), числом камер сгора-
ния (ступеней подвода теплоты, получающейся при сгорании газо-
турбинного топлива), наличием или отсутствием регенератора и по-
догревателя воздуха теплотой, аккумулированной при работе ком-
прессоров;
в) в качестве исходных для расчета следует выбирать следую-
щие параметры: расход воздуха через турбину, определяемый, в
частности, пропускной способностью ее последней ступени; уровень
максимального давления в аккумуляторе воздуха, определяемый ха-
рактеристиками компрессоров; для схем с регенератором степень ре-
генерации принимается такой, чтобы температура газа за регенера-
тором была не ниже 400 К для предотвращения коррозии; в схемах
с подогревом выходящего из аккумулятора воздуха теплотой, ото-
бранной в охладителях между компрессорами, при одинаковой сум-
марной степени повышения давления в компрессорах целесообразно
принимать одинаковую температуру воздуха после подогревателя.
418
Вследствие того, что в ВАГТУ вся мощность турбин являет-
ся полезной, повышение начальной температуры газа не приводит к
столь резкому увеличению мощности и КПД, как в автономных ГТУ.
В связи с этим температуру газа перед турбинами ВАГТУ целесо-
образно ограничивать уровнем, при котором не требуется охлажде-
ние лопаточных аппаратов. Расчетные исследования, проведенные
в НПО ЦКТИ совместно с МГТУ им. Н.Э. Баумана, показали, что
усложнение тепловой схемы ВАГТУ в результате увеличения числа
ступеней подвода теплоты (камер сгорания) позволяет при прочих
равных условиях получать полезную мощность в двухкамерной уста-
новке на 20 %, а в трехкамерной на 40 % больше, чем в однокамерной.
Применение аккумулятора р = const по сравнению с аккумулятором
V = const при одинаковом максимальном давлении позволяет полу-
чить большую мощность: для однокамерной установки на 6 %, для
двухкамерной на 10 %, для трехкамерной на 11 %.
Турбинный КПД однокамерной установки простейшей схемы
для аккумулятора р = const равен 82,5 %, применение подогрева
воздуха перед камерой сгорания увеличивает КПД на 5 %, а реге-
нератора на 12 %. Использование аккумулятора V = const снижает
КПД в этом случае на 5 %. Увеличение числа камер сгорания также
уменьшает турбинный КПД (на 7 % - для двухкамерных и на 20 %
- для трехкамерных установок) из-за увеличения расхода газотур-
бинного топлива. Применение регенератора ослабляет снижение ?]ет
при увеличении числа камер сгорания до 2 - 5 %.
Общий КПД для однокамерной простейшей схемы равен 30 %,
введение подогревателя слабо сказывается на его значении, а при-
менение регенератора повышает его на 5 %. При переходе к двухка-
мерным и трехкамерным схемам без регенератора этот КПД увели-
чивается примерно на 10 %, а в случае с регенератором на 13 % для
двухкамерной и на 18 % для трехкамерной схем.
Усложнение тепловой схемы путем увеличения числа ступеней
подводов теплоты (камер сгорания) приводит к повышению не толь-
ко мощности и общего КПД ВАГТУ, но и удельного расхода га-
зотурбинного топлива и, следовательно, снижает турбинный КПД
станции.
Применение регенератора в отношении топливной экономично-
сти чрезвычайно эффективно и позволяет повысить как общий, так
и турбинный КПД ВАГТУ. Эффективность применения подогрева
воздуха на выходе из аккумулятора теплотой, отобранной в охлади-
телях между компрессорами, значительно ниже, если температура
14*
419
промежуточного теплоносителя невысока (например, 360 К). Эф-
фективность применения подогрева может быть увеличена при по-
вышении этой температуры. Анализ показал, что в качестве целесо-
образной схемы опытно-промышленной ВАЭС может быть выбрана
средняя по сложности схема с двумя турбинами и двумя камерами
сгорания.
Работа по созданию ВАЭС велась и ведется в ряде стран. Пер-
вая в мире установка этого типа мощностью 290 МВт работает с
ноября 1978 г. на ТЭС “Хунторф” в Германии (рис. 3.33).
Рис. 3.33. Принципиальная схема воздухоаккумулирующей ГТУ
станции “Хунторф”:
1 - осевой КНД; 2 - двухступенчатый центробежный КВД с охлаждением
воздуха между ступенями; 3- редуктор; 4 ~ промежуточный воздухоохлади-
тель между компрессорами; 5 - концевой воздухоохладитель; 6 - воздушный
аккумулятор; 7 - камера сгорания высокого давления; 8 - ТВД; 9 - камера
сгорания низкого давления; 10 - ТНД; 11 - электромотор-генератор; 12 -
муфта
С 1986 г. в США эксплуатируется ВАЭС “Сойланд” мощно-
стью 220 МВт (рис. 3.34). Наземное оборудование для нее постави-
ла швейцарская фирма “Броун-Бовери”, изготовившая аналогичное
оборудование для ВАЭС “Хунторф”.
В некоторых странах рассматривается проблема создания сол-
нечных энергоустановок (СЭУ). В их составе могут применяться
ГТУ или ПГУ. ГТУ могут работать по открытому (на воздухе) или
замкнутому (на воздухе или на гелии) циклам, не отличающимся от
соответствующих циклов ГТУ на традиционных источниках энер-
гии.
Надежных экономичных показателей для СЭУ пока не существу-
ет.
420
72»
Рис. 3.34. Компоновка воздухоаккумулирующей ГТУ на электростан-
ции “Сойланд” (США):
1 - турбина; 2 - камера сгорания; 3 - электромотор-генератор; 4 ~ пусковой
электродвигатель; 5 - КНД; 6 - КСД; 7- КВД; 8 - промежуточный воздухоохла-
дитель; 9- концевой воздухоохладитель; 10- теплообменник-рекуператор; 11 -
выпускнак труба
Основной трудностью создания СЭУ большой мощности (не-
сколько десятков и даже сотен мегаватт) является обеспечение кон-
центрации солнечной энергии, плотность которой низка, - в средних
широтах она составляет всего несколько сот ватт на квадратный
метр, в условиях непостоянства солнечного излучения как по вре-
мени суток, так и из-за погодных условий. В связи с этим необхо-
димо, во-первых, концентрирование энергии Солнца, во-вторых, ее
аккумулирование с целью использования при отсутствии солнечного
излучения. Задача создания СЭУ большой мощности решается пу-
тем разработки системы зеркал-гелиостатов, располагаемых на зем-
ле вокруг приемного коллектора. Зеркала должны автоматически
поворачиваться вслед за Солнцем, а приемный коллектор - распола-
гаться на достаточно большой высоте, чтобы лучи, отраженные от
зеркал, могли попасть на него даже при большом расстоянии между
зеркалами и коллектором. Обычно рассматривают СЭУ с коллекто-
ром (или коллекторами), расположенным на высоких (до 100 - 400 м)
башнях, поэтому СЭУ такого типа называют башенными.
Наряду с крупными СЭУ башенного типа разработаны автоном-
ные системы с параболическими тарельчатыми коллекторами диа-
метрами 10- 100 м с ГТУ сравнительно небольшой мощности (50-
2000 кВт). В таких СЭУ блок преобразователя ГТУ с электрогене-
ратором размещается в фокальной плоскости коллектора. Несколько
таких СЭУ могут давать энергию в общую сеть. КПД полного пре-
образования таких СЭУ может составлять 20 - 30 %, что выше, чем
421
КПД СЭУ башенного типа. Это объясняется более высокой степенью
концентрации лучистой энергии Солнца и однородностью распреде-
ления теплового потока в течение всего светового дня. Кроме того,
возможно получение очень высокой температуры рабочей среды, при
которой КПД ГТУ высок.
Представляют также интерес автономные СЭУ мощностью не-
сколько киловатт. Такие установки могут служить для привода на-
сосов, поднимающих воду из скважин в отдаленных пустынных и
полупустынных районах с большим числом солнечных дней в году.
9.8. Выбор рабочего тела установок на ядерном топливе
Применение ядерных реакторов в качестве источника теплоты
определяет обширный комплекс требований к теплоносителю, охла-
ждающему активную зону. Ядерные реакторы отличает чрезвычай-
но высокая плотность выделения энергии, поэтому от теплоносителя
требуются прежде всего высокие теплопередающие свойства. Интен-
сивный отвод теплоты должен осуществляться при умеренных да-
влениях теплоносителя и относительно небольших затратах энергии
на прокачку его через активную зону. Рабочее вещество должно
сохранять свои качества под воздействием высоких температур и
радиоактивного облучения и не приобретать собственной наведен-
ной радиоактивности. Важным требованием является также слабое
коррозийное действие теплоносителя на конструкционные материа-
лы реактора и турбоустановки.
С точки зрения обеспечения высоких коэффициентов теплоот-
дачи наилучшими теплоносителями являются жидкости. Однако
использование таких теплоносителей одновременно и как рабочих
тел в одноконтурных установках встречает значительные трудно-
сти. Основным достоинством газообразных рабочих тел является
отсутствие в рабочем диапазоне параметров процесса фазового пе-
рехода, вследствие чего для большинства веществ их свойства не
ограничивают диапазон рабочих параметров ни по давлению, ни по
температуре. Достоинством газов является их химическая инерт-
ность по отношению к воде и воздуху, что повышает безопасность
установки при повреждениях элементов контура. Для реакторов с
газовым охлаждением при достаточно высокой температуре теплоно-
сителя становится целесообразным применение газотурбинного пре-
образователя энергии по одноконтурной замкнутой схеме. В таких
422
установках свойства используемого рабочего тела оказывают значи-
тельное влияние на параметры и конструкцию турбомашин и тепло-
обменников, вследствие чего при проектировании установок рабочее
тело выступает как дополнительный конструкционный параметр.
Влияние свойств газа на параметры теплообменных аппаратов
В атомных ЗГТУ масса и размеры теплообменных аппаратов
значительно превосходят массу и размеры лопаточных машин и во
многих случаях являются определяющими для установки в целом.
Поскольку при использовании газовых теплоносителей существен-
ны энергетические затраты на преодоление гидравлических потерь,
сравнение веществ проводят по критерию, учитывающему одновре-
менно условия теплообмена и потери трения в каналах.
Если принять, что в аппаратах на различных газах передается
одинаковое количество теплоты при одинаковой разности темпера-
тур между стенкой и газом, то площадь теплопередающей поверх-
ности зависит только от коэффициента теплоотдачи а газа. Для
рассматриваемых газов, имеющих близкие значения критерия Рг,
при турбулентном режиме течения можно использовать одно и то
же критериальное уравнение
Nu = 0,023 Re0’8 Рг0’43.
Раскрывая значения критериев Нуссельта и Рейнольдса
Nu = ad/X]
Re = dcp/-q = dcpp/^RpT),
где A - теплопроводность, Вт/(м-К); 7) - динамическая вязкость газа,
Н-с/м2; р - относительная молекулярная масса газа; с - скорость
газа, м/с, получаем
_ 0,023 / р Х°’8/с/х\0.8 0 43
d0-2 кЯдТ/ \т1)
(3.3)
При одинаковых скоростях газа коэффициент теплоотдачи зависит
от значения комплекса
Рг°-43(/х/77)°’8А.
423
Скорость газа в канале теплообменного аппарата или реактора
ограничивается допустимым значением относительных гидравличе-
ских потерь Др = Др/р. В зависимости от требований к установке
и параметров газа обычно принимают Др = 0,01... 0,04.
Гидравлическое сопротивление в канале при турбулентном те-
чении для рассматриваемых газов также можно описать одним урав-
нением
L рс2
~d~2'
где L - длина канала; £ - коэффициент трения.
Приняв £ = O,316Re-0,25 для гладких труб, запишем относи-
тельную потерю давления в виде
Д£ = ^0-25р°-75с1’75, (3.4)
где /3 = 0,158£/(</1,5р0,25Лд75710’75) - величина по условиям сравне-
ния постоянная. Из (3.4) следует, что при турбулентном течении
различных газов по геометрически подобным каналам относитель-
ные гидравлические потери будут одинаковыми при скоростях, про-
порциональных 7/-0>143р0’43.
В табл. 3.13 приведены параметры, входящие в уравнения (3.3)
и (3.4), для некоторых газов при температуре 673 К и давлении
0,1 МПа. Поскольку значения критерия Рг и коэффициента вязко-
сти для всех газов, за исключением водорода, близки между собой,
при одинаковых скоростях коэффициент теплоотдачи газа зависит
прежде всего от его теплопроводности и относительной молекуляр-
ной массы. Из данных табл. 3.13 следует, что водород с большой те-
плопроводностью и малой относительной молекулярной массой име-
ет близкие значения комплекса Рг0,43(р/т/)0,8А с углекислым газом,
большая относительная масса р которого компенсирует меньшее зна-
чение А.
У газов с относительными молекулярными массами, имеющи-
ми промежуточное значение между массами Нз и СОз, коэффициент
теплоотдачи будет ниже.
Вместе с тем условие Др = idem определяет, что при исполь-
зовании легких газов скорости в каналах оказываются существенно
больше, чем при использовании тяжелых газов. В результате тепло-
передающие способности водорода и гелия оказываются существенно
лучше, чем углекислого газа или азота. Очень низки теплопередаю-
щие свойства аргона.
424
Таблица 3.13. Значения параметров, входящих в уравнения (3.3) и (3.4),
для различных газов
Газ Р А • 103, Вт/(м-К) т} 10», Н-с/м2 Рг Pr0,43(p/jj)0,8A • IO"7 С< с = Ссо3 Рг°-43(Мс/>?)0-8А
н2 2,016 348 1,54 0,644 3,58 3,74 1030
Не 4,00 287 3,43 0,648 270 2,76 608
n2 28,01 50,7 3,09 0,659 247 1,205 287
Аг 39,95 33,9 4,1 0,628 172 1,033 177
С02 44,01 47,2 3,0 0,709 350 1,0 350
6
12
в
Ч
20 40 60 ВО 100 120 р-
Рис. 3.35. Изменение относительной
массы регенератора ГТУ при приме-
нении гелиево-ксеноновой смеси вме-
сто чистых газов
Увеличение давления приводит к увеличению коэффициента те-
плоотдачи. Особенно это проявляется у СОз, где при температуре
310-340 К и давлении 10-15 МПа его значение возрастает в 3-4
раза по сравнению со значением при атмосферном давлении. Одна-
ко уже при 450 К это увеличение составляет только 1,5 и с ростом
температуры уменьшается.
В установках малой мощности, например космических, по усло-
виям получения приемлемых параметров лопаточных машин оказы-
вается целесообразным применение рабочего тела с большой отно-
сительной молекулярной массой. Оказалось, что если использовать
смесь легких и тяжелых газов, например гелия и ксенона, то ухуд-
шение теплопередающих свойств будет меньшим, чем при исполь-
зовании чистых газов с той же относительной молекулярной массой
р. Различие в свойствах объясняется тем, что теплопроводность и
вязкость газовых смесей изменяются не пропорционально изменению
состава смеси. На рис. 3.35 показано влияние состава смеси Не-Хе
на относительную массу регенератора ГТУ в сравнении с влиянием
чистых газов.
Влияние свойств рабочего тела
на параметры лопаточных машин
Влияние свойств рабочего тела на параметры лопаточных ма-
шин объясняется различием в значениях показателя адиабаты и га-
зовой постоянной и, как следствие, в значениях теплоемкости и ско-
рости звука. Указанные параметры влияют на число ступеней ком-
прессора и турбины, определяют форму проточной части, закрутку
лопаток, величину потерь в ступени.
426
Из выражений для удельной работы компрессора и турбины
- 1)/чк!
К X
Хт = Rttt'W ~ ^~к)/к)/ъ
К X
следует, что при одинаковых 7ГК (или 7ГТ) различие работ ZK и LT для
различных газов определяется главным образом различием газовых
постоянных, поскольку изменение комплекса к /{к — 1), входящего
в формулы как множитель и как показатель степени, в значитель-
ной мере самокомпенсируется. Таким образом, удельная работа ока-
зывается приблизительно обратно пропорциональной относительной
молекулярной массе газа.
Вместе с тем теплоперепад Нет, срабатываемый в одной ступени
лопаточной машины, пропорционален квадрату окружной- скорости
и колеса. Например, для компрессора Яст = Нги2, где Нг - коэф-
фициент теоретического напора, и для турбины Нст = (и/у о)2, где
у0 = и/сад. Значения и ограничиваются соображениями прочности,
a j/o и Нт - соображениями получения высоких КПД ступеней. Если
принять эти параметры для различных газов одинаковыми, то чи-
сло ступеней лопаточной машины окажется обратно пропорциональ-
но относительной молекулярной массе газа.
В первом разделе настоящей книги было показано, что опти-
мальные параметры цикла ГТУ определяются значениями х =
= тгк^ Отсюда следует, что лопаточные машины на различ-
ных газах целесообразно сравнивать при одинаковых значениях х,
а не 7ГК или 7ГТ. В этом случае удельная работа и соответственно
число ступеней определяются произведением Rk/(k — 1), т.е. тепло-
емкостью газа. В табл. 3.14 показано число ступеней лопаточных
машин при различных условиях (за единицу взято число ступеней
на воздухе).
В лопаточных машинах, особенно в компрессорах, потери суще-
ственно зависят от уровня числа Маха М, т.е. от отношения скоро-
сти газа к местной скорости звука. Принимают, что в автомодель-
ной по числу Re области одинаковые потери в ступенях обеспечи-
ваются при одинаковых числах Эйлера Еи= (ЛМ2)-1. Для газов с
близкими значениями к одинаковые потери соответствуют условию
М — idem. В этих двух случаях меньшее число ступеней получает-
ся при использовании одноатомных газов Не, Аг и большее при ис-
пользовании СО2 (см. табл. 3.14). Однако выполнение лопаточных
427
Таблица 3.14. Число ступеней г турбомашины для различных
рабочих тел
Рабочее тело М ср> кДж/(кг-К) z при
тг =idem х =idem Eu=idem
н2 2,016 14,5 14,37 13,55 0,96
Не 4,003 5,2 7,24 4,85 0,8
n2 28,02 1,07 1,034 1,02 0,99
Воздух 28,97 1,05 1,0 1,0 1,0
Аг 40,0 0,52 0,724 0,785 0,68
С02 44,01 1,065 0,658 0,995 1,54
машин на различных газах с одинаковыми М или Ей требует зна-
чительного увеличения окружной скорости при использовании газов
с высокими скоростями звука (Щ, Не), что невозможно по услови-
ям прочности. Поэтому наиболее правильным представляется срав-
нение при х =idem. Для уменьшения числа ступеней при работе
на легких газах параметры Нт и уо изменяют в направлении уве-
личения удельной работы ступеней. В результате удается при ис-
пользовании, например гелия, получить значение z, только в 2 раза
превышающее значение z на воздухе.
Выбор рабочего тела
Из рассмотренного выше следует, что газы с малой молекуляр-
ной массой обеспечивают большую удельную работу цикла (т.е. по-
зволяют иметь меньший расход при заданной мощности) и обладают
хорошими теплопередающими свойствами. Это делает их предпо-
чтительными для энергетических установок большой мощности. В
то же время лопаточные машины имеют большое число ступеней.
В турбоустановках небольшой мощности при малых диаметрах ро-
тора выгодны более тяжелые газы, позволяющие сократить длину
турбоблока и увеличить высоту лопаток.
Для одноконтурных ядерных установок в качестве возможных
рабочих тел и теплоносителей рассматривают одноатомные инерт-
ные газы, двухатомные газы - азот и водород, а также трехатомный
углекислый газ. Из списка возможных веществ исключают кисло-
род и СО из-за их высокой химической активности. Кроме того, ки-
428
слород под воздействием излучения приобретает значительную на-
веденную радиоактивность. Присутствие кислорода делает непри-
емлемым применение воздуха. Воздух можно использовать только
в последнем (открытом) контуре трехконтурных установок. Ксе-
нон обладает большим сечением захвата нейтронов и поэтому может
применяться только в установках с радиоизотопными источниками.
Взрывоопасность водорода при контакте с воздухом исключает
его, по крайней мере в настоящее время, из рассмотрения. Поэтому
наиболее перспективным газом считается гелий. Имеется практиче-
ский опыт использования углекислого газа, однако только до тем-
пературы 923 К, выше которой газ вступает в реакцию с графитом
активной зоны.
Выбор схемы и параметров
энергетических ГТУ на ядерном топливе
Применение гелия в качестве рабочего тела в одноконтурных
энергетических установках допускает создание ГТУ единичной мощ-
ностью до 1000 МВт. В то же время по соображениям безопасности
на один реактор необходимо устанавливать 2-4 параллельно ра-
ботающие машины, вследствие чего требуемый уровень единичной
мощности ГТУ составляет 300 - 400 МВт. В последние годы наблю-
дается тенденция (опять же по соображениям повышения безопас-
ности) проектирования так называемых модульных АЭС, где стан-
ция заданной мощности составляется из модулей мощностью 100 —
200 МВт.
Максимальные параметры цикла ГТУ для АЭС (температу-
ра Тр и давление р%} определяются прежде всего типом и совер-
шенством конструкции ядерного реактора. При использовании в
качестве теплового источника высокотемпературного газоохлажда-
емого реактора температура Тр ограничивается жаропрочностью
и жаростойкостью его элементов и может быть принята равной
1100 - 1250 К. Возможно дальнейшее увеличение этой температуры.
В газоохлаждаемых быстрых реакторах-размножителях принимают
Тр = 900... 950 К.
Для улучшения теплосъема в реакторе целесообразно увеличи-
вать давление р% рабочего тела, тем более, что современные кон-
струкции железобетонных или стальных корпусов обладают доста-
точной прочностью. Поэтому в газоохлаждаемых высокотемпера-
турных реакторах рассматривают давления р% = 6,0... 9,0 МПа,
а в реакторах на быстрых нейтронах р% = 10... 15 МПа. Однако
429
в одноконтурных установках давление должно быть согласовано с
мощностью ГТУ.
В энергетических машинах, где частота вращения задана, для
поддержания необходимой окружной скорости диаметр проточной
части турбины и компрессоров должен задаваться приблизительно
одним и тем же при любой мощности установки. Поэтому увеличе-
ние давления вызывает пропорциональное уменьшение высоты
лопаток ступеней высокого давления, которые при невысоком (для
энергетических машин) уровне мощности могут стать недопустимо
короткими. По этой причине для установок модульных АЭС необхо-
дим переход к высокооборотным турбомашинам (п ~ 10000 мин-1).
При увеличении давления рабочего тела возрастает длина про-
точной части вследствие увеличения ширины ступеней. Можно при-
ближенно принять, что при заданном напряжении изгиба хорда ло-
патки пропорциональна корню квадратному из плотности газа. В
ЗГТУ принимают <ти < 70 МПа.
Выбор параметров регенератора и числа газоохладителей ГТУ
- задача технико-экономического расчета. Так, введение промежу-
точных газоохладителей вместе с возрастанием КПД увеличивает
оптимальную по КПД степень повышения давления тг^, что в свою
очередь приводит к росту числа ступеней в турбомашинах и, следо-
вательно, к их удорожанию. Увеличение 7гк снижает минимальное
давление в цикле и, следовательно, увеличивает размеры и массу те-
плообменных аппаратов. Рост степени регенерации снижает тг^, но
увеличивает стоимость регенератора.
В европейских проектах АЭС с ГТУ на гелии, выполненных в
1960 - 1970-х годах, предусматривалась схема с двумя промежуточ-
ными охлаждениями и регенерацией при а = 0,9...0,94. Это по-
зволяло получать при Тр = 1000... 1100 К КПД 7/е = 42... 45 %.
Американские проекты в то время содержали ГТУ без промежуточ-
ного охлаждения с параметрами Тр = 1090 К, а = 0,87 и тгк = 2,0.
КПД такой установки составлял только 37 %, но ее размеры и удель-
ная масса были существенно меньше, чем в европейских вариантах.
Однако в дальнейшем для увеличенья КПД здесь предусматрива-
лось включение утилизирующего контура, работающего на аммиаке.
В установках с реакторами-размножителями КПД преобразования
слабо влияет на стоимость электроэнергии, поэтому здесь возмож-
ны схемы с пониженной степенью регенерации и даже полный отказ
от нее.
Технико-экономические исследования последних лет показали,
что одноконтурные АЭС с ГТУ могут конкурировать с двухконтур-
ными станциями с паровыми турбинами только при 7/е = 45 % и
430
более. Поэтому при разработке современных модульных установок
в проекты закладывают высокие значения степени регенерации и
КПД турбомашин, однако промежуточного охлаждения газа не пре-
дусматривают.
При проектировании турбомашин на гелии основной задачей
является достижение высокого КПД при максимально возможном со-
кращении ступеней. При высокой скорости звука в гелии аэродина-
мические ограничения по этому параметру не существуют и окруж-
ную скорость можно выбирать максимально возможной по условиям
прочности. Значения и = 350 ... 450 м/с требуют использования вы-
сокопрочных материалов, подбор которых облегчается тем, что ра-
бочим телом служит инертный газ. Допускаются также отклонения
от ограничений по нагрузке на ступень, принятых в турбомашинах,
работающих на воздухе.
Например, при работе на воздухе максимальный КПД сту-
пени осевого компрессора достигается при коэффициенте расхода
са « 0,5. При работе на гелии при том же значении коэффициен-
та напора (Ят = 0,3) максимальный КПД ступени получается при
са ~ 0,9 и превышает аналогичное значение при работе на возду-
хе. Возможно увеличение коэффициента Нг до значений 0,7 - 1,0 при
одновременном увеличении са до 1,5-2,0 при незначительном сни-
жении КПД ступени. В то же время повышенная осевая скорость
приводит при прочих равных условиях к укорочению лопатки и воз-
растанию концевых потерь, включая потери в радиальном зазоре.
Для получения приемлемого числа ступеней в турбинах на гелии
выбирают значения и/с^ меньшие, чем для турбин ГТУ открытого
цикла. Принимают и/слл = 0,5 ... 0, б при р = 0,15... 0,2. Пони-
женные значения реактивности возможны, потому что ступени та-
ких турбин имеют, как правило, короткие лопатки (Dcp/l = 7... 10).
Вместе с тем, из-за малых 7гт угол раскрытия проточной части неве-
лик и заметного увеличения рСр в последних ступенях не требуется.
Небольшое различие в длинах лопаток первой и последней сту-
пеней приводит к тому, что в турбинах на гелии наиболее опасной по
прочности обычно становится первая ступень, в которой из-за более
высокой температуры допускаемые напряжения ниже. Для уменьше-
ния длины лопаток расходные скорости са в турбинах на гелии уве-
личивают до 250 - 300 м/с. При этом относительные потери энергии
с выходной скоростью значительно ниже, чем в турбинах на продук-
тах сгорания из-за большого располагаемого теплоперепада.
Хотя полное подобие треугольников скоростей в ступенях тур-
бин на гелии и на воздухе не соблюдается, при расчете лопаточного
431
КПД гелиевой турбины можно использовать опубликованные резуль-
таты продувки плоских турбинных решеток воздухом. Существую-
щие проекты турбин на гелии не предусматривают использования
охлаждения лопаток. При указанных выше значениях температур
Тр и применении жаропрочных никелевых или молибденовых спла-
вов в лопатках допускаются напряжения, равные 80 -100 МПа, что
соответствует ресурсу 50-100 тыс.ч.
Для энергетических и транспортных АЭС с ГТУ характерно ис-
пользование единого двухопорного турбоблока, включающего в себя
компрессор и турбину. При таком исполнении отпадает необходи-
мость уплотнять полость в области высокого давления и достига-
ется высокая компактность турбоблока. Корпус турбоблока должен
выдерживать высокое внутреннее давление, поэтому стыки деталей
корпуса герметизируют, например, с помощью сварки.
Одной из принципиальных конструкционных проблем для АЭС
с ГТУ большой мощности является полная изоляция подшипников
скольжения, смазываемых маслом, от проточной части. Для это-
го система обычных лабиринтных уплотнений дополняется камера-
ми, часть которых наддувается рабочим газом, а из других преду-
сматривается отсос газа вместе с парами масла в систему очистки
(рис. 3.36, а). В частности, гелий очищают от масла в угольных
фильтрах. Аналогичные уплотнения применяют в местах выхода
вала из корпуса. На рис. 3.36, б показан другой вариант уплотнения
с плавающими графитовыми кольцами.
Для ЗГТУ перспективен отказ от масляных подшипников и пе-
реход к подшипникам других типов. Газодинамические подшипни-
ки, смазываемые и охлаждаемые рабочим телом, применяют пока
только для легких роторов космических или вспомогательных ГТУ.
Для установок большой мощности разрабатываются электромагнит-
ные подшипники, которые могут работать при окружных скоростях
до 200 м/с и температурах до 725 К, т.е. при параметрах существен-
но более высоких, чем при масляной смазке. В упорных электромаг-
нитных подшипниках окружные скорости могут достигать 350 м/с
при удельной нагрузке 0,9 МПа. Потери на трение в таких подшип-
никах на один-два порядка меньше, чем в обычных подшипниках
скольжения и качения, и связаны лишь с джоулевым тепловыделе-
нием. Последнее требует принудительного охлаждения корпуса.
Теплообменные аппараты АЭС с ГТУ проектируют на высо-
кие теплотехнические показатели, например, степень регенерации
достигает значений 0,85 - 0,95. Вместе с тем площади теплообмен-
ных поверхностей получаются в АЭС с ГТУ меньше, чем в установ-
ках открытого цикла. Это возможно из-за высоких коэффициентов
432
Рис. 3.38. Уплотнения замкнутых АГТУ:
а - схема масляного уплотнения; б - контактное графитовое уплотнение;
1 - подшипник с масляным уплотнением; & - затвор между гелием и воздухом;
3 - закрытый бак с маслом; 4 ~ масляный насос; 5 - бак с маслом под давлением;
6 - система очистки гелия; 7 - КНД; 8 - система регулирования подачи гелия к
уплотнениям; 9- стояночное уплотнение; 10- камера противодавления
теплопередачи, что, в свою очередь, определяется хорошими тепло-
передающими свойствами и высокими давлениями применяемых га-
зовых теплоносителей.
При конструировании теплообменных аппаратов для АЭС с ГТУ
учитывается, что перепады давления в регенераторах и газоохлади-
телях с двух теплообменных сторон достигают больших значений
(несколько мегапаскалей). При этом довольно больших значений
достигают также перепады температур сред, участвующих в тепло-
обмене.
Наиболее приемлемой конструкцией в этом случае является
трубчатый аппарат рекуперативного типа в цилиндрическом кор-
пусе. Трубчатые конструкции хорошо противостоят вибрациям при
больших длинах. Целесообразно продольное омывание трубных пуч-
ков, так как в этом случае теплоотдача при заданных гидравли-
ческих потерях оказывается выше, чем при поперечном омывании.
Часто используют модульную конструкцию теплообменника, при ко-
торой несколько десятков труб объединяют в один модуль, например
шестиугольного сечения. Отсутствие загрязняющих примесей в те-
плоносителе позволяет применять малые диаметры труб и тесные
433
трубные пучки, что повышает компактность аппарата. Высокие ко-
эффициенты теплоотдачи по газовой стороне (до 6000 Вт/(м2-К)) де-
лают, как правило, нецелесообразным использование оребрения.
Выше было показано, что при равных относительных потерях
давления по газу легкие газы допускают более высокие скорости.
В результате при расчете теплообменников на гелии принимают
с = 70... 90 м/с. При этом получается малая площадь фронта аппа-
рата при большой длине труб, которая может в 7 - 8 раз превысить
диаметр трубного пучка. Большая длина приводит к необходимо-
сти использования диаметра трубок не менее 10 -14 мм, чтобы не
возникали их вибрации и обеспечивалась продольная устойчивость.
При проектировании газоохладителей предпочтение отдается
схеме с течением воды в межтрубном пространстве, так как при этом
корпус работает при меньших давлении и температуре. В регенера-
торах при течении менее нагретого гелия между трубами корпус
находится при более низкой температуре, но при большем давлении,
чем при альтернативной схеме.
Наиболее распространенным конструкционным решением раз-
мещения оборудования одноконтурных АЭС с ГТУ является совме-
щенная (интегральная) компоновка оборудования АЭС (рис. 3.37),
когда все оборудование вместе с реактором устанавливается в еди-
ном корпусе из предварительно напряженного железобетона. В ре-
зультате снимаются ограничения по размерам и мощности газоохла-
ждаемого реактора, обеспечивается лучшая безопасность и защита,
проще решаются вопросы конструирования трубопроводов и умень-
шения утечек, появляется возможность повышения давления газово-
го теплоносителя.
При модульном исполнении АЭС предполагается более дешевый
вариант изоляции установки от окружающей среды - размещение ее
в подземном бункере (рис. 3.38). При этом в одной полости бункера
располагают ядерный реактор, а в другой - все агрегаты системы
преобразования энергии. Все элементы размещены внутри метал-
лических оболочек, разгруженных от значительных перепадов да-
вления и потому относительно тонких. Предусматривается цирку-
ляция газа вокруг высокотемпературных элементов, чтобы создать
защитную рубашку. Характерным для такой компоновки является
вертикальное расположение вала турбомашин и энергогенератора,
причем в рабочем состоянии силы тяжести в значительной степени
компенсируются осевой газовой силой.
434
J 4 5
Рис. 3.37. Интегральная компоновка оборудования на АЭС (Германия):
1 - турбокомпрессор; 2 - регенератор; 3 - регулирующий орган; 4 - активная зона
реактора; 5 - бетонный корпус; 6 - газоохладитель
435
Рис. 3.38. Модульная компоновка АЭС:
1 - бетонная оболочка; 2 - реактор; 3 - защитная газовая рубашка; 4 - металли-
ческая оболочка; 5 - баллоны системы регулирования мощности; 6 - электроге-
нератор; 7- компрессор; 8- газоохладнтель; 9- турбина; 10- регенератор
9.9. Особенности выбора схемы
и параметров ЗГТУ с МГД-генератором
Условию получения максимальной удельной мощности удовле-
творяют инертные газы (гелий, неон, аргон); добавляя к ним лег-
коионизируемую присадку, например Cs, можно получить необхо-
димый уровень электрической проводимости газа при более низких
температурах (1800-2300 К) по сравнению с МГД-генератором от-
крытого цикла благодаря созданию неравновесной ионизации. По
термодинамическим свойствам Не значительно превосходит Ne и Аг,
поэтому при равных давлениях применение Не позволяет уменьшить
габаритные размеры установки. Вместе с тем для создания необ-
ходимой электрической проводимости уровень давления для Не не
436
должен превышать 1 МПа. Такое низкое давление увеличивает объ-
емные расходы, размеры и стоимость всех агрегатов установки, и
особенно теплового источника. Это существенный недостаток Не.
Предельные давления Ne и Аг при выходе из реактора могут быть
приняты значительно выше (2,5 - 3,0 МПа и 4 - б МПа соответствен-
но), что объясняется лучшими возможностями в этих газах для со-
здания требуемой электрической проводимости.
Сравнительная оценка электрической проводимости ст для Аг и
Ne при одинаковой магнитной индукции (В = 8... 10 Тл) показыва-
ет, что для обеспечения равной длины канала МГД-генератора (око-
ло 4,5-5 м) необходимо, чтобы для смеси Аг и Cs ст = 10 (Ом-м)-1,
а для смеси Не и Cs ст = 0,75 (Ом-м)-1.
При применении Аг в схеме на ядерном топливе неизбежна его
активация, поэтому температуру при входе в канал МГД-генератора
можно принимать без ограничения, которое обусловлено выходом
осколков деления в газ, и она будет составлять для перспективных
газоохлаждаемых реакторов 2300 - 2500 К.
Выбор схемы установки определяется рабочим телом, мощно-
стью установки и видом топлива. При использовании ядерного топ-
лива газ нагревается в газоохлаждаемом реакторе или в реакторе
полостного типа, которые могут обеспечить Туг = 2300... 2500 К
и выше.
В 4.4 на рис. 1.66 показаны основные рациональные схемы уста-
новок с МГД-генератором и ГТУ замкнутого цикла. Для установ-
ки мощностью АГС < 1200 МВт можно применять обе схемы, а для
Ne > 1200 МВт - только схему II.
При проектировании установки мощностью менее 1200 МВт схе-
му I можно применять при Т}рр — 1800 К, поскольку темпера-
тура за МГД-генератором достаточно высока и возникают трудно-
сти при проектировании высокотемпературных турбин. Например,
при Тмг = 1770 К и степени понижения давления газа в МГД-
генераторе тг^ р = 3,0... 3,25 температура газа перед турбиной со-
ставляет 1500 -1300 К, что может быть допустимо для турбин с
современными системами охлаждения. Температура газа Тр при
выходе из турбины не должна быть менее 900 К, поскольку при более
низкой температуре конденсируется цезий и работа турбины ослож-
няется возможной эрозией и щелочной коррозией. Давление газа в
схеме I должно быть не менее 6 МПа, что при тгд/р = 3,0 ... 3,5 и
мощности до 1200 МВт позволяет иметь давление при входе в тур-
бину 1,5-2,0 МПа и выполнить ГТУ в одном агрегате. Термоди-
намический анализ установки, выполненной по схеме I, позволяет
437
найти оптимальную степень повышения давления в цикле. Так, для
Тмг « 1800 К 7гкЕ « 10,5 и т]е « 48... 50 %.
В случае применения схемы II при той же мощности 1200 МВт
давление газа можно снизить до 2,0 - 3,0 МПа, так как турбина ра-
ботает в области высоких давлений газа, что дает возможность уве-
личить расход.
При мощности более 1200 МВт и температуре более 1800 К при-
нимается схема II, причем давление аргона можно задавать в диа-
пазоне 2-8 МПа, а температуру в реакторе - от 2000 до 2500 К.
Степень повышения давления в цикле при Тур = 2300 К составляет
11. При этом при мощности установки 3000 МВт и степени регене-
рации 0,9 можно получить КПД цикла около 57 %. С ростом Тмр
до 2480 К при той же степени регенерации КПД может достигнуть
69 % при снижении тгке до 9.
Одним из наиболее дорогостоящих агрегатов наряду с реакто-
ром является высокотемпературный теплообменник, однако его сто-
имость существенно уменьшается при увеличении давления в цикле.
Увеличение рмр в два раза (с 3 до 6 МПа) уменьшает стоимость те-
плообменника приблизительно в два раза при незначительном сни-
жении термодинамической эффективности установки.
Таблица 3.15. Значения политропных КПД т]п
МГД-генератора (данные ИВТАН)
Рмг, МПа т]„, %, при Тмг, К
1800 2000 2300 2500
2 68 78 — —
3 68 74 82,5 85
4 67 71 81,5 83
6 65 59 80 81,5
КПД канала выбирают, исходя из параметров аргона при вхо-
де в МГД-генератор (табл. 3.15). Параметры компрессоров и турбин
назначают в результате термодинамического анализа установки, ко-
торый аналогичен анализу ГТУ. Окончательно схему выбирают в
результате подробного технико-экономического анализа установки.
438
9.10. Проектирование основных узлов
энергетических установок на органическом топливе
Важнейшим требованием, предъявляемым к большинству энер-
гетических установок, является их высокая экономичность, поэтому
при их проектировании необходимо обеспечить наибольшие КПД уз-
лов.
Компрессоры
Большие расходы воздуха в рассматриваемых установках обу-
словливают применение исключительно осевых компрессоров.
Опытные данные показывают, что политропные КПД осевых ком-
прессоров можно принимать равными 90 %, что обеспечивает полу-
чение адиабатных КПД, равных 87 - 88 % при тгк = 7... 3 соответ-
ственно.
При особо малых объемных расходах (например, в ЗГТУ и
ПЗГТУ) возможно применение осецентробежных и центробежных
компрессоров в последних ступенях сжатия.
В стационарных ГТУ и ПГУ часто КПД устанавливают на од-
ном валу с генератором, имеющим постоянную частоту вращения
(п = 3000 мин-1). При такой частоте требуемый для установок
большой мощности расход воздуха может быть получен только при
больших скоростях потока.
Скорости в ступенях современных осевых компрессоров с вы-
сокими значениями тгк близки к звуковым и даже достигают сверх-
звуковых. Для работы в этих условиях разрабатывают специально
спрофилированные трансзвуковые и сверхзвуковые ступени.
Повышение напорности ступеней и увеличение запаса устойчи-
вой работы компрессора в некоторой степени удается обеспечить
специальным профилированием корневых и периферийных сечений,
учитывающим концевые явления в ступенях.
Для уменьшения потерь в компрессорах разрабатывают кон-
струкционные меры по уменьшению радиальных зазоров и уплотне-
нию мест возможных утечек воздуха, вводят конструкционные эле-
менты, позволяющие осуществить так называемое активное регули-
рование радиального зазора между рабочими лопатками и наруж-
ным корпусом компрессора. Для обеспечения устойчивой и эффек-
тивной работы высоконапорных осевых компрессоров вводится регу-
лирование их проходных сечений путем применения поворотных на-
правляющих лопаток, использования двухкаскадных компрессоров,
439
перепуска части воздуха в атмосферу из промежуточных ступеней
многоступенчатого осевого компрессора и т.д.
При проектировании ГТУ необходимо учитывать вредное воз-
действие установки на окружающую среду. Входное устройство ком-
прессора и сам компрессор являются источниками вредного для об-
служивающего персонала и окружающего населения высокочастот-
ного шума. Для ГТУ характерен шум аэродинамического и меха-
нического происхождения. Шум аэродинамического происхождения
возникает в компрессоре вследствие стационарных и нестационар-
ных процессов в воздухе. Компрессор является основным источни-
ком этого шума. В зависимости от происхождения различают сле-
дующие шумы: вихревой, от неоднородности потока, от ударных
волн, от самовозбуждающихся газодинамических пульсаций. Вихре-
вой шум обычно преобладает над остальными. Он связан с периоди-
ческими срывами вихрей с обтекаемого тела. Частота срывов равна
частоте звука (в герцах): / = 0,212(1 — 21,2/ Re)(w/d), где Re -
число Рейнольдса потока, обтекающего тело; w - скорость потока;
d - характерный размер обтекаемого тела. Сила возникающего при
этом звука зависит от скорости w в 4 - 7-й степенях.
При движении профиля в неоднородном потоке образуются пе-
ременные во времени силы, которые вызывают излучение волн.
Особое значение имеет так называемый сиренный шум с частотой
fnz = nz/60 и ее гармониками (г - число лопаток в ступени). Сирен-
ный шум дает повышенные дискретные значения на общем шумовом
спектре, соответствующие kfnz (& = 1, 2, 3...). Для его уменьшения
необходимо увеличить осевые зазоры и снизить аэродинамические
следы, особенно у первых двух-трех ступеней; шум от последующих
ступеней отражается первыми ступенями. Снизить сиренный шум
можно также изменением числа рабочих и направляющих лопаток,
установкой выходных кромок направляющих лопаток под углом к
радиусу. Возможное снижение за счет последнего оценивается в 10 -
15 дБ.
Шум механического происхождения возникает из-за вибрации
ГТУ, агрегатов и трубопроводов вспомогательных систем. Основное
звукоизлучение дает корпус компрессора, причем каждая его ступень
возбуждает свои колебания. Низкочастотные колебания (30 - 200 Гц)
обусловлены в основном механическими причинами, а высокочастот-
ные - аэродинамическими возбуждениями. Последние передаются
стенкам корпуса компрессора как непосредственно от потока, так
и через закрепленные в них лопатки. В наиболее шумном межло-
паточном пространстве интенсивность высокочастотных колебаний
440
может доходить до 155 - 160 дБ. При прохождении через стенку звук
(в децибелах) ослабляется на величину AZ ~ 201g (/, G) — 60, где
G - масса корпуса, приходящаяся на единицу площади стенки, кг/м2.
При различных толщинах стенки 8 расчетом по этой формуле
получены следующие данные:
/, Гц.................................
6, мм.................................
G, кг/м2 .............................
AL, дБ................................
2000 2000 3000 3000
20 50 20 50
157 393 157 393
50 58 58 66
Если компрессор выполнен с обоймами, в которых крепятся ло-
патки, то уровень шума корпуса при этом сильно (на 10 -15 дБ)
снижается, поскольку звук должен преодолеть две стенки и воздуш-
ный промежуток между ними.
Значительную долю шума в общем звуковом фоне создают
воздухо- и газопроводы. При общей большой площади поверхностей
труб тонкие стенки могут создавать шум до 100-110 дБ.
Основное средство подавления шума, передаваемого деталями
корпуса и трубами, - это создание звукоизоляции, часто совмещае-
мой с теплоизоляцией. При тщательном ее выполнении уровень шу-
ма можно снизить на 10- 15 дБ. Эффективными средствами огра-
ничения выхода шума через всасывающий тракт является установ-
ка в нем отражателей или экранов из звукопоглощающего матери-
ала (кассеты с минеральной ватой, поролон и т.п.), звукоизоляция
его стенок (особенно изнутри), предупреждение попадания на стен-
ки звуковых волн (прямых или отраженных).
При разработке компрессоров мощных стационарных энергети-
ческих ГТУ может применяться моделирование разработанных ра-
нее высокоэффективных и доведенных до высокого уровня надежно-
сти осевых компрессоров.
Для обеспечения быстрого ввода ГТУ в эксплуатацию целесо-
образно поставлять ее после испытаний на заводском стенде в со-
бранном виде. Однако масса и размеры ГТУ большой мощности, как
правило, не допускают осуществлять их транспортировку в собран-
ном виде. Для сохранения заводской сборки и сокращения времени
ввода в эксплуатацию в проекте ГТУ предусматривается возмож-
ность разделения всей конструкции на отдельные блоки или модули,
полностью испытанные и доведенные на заводе, которые при мон-
таже на станции требуют сравнительно простого соединения. Раз-
меры блоков не должны превышать нормальный железнодорожный
441
габарит, а масса не должна быть выше 90 т. Такой подход должен
обеспечиваться при конструировании всех узлов ГТУ, в том числе
компрессора.
Турбины
КПД осевых турбин ГТУ большой мощности могут иметь вы-
сокие значения. Так, у авиационных отечественных и зарубежных
ГТД, у отдельных стационарных ГТУ политропный КПД т/п дости-
гает 90 %.
Исследования, проведенные в МГТУ им. Н.Э. Баумана, показа-
ли, что в достаточно широком диапазоне изменения удлинений соп-
ловых и рабочих лопаток (Лс.л > 0,4; Лр.к > 0,8) КПД ступени тур-
бины можно сохранить на постоянном и достаточно высоком уровне.
Для этого необходимо при уменьшении удлинения рабочих лопаток
выдерживать постоянными относительные радиальные зазоры, что
требует применения специальных конструкций, одной из которых
может быть конструкция “холодного” корпуса. Такая конструкция
может обеспечить минимальное изменение радиального зазора аг
при любых изменениях режима работы ГТУ. Это достигается тем,
что размер диска D\ (рис. 3.39) зависит от расхода охлаждающего
воздуха сравнительно низкой температуры (например, 420-470 К).
Воздух проходит через щель между диском 1 и покрывным диском
(дефлектором) 2. Деталь (вставка) 3 представляет собой часть раз-
резанного по осевым плоскостям кольца; набор этих деталей вста-
вляется в корпус 5; последний охлаждается воздухом, идущим по ка-
налу 8. Поскольку канал изолирован от проточной части турбины,
давление и температура воздуха, охлаждающего корпус, могут быть
низкими (например, Т = 340 ... 350 К); при этом диаметр D4 прак-
тически не будет изменяться, а диаметр D3 будет меняться лишь
вследствие температурной деформации детали Зна длине D4 — D3.
Конструкция проточной части турбины может быть выполнена
так, чтобы на всех режимах работы ГТУ разность диаметров D3 и
1>2 сохранялась постоянной.
По рис. 3.39 может быть получен размер <тг, который при любом
режиме работы ГТУ должен быть больше нуля. Обозначая через
«1, аг и аз коэффициенты теплового расширения соответственно
для материала диска, лопатки и вставки, получаем минимальный
зазор из равенства
26Г = (Т>4 — /?з)азД7з 4- 21аз^.Тз 4- DiaiATi 4- Е2(аусл/Е),
442
У 5 6 7 8
2 1
Рис. 3.39. Схема проточной части турбины:
1 - диск турбины; Z - покрывной диск; 3 - часть разрезанного коль-
ца; 4 - изоляция; 5 - стальной лист; 6 - корпус; 7 - кожух корпуса;
8 - канал для воздуха
ИЛИ
&г — ^0 + 01,
где ДТ1, ДТг, Д?з - максимально возможные повышения темпера-
тур соответственно диска, лопатки и вставки; /^(оусл/^Е) - дефор-
мация вследствие напряжения; аусл - условное напряжение, соот-
ветствующее действительной деформации; можно принимать, как
показывают расчеты, ОуСЛ/Е ~ 0,001; 2бо = 0,5 (Г>4 — Рз)азД7з 4-
4- 4-£>2(о’усл/Е) ; 0 = агДТг-
Величина — D3 по существу не зависит от I. Можно только
рекомендовать делать ее достаточной для размещения изоляции 4
(см. рис. 3.39).
Для турбин характерны высокие газодинамические нагрузки
при больших окружных скоростях (до 400-450 м/с). При больших
теплоперепадах в ступенях возникают транс- и сверхзвуковые те-
чения. Поскольку практически в турбинах ГТУ всех типов первые
ступени выполняются охлаждаемыми, возникает задача оптимиза-
ционного проектирования транс- и сверхзвуковых охлаждаемых про-
филей, позволяющего уменьшить гидравлические потери в ступенях.
443
Неохлаждаемыми выполняются лишь турбины, в которых невысо-
ка температура газа из-за конструкционных особенностей агрега-
тов, в которых осуществляется подвод теплоты к рабочему телу.
К ним относятся, например, турбины ЗГТУ и ПЗГТУ различных
типов (включая ПЗГТУ на трудно сжигаемом твердом горючем),
в которых температура рабочего тела - воздуха - ограничивается
жаростойкостью деталей не турбины, а другого агрегата - воздухо-
подогревателя (воздушного котла).
Шум работающей турбины значительно меньше шума компрес-
сора вследствие особенностей газодинамики потока, меньшего числа
ступеней и наличия многих препятствий выходящему звуку. В окру-
жающее пространство звук в основном передается через выпускную
систему.
Камеры сгорания
Возможны два варианта компоновки камер сгорания: с выносной
камерой и с встроенной. В ГТУ рассматриваемого типа применяют
оба варианта. Выносная камера сгорания, как правило, индивиду-
альная, встроенная - секционная и трубчато-кольцевая. Большие
расходы воздуха в ГТУ большой мощности и высокие температуры
газа затрудняют выполнение выносных индивидуальных камер сго-
рания, и предпочтение в современных ГТУ большой мощности отда-
ется встроенным трубчато-кольцевым и секционным камерам. Та-
кие камеры можно располагать вокруг вала турбокомпрессора, что с
уменьшением их длины сократит расстояние между компрессором и
турбиной. В ряде случаев это позволяет выполнить ротор турбоком-
прессора двухопорным. Уменьшить расстояние между компрессором
и турбиной можно, расположив оси жаровых труб встроенных камер
под углом к оси турбокомпрессора и организовав обратный поворот
потока при выходе из компрессора.
Применение в ГТУ большой мощности нескольких ступеней под-
вода теплоты требует установки камер сгорания промежуточного
подогрева газа. При умеренной температуре газа перед турбинами
(до 1100 К), когда при входе в камеру промежуточного подогрева
газ имеет температуру до 900 К, эти камеры можно выполнять по
обычным схемам. При более высоких температурах газа вследствие
специфических условий работы камер (затрудненное охлаждение ее
элементов из-за высокой температуры рабочего тела при входе в ка-
меру; усложнение проектирования форсунок и горелок из-за сравни-
тельно небольших расходов топлива; проблемы с организацией про-
цесса горения из-за меньшего по сравнению с воздухом содержания
444
кислорода в рабочем газе при входе в камеру и др.) требуется раз-
работка принципиально иных схем промежуточного подогрева газа.
Технические требования к ГТУ данного типа и, в частности,
длительный срок службы наиболее нагретых и нагруженных дета-
лей ГТУ, в том числе и деталей камер сгорания, предусматрива-
ют выбор сравнительно невысокой теплонапряженности камер (200 -
220 кДж/(м3-ч-Па)).
Камеры сгорания комбинированных установок с МГД-генерато-
ром проектируют, как правило, методами, принятыми для камер
сгорания жидкостно-реактивных двигателей. Это объясняется тем,
что топливо сгорает при коэффициенте избытка воздуха а < 1. При
этом дополнительное количество окислителя в камеру сгорания не
подается, а стенки ее могут охлаждаться водой, окислителем или
топливом, не поступающим в проточную часть.
Обеспечение заданного срока службы камеры сгорания в услови-
ях повышенных параметров газа достигается путем интенсификации
охлаждения жаровой трубы, а также применения новых материалов
- керамических и многослойных - для ее изготовления.
Особым типом камер сгорания являются нагревательные уст-
ройства для ПЗГТУ, в которых в качестве топлива используется
трудно сжигаемое твердое горючее. Роль камеры сгорания в та-
ких установках выполняют два агрегата - реактор, в котором по-
лучается горючий энергетический газ, и топка воздушного котла-
воздухоподогревателя.
Реактор с топкой является наиболее ответственным и наименее
изученным агрегатом ПЗГТУ. Сложность проектирования реакто-
ра с топкой связана с необходимостью обеспечить на номинальном
режиме высокую полноту сгорания трудносжигаемых твердых го-
рючих при простом их брикетировании и измельчении; экологиче-
ское совершенство уходящих продуктов сгорания, стабильность па-
раметров продуктов сгорания, передающих теплоту цикловому воз-
духу, вне зависимости от периодичности подачи горючего в топку;
отсутствие в продуктах сгорания слипающихся твердых частиц зо-
лы и крупных капель аэрозолей, снижающих теплопередающие свой-
ства подогревателей; удовлетворительные пусковые качества и ха-
рактеристики на переменных и переходных режимах. При этом топ-
ка должна быть универсальной, приспособленной для сжигания раз-
личных видов горючих при замене ограниченного числа конструк-
ционных элементов топки.
К таким устройствам относятся реакторы Института химиче-
ской физики РАН, процессы в которых описаны выше. Имеются
445
опытные установки, показывающие эффективность предложенного
способа сжигания подобных топлив и возможность получения энер-
гетического газа. Например, на заводе “Электростальтяжмаш” с
1995 г. работает установка по сжиганию отходов масел, применяю-
щихся при закалке, которые содержат окалину, песок и другие по-
сторонние включения, исключающие распыл масла в форсунках. По-
добный реактор, в котором реализован такой же процесс, работает
на электростанции в Финляндии, имеет тепловую мощность 5 МВт,
которая при необходимости может быть увеличена в два-три раза.
В продуктах сгорания, входящих в состав энергетического газа,
содержатся различные экологически вредные компоненты, которые
должны быть удалены до выброса продуктов сгорания в атмосферу.
Очистка энергетического газа несравненно проще и дешевле, чем
очистка дымовых газов, выходящих из обычных топок, во-первых,
потому что объем энергетического газа сравнительно невелик и, во-
вторых, так как в реакторе предусмотрено охлаждение горючего га-
за свежезагруженным топливом, то газ поступает в фильтры отно-
сительно холодным (его температура около 100 °C), что упрощает
постройку фильтрующих устройств.
Еще одним типом топок, позволяющих эффективно сжигать
твердое горючее, являются камеры ПС. Интенсивный тепломассооб-
мен, возникающий в результате резонансных колебаний продуктов
сгорания в камере, ускоряет химическую реакцию горения и способ-
ствует увеличению теплонапряженности камеры, а также приводит
к повышению коэффициента теплоотдачи в подогревателях, что вы-
зывает существенное уменьшение их объема и стоимости. Такие
камеры созданы и испытаны.
Помимо описанных перспективных топок в воздушном котле
ПЗГТУ могут использоваться современные действующие топки, со-
зданные для отдельных видов твердых горючих.
В отработавших газах содержатся токсичные соединения, основ-
ными из которых являются оксид углерода СО, углеводороды С®Ну,
оксиды азота NO^. Из них основным токсичным компонентом, со-
держание которого уменьшается с трудом, являются оксиды азота.
У современных ГТУ с регенерацией теплоты оксиды азота создают
до 95 % общего уровня токсичности. Поэтому основное внимание
уделяется уменьшению содержания NO® в отработавших газах.
Основные направления работ по снижению токсичности отрабо-
тавших газов сводятся к следующим:
совершенствование процессов смесеобразования и горения путем
применения камер сгорания с предварительным смесеобразованием,
изменяемой геометрией и каталитическим процессом сгорания;
446
впрыск воды или пара в камеру сгорания ГТУ с целью форси-
рования мощности и уменьшения содержания NO®;
разработка новых средств изучения процессов в камерах сгора-
ния с целью определения содержания токсичных компонентов в раз-
личных зонах камеры;
использование водорода в качестве дополнительного и основного
топлива.
Шум в камере сгорания возникает при прохождении через нее
воздуха со скоростью 40 - 50 м/с и особенно в процессе горения. Да-
же спокойное горение увеличивает шум на 10-15 дБ, причем ампли-
туды колебаний давления могут доходить до 20 - 30 Па. Горение вы-
зывает низкочастотную вибрацию элементов камеры. В отдельных
случаях хаотичные пульсации давления могут практически мгно-
венно перейти в организованный автоколебательный процесс дето-
национного горения с сильным шумом, возрастающим на 15 - 20 дБ,
который может оказывать сильное разрушительное действие на эле-
менты камеры сгорания. Предупреждение детонационного распро-
странения пламени обычно осуществляется изменением параметров
процесса, системы подачи топлива и режима работы ГТУ. Применя-
ются специальные конструкционные мероприятия, выбираются сор-
та топлива с соответствующими антидетонационными присадками
к ним.
Воздухоохладители
Воздухоохладители встраивают в газовоздушный тракт ГТУ
между каскадами компрессора. В качестве хладагента в воздухо-
охладителях стационарных энергетических ГТУ применяется вода.
Используется также система охлаждения с контуром промежуточ-
ного теплоносителя. Отведенную теплоту можно использовать на
нужды теплофикации.
Учитывая большие расходы воздуха в ГТУ и значительные ко-
личества отбираемой в воздухоохладителях теплоты, для сокраще-
ния размеров и массы этих аппаратов в большинстве воздухоохлади-
телей используют трубчатые теплообменные поверхности с оребре-
нием (например, поперечным пластинчатым) по воздушной стороне.
Возможны два основных варианта компоновки воздухоохлади-
телей стационарных ГТУ большой мощности: обособленное распо-
ложение с подводом и отводом воздуха отдельными трубопроводами
447
Вода,
Рис. 3.40. Воздухоохладитель ГТУ типа ТГ-25-700
(рис. 3.40) и встроенная конструкция охладителя между двумя ком-
прессорами в общем корпусе (рис. 3.41).
Основное преимущество встроенной компоновки воздухоохлади-
телей - это компактность установки, отсутствие соединительных
трубопроводов между компрессорами, осевая симметрия конструк-
ции.
Воздухоохладитель удобно компоновать из отдельных одинако-
вых секций (в данном случае он состоит из восьми секций).
В воздухоохладителе воздух охлаждается обычно до 300 - 310 К.
Если отводимую теплоту использовать на нужды теплофикации, то
это слишком низкий уровень температуры, так как обычно в тепло-
сеть вода поступает при 350-420 К. Поэтому воздухоохладитель
целесообразно компоновать из двух последовательно расположенных
секций - высокотемпературной теплофикационной и низкотемпера-
турной циркуляционной. Пример конструкции воздухоохладителя,
состоящего из теплофикационной и циркуляционной секций, приве-
ден на рис. 3.42. В нем применена схема перекрестного тока: од-
ноходовая по воздуху и двухходовая по воде. В летний период при
отключении теплофикационной нагрузки обе секции работают в цир-
куляционном режиме. В комбинированных ПГУ отведенную от воз-
духоохладителя теплоту можно использовать в экономайзере паро-
турбинного контура.
Давление воды в циркуляционной секции составляет 0,15 - 0,2
МПа, а в теплофикационной 1,5-2 МПа.
448
1746
<7 2
Рис. 3.41. Встроенный воздухоохладитель:
7- напорный патрубок компрессора; 2- корпус секции воздухоохладителя;
5 - трубный пучок; 4 - входной патрубок компрессора
Рис. 3.42. Воздухоохладитель установки ГТ-100-750:
1 — сепаратор влаги; 2 - поверхность теплообмена из оребренных труб; 3 - коллектор; 4 - верхняя трубная доска;
5 — стяжной болт, б - распорная втулка; 7 - теплофикационная секция; 8 - нижняя трубная доска; 9 - дренажное
устройство; 10- циркуляционная секция; 11 — заглушки для гидроиспытаний (отрезаются вместе с концевыми
частями патрубков после проведения гидроиспытаний)
Возможно применение для стационарных ГТУ большой мощно-
сти воздухоохладителей испарительного типа, в которых охлажда-
ющая вода впрыскивается в поток воздуха. Впрыск воды увели-
чивает мощность и КПД ГТУ и, что не менее важно, приводит к
уменьшению содержания оксидов азота на выходе из установки. Та-
кой воздухоохладитель имеет меньшую массу и меньшую стоимость,
чем воздухоохладитель поверхностного типа. Размеры воздухоохла-
дителя определяются из условия полного испарения впрыскиваемой
воды и получения однородной смеси на выходе.
МГД-генераторы
При проектировании МГД-генератора одной из основных задач
является создание надежной конструкции канала и диффузора, обес-
печивающих высокоэффективный процесс преобразования энергии и
торможение потока, необходимый ресурс работы и малую металло-
емкость.
Для электростанций большой мощности и импульсных энерго-
установок в основном рассматриваются кондукционные МГД-гене-
раторы постоянного тока, различающиеся способом подсоединения
нагрузки и геометрией канала. Кондукционные МГД-генераторы с
линейным каналом разделяют на фарадеевский генератор со сплош-
ными электродами и одной нагрузкой, фарадеевский генератор с сек-
ционированными электродами и индивидуальными нагрузками, ге-
нератор с диагональным соединением электродов и генератор Холла,
которые имеют одну нагрузку. В дисковом МГД-генераторе с сек-
ционированными катодами может быть несколько нагрузок. Наи-
лучшую эффективность имеет фарадеевский МГД-генератор с сек-
ционированными электродами, но в случае значений параметров
Холла /?е > 1 при проектировании канала сложно конструкцион-
но и технологически обеспечить минимальную длину секциониро-
вания. В связи с этим в последнее время предпочтение отдается
МГД-генератору с диагональным соединением электродов и диско-
вому МГД-генератору.
Поперечное сечение линейного канала МГД-генератора может
быть принято квадратным или прямоугольным, что определяет по-
тери теплоты и давления, а также размеры магнитной системы.
МГД-генераторы холловского типа могут иметь также рабочее се-
чение в виде ромба, эллипса или круга. В случае применения дис-
кового МГД-генератора возможен осевой вход и радиальный выход
рабочего тела или радиальный вход и осевой выход.
15*
451
Учитывая необходимость получения КПД МГД-генератора в
энергетических установках любого назначения на уровне >70...
75 %, важно обеспечить минимум потерь на трение и тепловых по-
терь через стенки конструкции в процессе преобразования теплоты
в электрическую энергию.
Высокие скорости рабочего тела при выходе из канала МГД-
генератора ставят задачу создания высокоэффективного диффузора,
что позволяет в ряде случаев уменьшить давление на входе в канал
при сохранении заданной степени расширения.
При проектировании канала МГД-генератора решают две зада-
чи: прямую и обратную. В прямой задаче по заданной конструк-
тором геометрии, известным параметрам рабочего тела при входе в
МГД-генератор, принятом уровне магнитной индукции, температу-
ре стенок и ограничении давления при выходе определяют полезную
мощность и распределение параметров по длине. Это позволяет по-
лучить распределение параметров в выходном сечении канала и рас-
считать диффузор. Обычно эти задачи решают с учетом неоднород-
ностей параметров канала, обусловленных развитием пограничных
слоев на стенках канала и диффузора, распределением внешнего маг-
нитного поля, наличием эффекта Холла, особенностью применяемой
системы охлаждения или тепловой защиты стенок проточной части
и др.
Система уравнений, описывающих течение газа в канале МГД-
генератора в квазиодномерной постановке задачи, может быть раз-
решена относительно производных в виде, удобном для численного
интегрирования:
ах
d In р — —
— — = /г(г; М; В; ;; В...);
ах
dinF ,
—-----= /3(М; ;; В);
ах
d In М __
—-----= /4(г; М; В; ;; В; F .
ах
Эту систему решают совместно с системой уравнений, описы-
вающих развитие динамических и тепловых пограничных слоев на
электродных и изоляционных стенках канала. Решение дает воз-
можность уточнить параметры при выходе из канала, определить
452
эффективное сечение с учетом толщины вытеснения на стенках и
инерцию скачков уплотнения. Пограничные слои на стенках кана-
ла рассчитывают путем решения системы дифференциальных урав-
нений в форме Навье - Стокса, дополненных уравнениями, харак-
теризующими турбулентные коэффициенты переноса - вязкость и
теплопроводность. Более простым расчетом развития пограничных
слоев является использование интегральных соотношений импуль-
сов и энергии, полученных при учете магнитогидродинамического
взаимодействия, джоулевой теплоты, неоднородности параметров по
длине канала и др.
Решение обратной задачи течения газа в канале необходимо при
предварительном проектировании МГД-генератора, когда по задан-
ным параметрам рабочего тела при входе в генератор, заданной элек-
трической мощности или расходе газа, а также при выбранном ре-
жиме течения (например, при постоянной по длине канала скорости
газа или постоянном числе М) определяют геометрию канала, в ре-
зультате которой может измениться проходное сечение и угол рас-
крытия канала, а также его длина, что приводит к необходимости
решения прямой задачи течения газа.
Указанные задачи можно решать в квазиодномер ной постановке
с усреднением основных термодинамических и электрофизических
параметров по сечению канала и с учетом развития пограничных
слоев, приэлектродного падения потенциала, возможного перетека-
ния электрического тока в поперечном и продольном направлениях,
а также влияния концевых эффектов при входе в канал и выходе из
него.
Для уменьшения влияния концевых эффектов в фарадеевском
МГД-генераторе с секционированными электродами магнитное поле
при входе в канал и выходе из него следует уменьшать, например, по
экспоненциальному закону В = B$e~xlz, а также предусматривать
при проектировании установку изолирующих перегородок, разделя-
ющих вихревые токи.
Относительная длина канала (Z = L/D^) должна быть не менее
шести, что позволит снизить концевые эффекты и повысить КПД
МГ Д-генератора.
В генераторах Холла и генераторах с диагональным соедине-
нием электродов устраняются или уменьшаются концевые эффекты,
причем в МГД-генераторах с диагональным соединением электродов
следует профилировать магнитное поле с резким обрывом, и плос-
кость обрыва должна находиться в плоскости замкнутых электродов.
453
Для МГД-генераторов, предназначенных для базовой нагрузки,
необходимость повышения КПД канала и уменьшения потерь в вы-
ходном диффузоре при начальном давлении газа рмг < 1 МПа при-
водит к выбору дозвукового течения (М< 1), что увеличивает длину
канала. При давлениях рабочего тела при входе в МГД-генератор
1 < РМГ < 2 МПа выгодно принимать режим течения с перемен-
ным числом М по длине канала (Mi = 1,2... 1,4 и М2 = 1,0 ... 1,1),
что позволит уменьшить L и улучшить показатель стоимости. Для
пиковых генераторов с рмр = 2... 3 МПа целесообразно принимать
сверхзвуковые режимы течения с М= 1,8...2,2.
Важное значение при расчете МГД-генератора имеет выбор его
электрического КПД (т)эл = j Е/( j х В)ЧГ), представляющего
собой отношение удельной электрической мощности к пон дермотор-
ной мощности, или мощности на проталкивание газа вдоль участка
канала (здесь Е - напряженность электрического поля). Для базо-
вых генераторов следует принимать т}эл = 75... 85 %, причем для
создания равного потенциала по длине канала значения т/эл могут
изменяться от одной электродной секции к другой.
Удельные капитальные затраты на канал МГД-генератора, соп-
ло и диффузор составляют 2 - 4 % от удельных затрат на электро-
станцию, тогда как для сверхпроводящей магнитной системы, на-
пример при магнитной индукции В = 6 Тл и L — 18 ... 20 м, удель-
ные капитальные затраты достигают 17 - 19 %, поэтому рациональ-
ное проектирование канала МГД-генератора может улучшить пока-
затели стоимости всей установки.
В пиковых МГД-генераторах с высокими параметрами газа при
входе в канал необходима выработка максимальной удельной мощ-
ности, поэтому режим течения следует принимать сверхзвуковым
(М > 1). Это позволит сократить длину и проходное сечение ка-
нала, а также уменьшить его стоимость. Учет потерь полного да-
вления в выходном диффузоре несколько снижает оптимальное число
М, которое зависит от показателя адиабаты рабочего тела. Так, при
к = 1,15...1,12 МОпт ~ 2, а при учете потерь в выходном диффузоре
Мопт ~ 1,6.
Для безотрывного течения в канале МГД-генератора необходимо
так выбирать режим течения, чтобы скорость газа при выходе из
канала составляла не менее 0,8 от скорости при входе в канал.
В МГД-генераторе для пиковой нагрузки целесообразно прини-
мать т/эл = 55... 70 %, чтобы уменьшить размеры канала и увели-
чить удельную электрическую мощность.
454
9.11. Учет влияния систем охлаждения турбин
на эффективность установок
При проектировании высокотемпературных ГТУ выбирают кон-
кретную систему охлаждения и конструкционную схему охлаждае-
мой лопатки каждого соплового аппарата и рабочего колеса, кото-
рые обеспечивают требуемое снижение температуры металла лопа-
ток при минимально возможном расходе охладителя. Расход воз-
духа обычно оценивается относительной величиной дох = GB.OX/GB.
Минимизация расхода охладителя обеспечивает во многих случа-
ях наименьшее вредное влияние введения охлаждения на параметры
турбины и установки *.
Указанная задача не имеет однозначного решения, посколь-
ку трудно оценить температурные пределы применения различных
схем охлаждения, так как определенный уровень температуры ло-
патки Тл при заданной температуре газа Тр может быть обеспечен
при применении не одной, а нескольких различных схем охлаждения,
расход воздуха в которых может быть разным. Чем меньше дох при
определенных уровнях Тр и Тл, тем экономичнее при прочих равных
условиях система охлаждения. Экономичность или эффективность
воздушного охлаждения часто характеризуют относительной глуби-
ной охлаждения
«= (ТГ - Т„)/(ТГ -
где Тв.вх - температура охлаждающего воздуха при входе в лопатку
(или на каком-либо ее участке).
Чем интенсивнее процесс теплоотдачи, тем при меньшем отно-
сительном расходе воздуха достигается охлаждение лопатки в за-
данных температурных условиях. Значение в при заданном значе-
нии дох будет тем больше, чем совершеннее в отношении охлажде-
ния конструкция лопатки и форма обводов ее профильной части, чем
больше отношение площадей поверхностей теплообмена с воздушной
стороны и газовой и чем эффективнее способы интенсификации те-
плообмена с воздушной стороны.
* Об учете влияния различных систем охлаждения на эффективность ГТУ см., на-
пример: Теплообменные устройства газотурбинных и комбинированных установок:
Учеб, пособие / Н.Д. Грязнов, В.М. Епифанов, В.Л. Иванов, Э.А. Манушин. -
М.: Машиностроение, 1985; Манушин Э.А., Барышникова Э.С. Системы охлаждения
турбин высокотемпературных газотурбинных двигателей // Итоги науки и техники.
- М.: ВИНИТИ, 1980 (Сер. “Турбостроение”, N° 2).
455
Рис. 3.43. Зависимости относитель-
ной глубины охлаждения в лопаток
от относительного расхода дох охла-
ждающего воздуха:
1 - оболочковая лопатка; 2 - 4 - лопатки
с конвективным воздушным охлаждением;
5 - лопатки с конвективно-пленочным
охлаждением; 6 - лопатки с пленочным
охлаждением; 7 - лопатки с пористым
охлаждением
На рис. 3.43 представлены зависимости в от дох для сравнения
относительной глубины охлаждения срединных участков профилей
некоторых конструкций лопаток турбин. Подобные зависимости на
самой ранней стадии проектирования позволяют выполнять предва-
рительные расчеты охлаждаемых лопаток и систем охлаждения. Из
расчета ГТУ и турбины должны быть известны температура газа
Тр и температура охлаждающего воздуха Тв.вх и в первом прибли-
жении можно задаться значениями дох.
Пример. Если Тр = 1500 К, Тв.вх = 600 К и дох = 0,03, то
по рис. 3.43 при выбранной конвективной схеме охлаждения, соот-
ветствующей кривой 5, получаем при дох = 0,03 в = 0,5. Тогда
Тл = Тр - в(Тг - Тв.вх) = 1500 - 0,5(1500 - 600) = 1050 К. Если
найденная температура лопатки превышает ее значение по условиям
прочности, которое не должно быть, например, больше 1000 К, то,
подсчитав соответствующее заданной температуре лопатки значе-
ние 0 = (1500 —1000)/(1500—600) = 0,556, находим соответствующее
значение дох. В данном примере дох « 0,04. Если этот расход слиш-
ком велик (т.е. сильно влияет на эффективность ГТУ или может
быть прокачан через систему охлаждения с большими гидравличе-
скими потерями), то следует рассмотреть возможность применения
другой, более эффективной системы охлаждения. Например, при
тех же параметрах газа и воздуха и при подобной геометрии лопат-
ки с полностью пленочным охлаждением, соответствующим кривой
6, для ее охлаждения потребуется дох « 0,023.
Одних оценок эффективности по параметру в и по месту отбора
охлаждающего воздуха недостаточно для сравнения эффективности.
Наиболее полной оценкой эффективности любой системы охла-
ждения можно считать приближение КПД и удельной мощности
456
Рис. 3.44. Зависимости для определе-
ния эффективности различных воздуш-
ных систем охлаждения лопаток тур-
бин:
1 - 3 - Тг равна 1370, 1470 и 1570 К соот-
ветственно, без охлаждения; 4 - 6 - Тр равна
1370, 1470 и 1570 К соответственно, полуза-
мкнутая система охлаждения; 7-9- Тр равна
1370, 1470 и 1570 К соответственно, открытая
система охлаждения
ГТУ с данной системой охлаждения к аналогичным параметрам ги-
потетической ГТУ с той же начальной температурой газа, но без
охлаждения (абсолютная эффективность), или сравнение КПД и
удельной мощности двух ГТУ с разными сравниваемыми система-
ми охлаждения (относительная эффективность). Такие определения
эффективности систем охлаждения могут служить основой для пол-
ного технико-экономического сравнения ГТД с рассматриваемыми
системами охлаждения.
Другими важными показателями при сравнении и выборе систе-
мы охлаждения служат простота конструкции, масса охлаждаемых
элементов, технологичность, надежность в работе и др.
Для оценки абсолютной или относительной эффективности воз-
душных систем охлаждения на этапе предварительных расчетов
определяют в первом приближении расходы воздуха на охлаждение
(например, оценивают потери в турбине и ГТУ из-за охлаждения,
определяют КПД турбины с разными системами охлаждения, нахо-
дят КПД и удельную мощность двигателя обычными методами). В
результате получают зависимости (рис. 3.44), которые с учетом тех-
нологичности, сложности и других перечисленных выше факторов
позволяют оценить эффективность той или иной системы охлажде-
ния в требуемом диапазоне значений Тр и тгк.
Контрольные вопросы
1. Как различаются энергетические ГТУ по назначению, по термодина-
мическим особенностям? Какие типы ГТУ находят наибольшее применение в
качестве энергетических?
457
2. Какими путями может быть достигнут КПД энергетических установок
на уровне 45 - 50 %? Приведите примеры проектных разработок таких устано-
вок.
3. Каковы перспективы применения установок на ядерном топливе?
4. Какие основные требования к энергетическим установкам включаются
в ТЗ на их проектирование?
5. Что такое удельные расчетные затраты на производство энергии, как
они определяются?
6. Какие параметры используются для оценки надежности энергетических
установок?
7. Какие тепловые схемы можно рассматривать как наиболее целесообраз-
ные при проектировании энергетических ГТУ большой мощности?
8. Каковы достоинства и недостатки ГПУ со смешением (с вводом воды
или пара в тракт высокого давления)?
9. Каковы пути использования угля в ГТУ?
10. Какие термодинамические циклы наиболее целесообразны для базовых
электростанций с МГД-генератором?
11. Как можно оценить топливную экономичность ВАЭС?
12. Почему гелий считается наиболее перспективным рабочим телом для
ядерных ЗГТУ?
10. Стационарные приводные ГТУ
10.1. Особенности и параметры приводных ГТУ
Среди всех областей применения наиболее широкого распро-
странения достигло использование приводных стационарных ГТУ
на магистральных газопроводах. Такие ГТУ служат для привода
центробежных нагнетателей газа на газоперекачивающих компрес-
сорных станциях. Нагнетатели вместе с ГТУ составляют ГПА.
Число компрессорных станций увеличивается, так как возра-
стает добыча газа, появляются новые месторождения, отстоящие от
мест потребления на сотни и даже тысячи километров. Поэтому
расширяется парк ГПА, растет суммарная установленная мощность
и средняя единичная мощность ГПА.
Крупнейшим производителем ГПА в России является НМЗ: с
начала выпуска первого агрегата типа ГТ-700-4 в 1957 г. и до 1999 г.
заводом выпущены и находятся в эксплуатации почти 1700 агрега-
тов, суммарная наработка которых превышает 60 млн ч. В общем
количестве агрегатов основную долю занимают ГТУ типа ГТК-10;
их выпущено 1030 единиц. По лицензии НМЗ “Брненский завод”
(Чехия) производит ГТУ типа ГТ-750-6. Одна из последних разрабо-
ток завода (производство началось в 1994 г.) - ГПА “Волга” на базе
458
нового ГТД ГТНР-16 мощностью 16 МВт с КПД 32,5 %. Этот ГПА,
как и все вновь проектируемые на заводе двигатели, предназнача-
ется для замены выработавших свой ресурс агрегатов типа ГТК-10,
поэтому все компоновки агрегатов предусматривают минимальные
капитальные затраты в период монтажа и наладки, а агрегат типа
ГТНР-16 “Волга” имеет также однотипные с ГТК-10 подсоедини-
тельные размеры к внешним трактам и смонтирован на идентичной
раме, что позволяет монтировать его на старой базе.
ГПА совершенствуются, что приводит к постоянному сокраще-
нию времени вынужденных ремонтов и увеличению наработки на
отказ. В 9.2 указано, что наработка на отказ в базовом использо-
вании ГТУ любого типа, в том числе работающих в составе ГПА,
должна быть не менее 3000 ч.
Суммарная наработка ГПА достаточно велика. Так, у некото-
рых агрегатов НМЗ она превышает 120 тыс. ч., а значительная
часть агрегатов типа ГТК-10, которые были изготовлены и устано-
влены в течение 1970-1985 гг. на компрессорных станциях РАО
“Газпром” (815 агрегатов, общая установленная мощность 815 млн
кВт), выработала назначенный ресурс (100 тыс. ч.).
Основные технические характеристики отечественных ГТУ для
ГПА приведены в табл. 3.16*.
С 1974 г. началось освоение ГПА, создаваемых на базе авиа-
ционных и судовых двигателей. Одним из таких ГПА стал агрегат
ГПА-Ц-6,3 мощностью 6,3 МВт, двигателем в котором служит пре-
образованный авиационный двигатель типа НК-12. Было организо-
вано серийное производство этих агрегатов. Блочно-контейнерная
компоновка агрегатов позволила изменить технологию строитель-
ства компрессорных станций, в результате чего они вводились в
строй в 2,5 - 3 раза быстрее, чем станции со стационарными агре-
гатами. К началу 1984 г. на газопроводах эксплуатировались уже
свыше 400 ГПА. Около 30 двигателей в составе первых ГПА прора-
ботали без ремонта от 15 до 27 тыс.ч.
В 1982 г. начата опытная эксплуатация агрегата ГПА-Ц-16
мощностью 16 МВт (см. табл. 3.16), в котором в качестве приво-
да нагнетателя используется ГТУ типа НК-16СТ, созданная на базе
двухконтурного авиационного двигателя НК-8, эксплуатируемого на
самолете ТУ-154.
* Разделение ГТУ на энергетические и приводные в определенной степени условно,
так как некоторые приводные ГТУ (например, указанные ниже установки ГТН-25 НМЗ
и УТМЗ) могут использоваться как энергетические. Тем не менее они проектируются
как приводные, а потому должны быть рассмотрены отдельно.
459
О)
о
Таблица 3.16. Основные технические характеристики отечественных ГПА
Показатели ГТ- 750-6* ГТ-6- 750** ГТК- 10* ГТН- 6 ГТК- 16** ГТК- 16 ГПА- Ц-6,3 ГПА- 10 ГПА- Ц-16 ГТН-25 (ПО НМЗ) ГТН-25 (ПО УТМЗ) ГТН- 40
Год начала выпуска Мощность (при 15°С 1965 1966 1970 1975 1976 1981 1974 1978 1982 1982 Проект Проект
и 0,1 МПа), МВт Начальная темпера- 6,0 6,0 10,0 6,3 16,0 16,0 6,3 10,0 16,0 25,0 25,0 40,0
тура газа, К Расход воздуха при входе в компрессор, 1023 1033 1053 1033 1083 1173 1083 1103 1123 1163 1293 1223
кг/с Степень повышения 55,6 45,5 86 47 100 85 56 100 100 175 103 208
давления воздуха 4,6 6,5 4,6 6,2 7,5 11,5 7,8 11,5 11 12,5 13,2 15
Число валов Число ступеней осевого компрессора 2 2 2 2 2 2 2 3 3 3 2 3
(КНД/КВД) 12 12 10 12 13 15 14 7/9 4/6 7/7 17 7/7
Окончание табл. 3.16
\
Показатели гт- 750-6’ ГТ-6- 750” ГТК- 10’ ГТН- 6 ГТК- 16” ГТК- 16 ГПА- Ц-6,3 ГПА- 10 ГПА- Ц-16 ГТН-25 (ПО НМЗ) ГТН-25 (ПО УТМЗ) ГТН- 40
Номинальная часто- та вращения, мин-1: турбокомпрес- сорного вала 5200 6200 5200 6200 4000 6850 9300 5650/ 5100/ 4400/ 6000 4400/
силового вала 5300 6150 4800 6150 4600 6500 8200 /7650 4800 /6750 5300 /5050 3700 5500 /5000 3700
Эффективный КПД ГТУ, % 27 23,3 28 24 26 29 23 27 28,8 29,4 31 30,6
Межремонтный ресурс, тыс. ч 8 9 12 12 8 25 8 20 10-15 20 25 30
* Установка с генератором. ** Установка не выпускается.
л
05
В 90-е годы семейство отечественных ГПА, построенных на ба-
зе авиационных двигателей, пополнилось ГТУ НК-14СТ (начало вы-
пуска 1992 г., мощность 8 МВт), НК-40СТ (1995 г., 10 МВт), НК-
38СТ (1995 г., 16 МВт) и наиболее мощной из этой серии ГТУ НК-
36СТ (1993 г., 25 МВт). Высокий КПД установок этого семейства-
наибольший у ГТУ НК-38СТ и НК-36СТ (т] ~ 38 %) - достигается
благодаря большой степени повышения давления (тг соответственно
25,9 и 23,1) и высокой начальной температуре газа (Тр соответствен-
но 1475 и 1420 К).
Предприятие “Авиадвигатель” в 1994 г. на базе авиационных
двигателей помимо энергетических установок наладило выпуск при-
водных агрегатов ГТУ-12 П (1994 г., 12 МВт, Тр = 1353 К, тг = 15,8,
г) = 34,5%); ГТУ-16П (1996 г., 16 МВт, Тр = 1416 К, тг = 19,8,
т] = 37%), ГТУ-8П (1997 г., 8 МВт, Тг = 1178 К, тг = 14,7,
т] = 37%); ГТУ-10П (1997 г., 10 МВт, Тг = 1250 К, тг = 14,7,
71 = 34%); ГТУ-25П (1998 г., 25 МВт, Тр = 1515 К, тг = 28,7,
71 = 40 %).
В 1977 г. были изготовлены головные образцы установок
ГПА-10 с судовым ГТД мощностью 10 МВт (см. табл. 3.16). Двига-
тели этого типа, выполненные в блочном виде, предназначены для
монтажа на нулевой отметке в машинных залах или индивидуаль-
ных укрытиях облегченного типа. Турбокомпрессорная часть может
устанавливаться без укрытия в контейнере. Применение таких ГПА
по сравнению с установками ГТК-10 НМЗ обеспечивает сокращение
объемов строительно-монтажных работ при строительстве компрес-
сорных станций с восемью агрегатами в 1,7 раза, а трудоемкости на
стройплощадке - более чем в 2 раза.
Позднее кроме установок ГПА-10 на базе судовых двигате-
лей начали выпускать установки других типов: ГТ15001 (1988 г.,
17,8 МВт, Тр = 1348 К, тг = 19,6, т) = 35 %); ГТ16001 (1989 г.,
17,2 МВт, Тр = 1138 К, тг = 12,8, т) = 32%); ГТ25000 (1993 г., 27,9
МВт, Тр = 1500 К, л- = 21,8, 7) = 36 %).
Кроме отечественных ГПА на газопроводах страны эксплуати-
руются импортные агрегаты четырех типов (табл. 3.17).
Наиболее широко используются агрегаты типа ГТК-10И: уже
в 1982 г. на газопроводах Оренбург - Новопсков, Ухта - Торжок и
“Союз” эксплуатировались 232 таких агрегата.
Указанные в табл. 3.17 ГТУ, выпускаемые зарубежными фирма-
ми, а также ГТУ других типов и фирм весьма распространены за ру-
бежом. Данные о некоторых современных ГТУ для ГПА приведены
462
Таблица 3.17. Основные технические характеристики
/ ГТУ зарубежных ГПА
Показатели “Центавр” ГТК-25И ГТК-10И “Коберра-182”
“Солар” “Нуово “Дженерал “Роллс-Ройс”
(США) Пиньоне” электрик” (Велико-
(Италия) (США), “Нуово британия),
Пиньоне” “Купер
(Италия), Бессемер”
АЕГ-Канис (США)
(Германия), “Джон Браун”
(Велико- британия), “Томассен”
(Нидерланды),
“Хитачи”
(Япония)
Мощность (при 15 °C и 0,1 МПа), кВт 2620 25000 10000 12500
Начальная температура газа, К Расход воздуха на входе 1113 1223 1198 1173
в компрессор, кг/с Степень повышения 14,7 117 52 78
давления воздуха 7 8,2 8,2 10
Число валов 2 2 2 2
Число ступеней осевого компрессора Номинальная частота вращения, мин-1: 11 16 15 17
ротора газогенератора 14600 5100 7100 7500
силового вала 15700 4670 6500 5000
Эффективный КПД ГПА, % 24 27,2 25,1 28
Удельная масса ГТУ, кг/кВт Межремонтный ресурс, 1,1 3,5 6,3 1,6
тыс. ч 30 24 24 24
463
Таблица 3.18. Характеристики некоторых
Показатели Коберра 6462 М5322 RB LM2500 LM5000 GT-71
“Купер-Ройс” (США - Вели- кобритания) “Дженерал электрик” (США) “Ингерсол- Рэнд” (США)
Год начала выпуска 1983 1971 1979 1983 1978
Мощность (при 15 °C и 0,1 МПа), МВт Начальная температура 25,3 23,8 21,6 33,3 34,0
газа, К 1422 1205 1483 1497 1472
Расход воздуха при входе в компрессор, кг/с Степень повышения 90 113,5 67,6 124,4 130,8
давления 19,2 8,3 18,7 30,0 31,3
Число валов 3 2 2 3 2
Номинальная частота вра- щения силового вала, мин-1 4800 4670 3600 3600 4000
Эффективный КПД, % 36,3 36,О*1 35,9 37,8 37,7
Масса ГТУ (без наг- нетателя), т Габаритные размеры ГТУ, м: 26,33 116,70 23,60 40,20 12,26
длина 6,4 15,25 8,48 17,7 11,3
ширина 3,05 3,36 2,81 3,14 3,36
высота 3,05 3,66 3,51 3,66 3,36
1 С генератором. *2 Перед силовой турбиной. *3 Газовая мощность за газогенератором
в табл. 3.18. Ведущие двигателестроительные фирмы “Роллс-Ройс”
(Великобритания), “Пратт-Уитни” (США) образовали специальные
отделения для разработки и производства и выпустили тысячи та-
ких ГТУ суммарной мощностью около 40 Млн кВт. Фирмой “Дже-
нерал электрик” (США) выпущено свыше 800 ГТУ промышленного
типа (“тяжелых” ГТУ с длительным сроком службы) для газо- и
нефтедобывающих агрегатов общей мощностью свыше 8 млн кВт.
Общая наработка этих ГТУ превысила 35 млн ч.
Несмотря на очевидные успехи в создании отечественных ГТУ
для компрессорных станций, имеются серьезные проблемы, которые
ждут решения. Прежде всего следует иметь в виду, что топливом
464
зарубежных ГТУ для ГПА
PGT25 Спей*3 Эвон-1535’3 211*3 Торнадо Марс CW182RMB 10
“Нуово Пиньоне” (Италия) “Роллс-Ройс” (Великобритания) “Растон” (Велико- британия) “Солар” (США) “Вестингауз” (США) “Зульцер” (Швейцария)
1981 1976 1975 1974 1982 1977 1982 1981
21,7 4,24 17,75 29,08 6,34 8,3 11,33 20,7
1066*2 260 1194 1423 1273 1269 1283 -
66,7 58,6 77,2 90,3 27,2 36,3 52,2 74,3
18,0 18,5 9,0 19,2 12,1 16 8,2 13,5
3 2 3 2 2 2 2 2
6500 - - . - 10000 9500 7250 7700
36,4 39,7 33,8 41,7 31,0 32,8 36,8‘4 33,1
26,80 1,48 1,62 2,59 19,07 27,24 52,5 28,0
7,93 2,75 3,5 3,05 7,32 10,4 10,7 8,0
3,05 1,22 0,92 1,53 2,44 2,44 3,36 3,15
3,36 1,53 0,92 1,53 2,90 2,75 3,97 3,4
и параметры только газогенератора. *4 С генератором.
для ГТУ в составе ГПА служит перекачиваемый ценный природный
газ. Поэтому совершенно небезразлично, сколько газа расходуется
при вспомогательной в сущности операции перекачки газа по газо-
проводу.
Поскольку большую часть отечественных ГПА составляют до-
вольно старые агрегаты, то номинальный уровень их (ниже 30 %)
не в полной мере соответствует требованиям к топливной экономич-
ности ГПА. Поэтому остается актуальной задача повышения КПД
новых двигателей.
Для реконструкции компрессорных станций, оснащенных агре-
гатами типа ГТК-10, на НМЗ предложены следующие варианты:
465
продление назначенного ресурса агрегата путем поузловой заме-
ны некоторых узлов и деталей с восстановлением параметров ГТУ
до уровня технических условий;
продление ресурса и модернизация (например, установка нового
регенератора) с целью повышения КПД ГТУ;
замена на ГТУ нового поколения (ГПА-12Р “Урал”, ГТН-16,
ГПУ-16А, ГТНР-16).
Реконструкция компрессорных станций, если принимать во вни-
мание значительную мощность установленных агрегатов с ГТК-10,
- длительный процесс, в течение которого обязательно должен по-
вышаться технический уровень заменяемых ГПА. Эти ГПА модер-
низируются, причем обеспечивается продление ресурса их работы.
Основной целью модернизации является создание по существу новых
агрегатов типа ГТК-ЮМ на базе бывших в эксплуатации и требу-
ющих замены агрегатов типа ГТК-10. При этом новые агрегаты
будут иметь параметры, несколько отличающиеся от приведенных
в табл. 3.16: номинальная мощность составит 10,3 МВт, а эффек-
тивный КПД будет 33,2 % при той же начальной температуре газа
(1053 К) и частоте вращения вала силовой турбины (4800 мин-1).
Одним из перспективных направлений развития ГТУ промыш-
ленного типа является некоторое усложнение термодинамического
цикла, благодаря чему можно получить высокий КПД при относи-
тельно умеренных температуре и степени повышения давления в ци-
кле.
После долгого периода обсуждений и эскизной проработки на
НМЗ приступили к созданию ГТУ “Надежда” с промежуточным
охлаждением при сжатии и регенерацией теплоты мощностью
16,3 МВт и КПД 42 - 43 %.
Одной из проблем развития ГТУ для газопроводов является
дальнейшее повышение надежности. Опыт эксплуатации ГПА по-
казывает, что уровень надежности некоторых из них недостаточ-
но высок. Технические требования, устанавливаемые стандартом,
определяют значения коэффициента готовности кг > 0,98 и коэффи-
циента технического использования кт,я > 0,92 (для ГТУ на базе
авиационных и судовых двигателей - не менее 0,95).
ГТУ могут применяться в качестве приводных не только на
газо-, но и на нефтепроводах для перекачки нефти. За рубежом
одним из крупнейших нефтепроводов, оборудованным 11 насосны-
ми станциями с ГТУ, является нефтепровод в Саудовской Аравии,
по которому за сутки перекачивается около 4 • 105 м3 нефти через
весь Аравийский полуостров. На каждой из станций установлено по
466
три ГТУ типа FT4A-9 мощностью 20,4 МВт каждая. Эти ГТУ мо-
гут работать и на предварительно обработанной сырой нефти, и на
природном газе.
Стационарные приводные ГТУ находят применение в техноло-
гических процессах химической и металлургической промышленно-
сти, при которых происходит выделение больших количеств тепло-
ты. ГТУ, включенные в технологический цикл производства, назы-
вают технологическими.
У нас в стране технологические ГТУ используют при производ-
стве азотной кислоты и в доменном процессе; показаны возможно-
сти использования ГТУ при синтезе аммиака, в коксохимическом
производстве при получении серной кислоты, этилена, метанола и
других химических продуктов, в нефтеперерабатывающей промыш-
ленности.
Для цикла производства слабой азотной кислоты на заводе
“Дальэнергомаш” (Хабаровск) по лицензии НМЗ производятся ГТУ
двух типов: ГТТ-3 и ГТТ-12. На НМЗ также выпущена серия ГТА
типа ГТТ-12 и К МА-2 на базе ГТУ типа ГТК-10. Эти агрегаты
работают на агрессивных средах, поэтому ресурс их несколько ни-
же, чем у прототипа, и через 5-6 лет работы они требуют замены.
Для этого на АО НИКТИТ был разработан новый технологический
агрегат типа КМА-4. При конструкторской проработке были учте-
ны все замечания, выявленные в период эксплуатации прототипов,
и предусмотрены меры для улучшения экологических показателей
ГПА.
Современные доменные печи имеют выход доменного газа, рав-
ный 300-400 тыс. м3/ч, и работают с избыточным давлением газа
0,155-0,255 МПа. Наиболее эффективно это давление можно ис-
пользовать в так называемых газовых утилизационных бескомпрес-
сорных турбинах (ГУБТ). Первая отечественная установка этого
типа ГУБТ-6 была изготовлена на НЗЛ и установлена на одной
из доменных печей Магнитогорского металлургического комбината.
Опыт ее эксплуатации в целом оказался положительным; с его уче-
том на УТМЗ был спроектирован, изготовлен и налажен серийный
выпуск утилизационных установок типа ГУБТ. До 1980 г. такие
установки выпускались только в нашей стране. Газовые турбины,
работающие на доменном газе, установлены на нескольких метал-
лургических заводах за рубежом (в Японии, Италии, Индии).
В нефтехимической промышленности имеются большие возмож-
ности для повышения КПД полного преобразования энергии при
применении ГТУ: до 75 % на нефтеперерабатывающих заводах по
467
сравнению с 55 % при применении ПТУ и до 80 % на газоперера-
батывающих заводах. Расход топлива на нужды технологических
процессов при применении ГТУ может быть снижен на 6 - 8,5 %. На
нефтеперерабатывающих заводах компрессор подает сжатый воздух
для выжигания кокса, образующегося при прохождении нефтяных
паров через реактор, а продукты сгорания, получающиеся в резуль-
тате этого процесса, утилизируются газовой турбиной, которая при-
водит компрессор.
Имеются и другие эффективные способы применения ГТУ на
газо- и нефтеперерабатывающих предприятиях. До настоящего вре-
мени, однако, применение ГТУ в этих областях отечественной про-
мышленности не нашло распространения. В то же время за рубежом
только фирмой “Дженерал электрик” было изготовлено и пущено в
эксплуатацию свыше 500 подобных ГТУ единичной мощностью до
30 - 35 МВт.
Технологические ГТУ могут найти применение в сочетании с
ПТУ на промышленных предприятиях, нуждающихся в одновремен-
ной выработке теплоты и энергии различных видов. За рубежом
такие установки нашли широкое применение. Так, фирма “Солар”
(США) поставляет ГТУ для промышленных предприятий, потре-
бляющих энергию и теплоту, уже свыше 20 лет. Более 280 ГТУ
этой фирмы мощностью от 800 до 7400 кВт имеют общую наработ-
ку свыше 8 млн ч. Некоторые установки наработали до 100 тыс. ч.
Та же фирма поставляет ПГУ мощностью 14 МВт, использующие
в качестве топлива продукты переработки бытовых отходов жилых
районов крупных городов.
10.2. Технико-экономические показатели приводных ГТУ
Приводные ГТУ для газопроводов
Основными технико-экономическими показателями приводных
ГТУ являются низкие первоначальные капитальные вложения и сто-
имость обслуживания и сравнительно высокий КПД компрессорной
установки; возможность регулирования параметров рабочего про-
цесса изменением частоты вращения в широких пределах; высокая
степень надежности и готовности.
Важная особенность ГТУ для ГПА - работа их, как правило,
на переменных режимах. Наиболее существенным фактором, опре-
деляющим переменный режим работы, служит неравномерность по-
требления газа по годам, месяцам, временам года; среднесуточная
468
за месяц неравномерность потребления газа может меняться от 100
до 50 %.
Возрастающие темпы роста добычи природного газа и протя-
женность проектируемых газопроводов страны повышают требова-
ния к индустриализации строительства компрессорных станций, что
в свою очередь выдвигает условие повышения блочности конструк-
ции ГПА, бесподвального исполнения, возможности пуска агрегатов
без ревизии и разборки в процессе монтажа, а также полной и ком-
плексной автоматизации как агрегатов, так и компрессорных стан-
ций.
Блочность агрегата ужесточает требования к его массе и га-
баритным размерам. Например, размеры блоков должны удовле-
творять требованиям нормального железнодорожного габарита, а их
масса не превышать 90 т.
Для обеспечения высокой ремонтоспособности агрегата на ком-
прессорной станции необходимо обеспечить простой доступ к любо-
му узлу без вскрытия остальных и минимум затрат времени на его
полную разборку, а также возможность поузловой замены его эле-
ментов.
При больших масштабах производства важное значение имеет
унификация ГТУ. Унификация может охватывать многие узлы и
детали ГТУ.
Промышленные ГТУ
В большинстве случаев промышленные ГТУ, включенные в
какой-либо технологический процесс, являются утилизационными,
использующими или воздух, или газ, поступающие из агрегатов
основного процесса и работающие в турбине. В связи с этим общей
особенностью большинства промышленных ГТУ служит работа по
вынужденному графику расхода и параметров рабочего тела.
Этот тип установок должен иметь высокую эффективность, ма-
лые капитальные затраты, надежность в эксплуатации в течение
длительного срока службы и т.д. Установки должны работать при
большом числе циклов нагружения и разгрузки. Это объясняется
тем, что обеспечение газовой турбины постоянным количеством ра-
бочего газа с более или менее стабильными параметрами в данных
установках невозможно из-за неравномерности процесса.
Например, при крекинг-процессе в начале восстановления ката-
лизатора в газовую турбину направляется большее количество газа,
469
Рис. 3.45. Диаграмма изме-
нения мощности газовой тур-
бины при работе в техноло-
гической установке крекинг-
процесса:
1 - линия мощности, потребляе-
мой компрессором; 2 - кривая из-
менения мощности газовой турби-
ны
чем требуется для получения мощности, обеспечивающей нормаль-
ную работу компрессора, и мощность газовой турбины в течение не-
которого времени (рис. 3.45, время до начала процесса восстановле-
ния катализатора составляет 8,5 мин) превосходит мощность, потре-
бляемую компрессором (избыточная мощность показана на рис. 3.45
в виде участка кривой 2, лежащей над линией 1, которая совпадает с
осью абсцисс и обозначает мощность, потребляемую компрессором).
В этом случае избыток газа выходит в атмосферу через регулирую-
щий клапан, управляемый регулятором скорости газовой турбины.
При восстановлении давления воздуха в реакторах (см. рис. 3.45,
время между 8,5 и 10,0 мин) газовая турбина не дает требуемой
мощности (недостающая мощность показана в виде участка кривой
2, лежащей под линией I), что вызывает падение частоты враще-
ния агрегата. В этом случае нагрузку должна принимать на себя
другая энергоустановка, например паровая турбина, работающая от
паровой сети, и поддерживать частоту вращения на определенном
уровне. Такая резко переменная нагрузка сходна с условиями, в ко-
торых работают транспортные двигатели. Поэтому кроме указан-
ных выше требований установка должна быть высокоманевренной и
выдерживать большое число циклов нагружения.
Установки, использующие теплоту экзотермических реакций,
подобно установкам, рассмотренным выше, должны быть экономич-
ными, обеспечивать возможность изменения расхода воздуха, пода-
ваемого в химические аппараты (например, при производстве азот-
ной кислоты расход должен уменьшаться от 6 до 30 %), должны быть
маневренными и иметь большой срок службы.
Целью установки газовых турбин, работающих на доменном га-
зе на металлургических заводах, является только получение эконо-
мического эффекта от выработки дешевой электрической или меха-
нической энергии, благодаря чему снижается себестоимость произ-
водства чугуна. Давление и расход доменного газа могут изменяться
470
в довольно широких пределах как для одной и той же печи по годам,
так и для печей одинакового размера на разных заводах, причем из-
менения давления и расходов могут быть различными. Это услож-
няет проектирование турбин и затрудняет их унификацию. Кроме
того, по условиям заводских магистралей газ после турбины должен
поступать в них с температурой не выше 310 К.
10.3. Выбор схемы и параметров ГТУ
для газоперекачивающих станций
Установки, входящие в состав ГПА, по тепловым схемам делят-
ся на два вида. Большая часть ГТУ выполнена без теплообменника
(рекуператора); к ним относится большинство отечественных ГТУ
этого типа, а также большинство ГТУ, выпускаемых за рубежом
(см. табл. 3.16 - 3.18). Лишь небольшое число ГПА имеют теплооб-
менники - это отечественные установки ГТ-750-6, ГТК-10, зарубеж-
ные ГТУ М5262А, M5322RB, CW182RMB и некоторые другие.
Первые отечественные ГТУ для ГПА были спроектированы на
очень низкую (по сравнению с современными) начальную темпера-
туру газа (970 - 1020 К) без каких-либо усложнений термодинамиче-
ского цикла, и для получения приемлемых КПД в них применялась
регенерация теплоты уходящих газов. Технико-экономические рас-
четы, выполненные на НМЗ при проектировании установок мощно-
стью 4, 6 и 10 МВт, показали эффективность применения регенера-
ции в этих условиях в установках для магистральных газопроводов
протяженностью 1000 - 2000 км, причем оптимальная степень реге-
нерации была определена в пределах 0,65 - 0,70.
В дальнейшем в течение длительного периода перспективы раз-
вития ГТУ для ГПА связывались в основном с повышением темпера-
туры газа, и в проектах установок ГТН-25 (УТМЗ) и ГТН-40 (НМЗ)
и температура, и степень повышения давления достаточно высоки.
Однако только повышение температуры не решает комплекса про-
блем создания таких агрегатов, и потому наметилась тенденция за-
метного усложнения установки не только путем регенерации, но и
введением промежуточного охлаждения воздуха при сжатии; отме-
тим, что начальная температура газа при этом достаточно высока,
отвечает современному уровню стационарного газотурбостроения.
Значения КПД перспективных ГТУ для ГПА на период 2000 -
2005 гг. в классе мощностей 10 - 25 МВт по прогнозу специалистов
НМЗ таковы:
471
ГТУ простого цикла на базе двигателей, преобра-
зованных из авиационных............................. 35 - 38 %
ГТУ регенеративного цикла........................... 38 - 39 %
ПГУ (с учетом применения на компрессорных стан-
циях для попутной выработки электроэнергии; при
этом возможности ПГУ для повышения КПД ис-
пользуются не в полной мере)........................ 38 - 39 %
ГТУ по циклу с промежуточным охлаждением при
сжатии и регенерации теплоты........................ 42 - 44 %
У Таким образом, ГТУ с промежуточным охлаждением и регенера-
цией теплоты может иметь весьма высокий КПД. При этом параме-
тры цикла умеренные, а конструктивные усложнения турбомашин
небольшие.
Отечественная промышленность в конце XX века имеет доста-
точный задел по основным элементам, необходимым для проекти-
рования и производства такой ГТУ. При этом не требуются до-
полнительные капитальные вложения в развитие производственных
мощностей, так как часть узлов и деталей может быть произведена
в кооперации с другими предприятиями. Примером является ГТУ
“Надежда”, разработанная на НМЗ (в 1995 г. был выполнен эскиз-
ный проект, а в 1996 г. - технический). Основные параметры цикла
этой ГТУ следующие:
Температура газа перед ТВД.......................... 1343 К
Степень повышения давления:
общая............................................. 9,84
в КНД............................................ 3,93
в КВД............................................ 2,58
Расход воздуха при входе в компрессор, кг/с........ 58,6
Частота вращения, мин*1:
ротора турбокомпрессора........................... 7200
силового вала................................... 5200
Расход газа, кг/с:
при входе в ТВД................................... 55,6
при входе в ТНД.................................. 58,2
Температура газа перед ТНД, К..................... 1079
Расход топлива (при низшей теплотворности
45000 кДж/кг), кг/с................................ 0,9
Мощность на валу ТНД, МВт........................ 16,3
КПД ГТУ:
при трубчатом регенераторе (а = 0,85)............. 42,7 %
при пластинчатом регенераторе (а = 0,85).......... 44,1 %
В промежуточном охладителе между КНД и КВД температура
воздуха понижается с 446 до 323 К. КНД и КВД соединены одним
валом с ТВД; ТНД - силовая.
472
Особенности нагрузки ГТУ для перекачивающих станций обу-
словливают применение двухвальных ГТУ с разрезным валом
(рис. 3.46) (двухвальной предполагается выполнить и ГТУ “Наде-
жда”).
Как следует из табл. 3.18, большинство ГТУ для ГПА выполня-
ют двухвальными со свободной ТНД, приводящей нагнетатель га-
за. Это, как правило, установки “тяжелого” (промышленного) ти-
па, которые создаются на базе разработанных специализированными
заводами конструкций. Исключение составляют трехвальные ГТУ,
выполняемые на базе судовых трехвальных двигателей с высокой
степенью повышения давления (примером может служить установ-
ка типа ГПА-10, см. табл. 3.16); установки промышленного типа, в
которых использованы принципы конструирования судовых двига-
телей и которые также имеют высокие степени повышения давления
(например, установки ГТН-25 и ГТН-40, см. табл. 3.16), а также
установки на базе авиационных двигателей, в которых газогенера-
торами служат преобразованные турбореактивные двигатели или
турбореактивные двухконтурные двигатели (ГПА-Ц-16, “Коберра
6462”, LM5000 и др., см. табл. 3.16, 3.18).
Применение двухвальных ГТУ на газопроводах объясняется
указанной выше особенностью их нагрузки. Трехвальные конструк-
ции появляются при больших степенях повышения давления тг, ко-
торые трудно получить с высоким КПД в одном компрессоре.
Главным направлением улучшения технико-экономических по-
казателей ГТУ для компрессорных станций, особенно в тех случаях,
когда проектируются транспортабельные установки большой мощ-
ности, является повышение параметров рабочего тела, увеличение
окружных скоростей турбомашин и пропускной способности лопа-
точных аппаратов турбомашин.
Основные детали ГТУ обычно рассчитывают на работу в тече-
ние 100 тыс. ч, а наиболее нагруженные, находящиеся под действием
высоких температур, - на 30 тыс. ч.
Для получения высоких тг целесообразно, в частности, приме-
нить двухкаскадный компрессор с приводом КНД и КВД соответ-
ственно от ТНД и ТВД, расположенных соосно по кинематической
схеме “вал в валу”. Независимая силовая турбина также располага-
ется соосно.
473
Рнс. 3.46. Продольный разрез установки ГТ- 6 - 750:
1 — входной патрубок; 2 — компрессор; 3 - камера сгорания; 4 — компрессорная турбина;
5 - силовая турбина; 6 - выходной патрубок; 7 - рама
10.4. Типы и конструкции основных узлов ГТУ
для газопроводов
Характерной конструкционно-технологической особенностью
первых ГТУ являлось их выполнение по паротурбинному типу: ро-
торы компрессоров и турбин выполняли цельноковаными барабанны-
ми, в них применяли массивные литые корпуса; выносные подшип-
ники устанавливали отдельно от корпусов на фундамент. Использо-
вание цельнокованых барабанных роторов ограничивало окружные
скорости на периферии барабана значениями 150 - 180 м/с, при-
водило к необходимости создания многоступенчатых конструкций.
Так, в установке ГТ-700-4 при тгк = 5 компрессор ймел 22 ступе-
ни. Для сравнения отметим, что современная ГТУ типа ГТН-25
при 7гк = 12,5 в двух компрессорах (высокого и низкого давления)
имеет 14 (7+7) ступеней, а зарубежные ГТУ, создаваемые на базе
двигателя RB 211, при тгк = 19 имеют в двух компрессорах 13 (7+6)
ступеней.
В первых ГПА камеры сгорания выполняли выносными, что уве-
личивало гидравлические потери в ГТУ из-за нарушения прямоточ-
ности, усложняло конструкцию и увеличивало массу установок из-за
появления дополнительных “улиток” и патрубков.
По указанным причинам первые ГПА отличались низкой транс-
портабельностью, не могли поставляться блоками, что затрудняло
их монтаж и увеличивало сроки ввода на компрессорной станции.
Поэтому основная тенденция при разработке ГПА начиная с 1960-х
годов состояла в переходе к установкам с более простой схемой. В
результате из ГТУ для ГПА второго поколения лишь ГТК-10 имеет
регенерацию, все остальные установки выполнены без регенерации,
но в них значительно (на 100 - 150 К) повышена Тр и соответственно
7ГК (см. табл. 3.16).
В области конструирования еще в 1960-х годах наметился от-
ход от традиций паротурбостроения. Так, установка ГТ-6-750
(см. рис. 3.46) относится уже к агрегатам переходного типа. В ней
применена встроенная блочная камера сгорания, состоящая из деся-
ти секций, установленных радиально в общем корпусе. Весь агрегат
смонтирован на общей раме-маслобаке и транспортируется единым
блоком. Такое совмещение рамы и маслобака со временем получи-
ло широкое признание и использовано в ряде установок, например в
ГТН-25 и ГТН-40. В этих ГТУ в отличие от установок первого поко-
ления применены встроенные в корпуса подшипники роторов. Кор-
пуса ГТУ, за исключением литого входного патрубка компрессора,
475
выполнены сварными. Вместе с тем в этой конструкции сохрани-
лись черты, характерные для ГТУ первого поколения, в частности
применены барабанный ротор компрессора и цельнокованые (за одно
целое с валом) диски турбин.
При разработке ГТУ для ГПА второго поколения постепенно
внедрялись новые принципы, которые нашли наиболее полное отра-
жение в двигателях следующего, третьего поколения. Кроме особен-
ностей, указанных выше, в агрегатах второго поколения постоянно
повышалась степень блочности *, облегчающая изготовление узлов и
монтаж на компрессорной станции, увеличивались транспортабель-
ность и экономичность ГТУ. Работы, проведенные на УТМЗ, пока-
зали, что можно создавать блочные ГПА большой мощности. Пер-
вым агрегатом такого типа была блочная бесподвальная ** уста-
новка ГТН-6 мощностью 6 МВт, разработанная на базе ГТ-6-750.
В ней на общей как для ГТУ, так и для нагнетателя природного
газа раме-маслобаке были смонтированы все узлы регулирования и
контрольно-измерительные приборы. Эта конструкция послужила
базовой для создания максимально блочных агрегатов ГТН-16 боль-
шой мощности (рис. 3.47) и ГТН-25 (см. табл. 3.16), относящихся к
третьему поколению.
По сравнению с ранее выпускавшимися машинами установка
ГТН-16 обеспечивает меньший (на 14 %) расход топлива и меньшую
(на 65 %) металлоемкость. Установка поставляется на компрессор-
ную станцию в виде блока максимальной заводской готовности, что
позволяет более чем на 50 % снизить объем монтажных работ на
станции.
Несмотря на существенное повышение начальных параметров
газа, установка ГТН-16 сохраняет большой расчетный ресурс -
100 тыс. ч. Эта установка выполнена по традиционной для УТМЗ
схеме - двухвальной, со свободной силовой ТНД, с однокаскадным
компрессором. Для обеспечения широкого диапазона изменения ра-
бочих режимов и устойчивой работы при частичных нагрузках и
пуске первые четыре ряда направляющих аппаратов выполнены с
поворотными лопатками; кроме того, при пуске из третьей и шестой
ступеней проводится выпуск воздуха через антипомпажные клапа-
ны.
* Под блочностью конструкции обычно понимают формирование агрегата из круп-
ных блоков (модулей) при основной сборке ГТУ на одной раме; монтаж сводится в
основном к соединению модулей.
** Бесподвальная установка предполагает монтаж ГТУ на полу машинного зала с
выпуском газа вверх (реже в сторону) и всасыванием сбоку (реже сверху).
476
Рис. 3.47. Продольный разрез установки ГТН -16 ТМЗ:
1 - рама-маслобак; 2 - компрессор; 3 - камера сгорания; 4 - турбина компрессора;
5 - силовая турбина; 6 - вал к нагнетателю природного газа
При разработке ГПА третьего поколения НМЗ применил иные,
чем УТМЗ, принципы конструирования ГТУ. Взяв за основу су-
довые трехвальные ГТУ (типа двигателей ДИ59, применяемых на
ролкере “Капитан Смирнов”, см. 11.1), завод создал базовый агре-
гат ГТН-25 (см. табл. 3.16), отвечающий требованиям в отношении
блочности, транспортабельности и условиям бесподвальной компо-
новки на компрессорных станциях и вместе с тем имеющий большие
возможности форсирования по мощности (до 40 и даже до 60 МВт)
путем повышения в будущем начальной температуры газа. Степень
повышения давления тгк = 12,5 получается благодаря трехвальной
конструкции с двухкаскадным компрессором с приводом КНД и КВД
соответственно от ТНД и ТВД, расположенных соосно по кинема-
тической схеме “вал в валу”*.
Установка ГТН-25 имеет повышенную температуру газа
(1163 К), что в сочетании со степенью повышения давления тгк =
= 12,5 позволило получить в безрегенеративном цикле такой же
КПД (29,4%), как и в регенеративной установке ГТК-10-4. Этот
КПД выше, чем КПД ГТУ промышленного типа фирмы “Дженерал
электрик” (в вариантах без регенерации), имеющих тгк = 8 при Тр =
= 1190 ... 1200 К (см. табл. 3.18).
При создании новой ГТУ и разработке перспективных ГТУ типа
ГТН-40 на НМЗ применена прогрессивная кольцевая камера сгора-
ния.
Основные параметры турбин установки ГТН-25 и ее перспек-
тивного варианта ГТН-40 даны в табл. 3.19.
Выше показано, что определенные перспективы развития при-
водных ГТУ для ГПА связывают с разработкой установок типа “На-
дежда” , в которых применяется промежуточное охлаждение воздуха
при сжатии и регенерация теплоты уходящих газов при высокой на-
чальной температуре газа (по сравнению с температурой во всех
ГТУ, указанных в табл. 3.16). В ГТУ “Надежда” использованы ши-
роко апробированные на АО НИКТИТ и НМЗ принципы конструи-
рования компрессоров, турбин и камеры сгорания.
Новые подходы потребовались при разработке воздухоохлади-
теля, который впервые применен в ГТУ для ГПА. Основной за-
дачей было получение минимально возможного гидравлического со-
противления воздухоохладителя и всего тракта (включая потери в
патрубке компрессора) при максимальной степени охлаждения ци-
клового воздуха. В результате подробной расчетно-конструкторской
* Детальные конструкционные особенности установки ГТН-25 описаны, например,
в кн.: Манушин Э.А. Газовые турбины - проблемы и перспективы. М., 1986.
478
Таблица 3.19. Основные характеристики ТВД и ТНД
установок ГТН-25 и ГТН-40
Показатели ГТН-25 ГТН-40
ТВД ТНД ТВД ТНД
Окружная скорость на среднем диаметре, м/с 340 325 350 325
Относительный диаметр 1,157 1,286 1,157 1,286
Удельная работа на валу турбины, кДж/кг Средняя температура, К: 233,5 162,5 242 176
пера рабочих лопаток 1020 850 1080 900
сопловых лопаток 1070* 960 1090* 1020
* С учетом охлаждения.
проработки было определено, что при одноконтурной схеме (воздух -
воздух) выше КПД и ниже эксплуатационные затраты. При проек-
тировании ГТУ “Надежда” рассматривали два варианта конструк-
ции воздухоохладителя: четырех- и шестисекционный.
В техническом проекте ГТУ “Надежда” предполагались также
два варианта конструкции регенератора: трубчатый, на степень ре-
генерации 0,85, и пластинчатый, на степень регенерации 0,9. В ре-
зультате сравнения предпочтение было отдано пластинчатому реге-
нератору, главным образом потому, что при указанном различии в
степенях регенерации применение пластинчатого регенератора по-
зволяет снизить расход топлива на 3,3 %.
О применении судовых двигателей для ГПА говорилось выше.
Установка типа ГПА-10 состоит из блока ГТД судового типа мощ-
ностью 10 МВт на общей раме со всеми агрегатами, системами,
маслобаком и т.п. Газогенераторная часть двигателя выполнена
с двухкаскадным компрессором; КНД приводится ТНД, а КВД -
ТВД. Приводом нагнетателя служит свободная силовая турбина.
ГТУ полностью автоматизирована, устанавливается на нулевой от-
метке, поставляется на компрессорную станцию в виде отдельных
блоков, причем степень готовности под монтаж достигает 90 %. Ре-
сурс двигателя до капитального ремонта составляет 20 тыс. ч.
Первым отечественным ГПА с авиационным двигателем (та-
кие ГПА часто называют легкопромышленными) явился блочно-
контейнерный агрегат ГПА-Ц-6,3 мощностью 6,3 МВт (его параме-
тры приведены в табл. 3.16). Этот агрегат транспортируется на
479
компрессорную станцию в виде шести блоков-контейнеров. В одном
из контейнеров размещается ГТУ НК-12СТ, представляющая собой
преобразованный авиационный двигатель. Недостатки ГПА-Ц-6,3 -
малый ресурс и низкий КПД (всего 23 %).
Более экономичный, мощный и надежный ГПА-Ц-16 включает в
себя ГТД типа НК-16СТ (рис. 3.48), созданный на базе авиационно-
го турбореактивного двухконтурного двигателя НК-8. Газогенера-
тор при преобразовании двигателя претерпел некоторые конструк-
ционные изменения, а силовая турбина создана заново. Агрегат
ГПА-Ц-16 может быть выполнен в варианте с утилизацией теплоты
отработавших газов. Это на 2 - 3 % увеличит КПД ГПА и позволит
обеспечить теплом компрессорную станцию.
Приводные ГТУ промышленного (“тяжелого”) типа, применяе-
мые за рубежом, по своим основным особенностям подобны установ-
кам отечественных заводов. В качестве примера рассмотрим осо-
бенности конструкции ГТУ типа MS 3002, входящей в состав им-
портного агрегата ГТК-10И (см. табл. 3.17, рис. 3.49). Двухвальная
безрегенеративная ГТУ конструкции фирмы “Дженерал электрик”
установлена на раме-маслобаке, в которую встроены водяные ма-
слоохладители, сливная и напорная масляные трубы. Через редук-
тор крутящий момент передается от ротора газогенератора на ро-
тор электрогенератора, питающего электродвигатели маслонасосов.
Основная часть воздуха после компрессора поступает в кольцевую
полость, а затем распределяется по шести камерам сгорания. Соп-
ловой аппарат ТВД состоит из 12 сегментов, содержащих по три
лопатки. Сопловые лопатки охлаждаются воздухом, отбираемым за
компрессором. Рабочие лопатки ТВД не охлаждаются. Важным эле-
ментом конструкции ГТУ MS 3002 является регулируемый сопловой
аппарат 7 ТНД.
Примером более компактной, легкой и экономичной ГТУ про-
мышленного типа для ГПА может служить ГТУ “Марс” (см.
табл. 3.18, рис. 3.50), серийно выпускаемая фирмой “Солар” с 1977 г.
Особенности широко распространенных за рубежом преобразо-
ванных для работы в составе ГПА авиационных двигателей рассмо-
трим на примере одного из наиболее высокоэффективных двигате-
лей типа RB 211, работающего в составе ГПА нескольких типов (см.
табл. 3.18).
Исходным двигателем для создания приводного ГТД послужил
турбореактивный двухконтурный двигатель RB 211 с большой сте-
пенью двухконтурности (т = 5), т.е. с большим отношением рас-
хода воздуха во внешнем контуре к расходу воздуха во внутреннем
480
Рис. 3.48. Продольный разрез газотурбинного привода НК-16СТ:
1 — заглушенный канал вентиляционного контура исходного двигателя НК-8; 2 - КНД (получен из вентилятора
исходного двигателя); 3 — КВД; 4 — камера сгорания; 5 — ТВД; 6 — ТНД; 7 — силовая турбина
00
КЭ
Рнс. 3.49. ГТУ MS-3002 мощностью 10 МВт фирмы "Дженерал электрик":
1 — редуктор; 2 - ротор компрессора; 3 — камера сгорания; 4 - переходный патрубок между камерой сгорания и турбиной
газогенератора; 5 - сопловой аппарат компрессорной турбины; 6 — диск компрессорной турбины; 7 - сопловой аппарат
силовой турбины; 8 - диск силовой турбины; 9 — диффузор за силовой турбиной; 10 - выпускной патрубок; 11 - сливная
и напорная масляные трубы; 12 — рама-маслобак; 13 — водяные маслоохладители
Рис. 3.50. ГТУ "Марс" фирмы "Солар":
1 - компрессор; 2 — форсунка; 3 — топливный коллектор; 4 - выходной диффузор;
5 — газосборник-улитка; 6 - силовая турбина; 7 - турбина газогенератора;
8 - поворотные направляющие лопатки
1
Рис. 3.51. Принципиальная схема роторов авиационного
двигателя RB211:
1 - ротор вентилятора; 2 - ротор КНД; 3 - ротор КВД; 4 ~ ТВД;
5 - ТНД; 6 - турбина вентилятора
контуре, - так называемый турбовентиляторный двигатель. Этот
двигатель является единственным серийным трехвальным двигате-
лем большой тяги (до 222,5 кН на взлетном режиме). Схема распо-
ложения роторов исходного двигателя показана на рис. 3.51.
Принципиальным изменением конструкции исходного авиаци-
онного двигателя при преобразовании его в газогенератор привод-
ной ГТУ является исключение из общей компоновочной схемы вен-
тиляторного вала, состоящего из одноступенчатого вентилятора и
трехступенчатой турбины, приводящей вентилятор. Узлы валов
низкого и высокого давления при этом практически не изменяются
(рис. 3.52). Упрощается конструкция корпуса, поскольку снимает-
ся наружный кожух вентилятора и наружный корпус компрессоров
и турбин, образовывавших в исходной конструкции гладкую без вы-
ступов поверхность вентиляторного канала. Начальная температура
газа перед ТВД в преобразованном двигателе уменьшена в некото-
рых модификациях до Тр = 1390... 1420 К вместо 1485 К в исход-
ном авиадвигателе. Снятие вентиляторной ступени и снижение Тр
привели к уменьшению тгк с 29 в исходном двигателе до 20 в пре-
образованном варианте для приводного ГТД.
Для ГТД авиационного типа характерна блочность. Так, газо-
генератор двигателя RB 211 состоит всего из пяти блоков (рис. 3.53).
10.5. Выбор схемы и параметров промышленных ГТУ
Схема и параметры установок данного назначения в основном
определяются потребностями нефтеперерабатывающего, химическо-
го, металлургического и другого подобного оборудования.
ГТУ, входящие в состав промышленных (технологических и
утилизационных) установок, работают, как правило, при низких
484
Рис. 3.52. Газогенератор двигателя R.B211:
1, 3, 4> 10 — подшипниковые узлы; S- КНД; 5 - стартер; 6- КВД; 7- кольцевая камера
сгорания; 8 - ТВД; 9 - ТНД
Рис. 3.53. Блоки (1 - 5) газогенератора двигателя RB211
температурах и давлениях продуктов сгорания; к ним не предъ-
являются требования высокой экономичности. По этим причинам
конструкции таких ГТУ отличаются простотой; вместе с тем узлы
некоторых ГТУ этого типа должны работать в эрозионных или кор-
розионных средах.
485
ГТУ для нефтеперерабатывающих заводов
На предприятиях нефтеперерабатывающей промышленности
ГТУ могут применяться в составе технологических установок для
комплексной переработки нефти. В этом случае ГТУ служит для
привода компрессоров и подачи сжатого воздуха и азота в техноло-
гическую линию.
Одна из возможных установок каталитического крекинг-процес-
са вместе с ГТУ (рис. 3.54) в условиях нормальной эксплуатации ра-
ботает следующим образом.
Рис. 3.54. Схема каталитического крекинг-процесса вместе с
ГТУ:
1 - газовая турбина; 5 - осевой компрессор; 3 - редуктор; 4 ~ пусковая
паровая турбина; 5 - камеры сгорания; 6 - подача топлива; 7 - солевой
подогреватель; 8- реакторы; 9- регулирующий клапан газовой турбины;
10- сетчатый фильтр
Воздух засасывается компрессором из атмосферы через фильтр
и сжимается до 0,4 МПа, затем проходит через первую камеру сгора-
ния и солевой подогреватель и подается в одну из групп реакторов
крекинг-установки. Когда реакторы в работе, топливо в первую
камеру сгорания не поступает. Она используется лишь в самом на-
чале пуска крекинг-установки для прогрева газовоздушного тракта
и технологической аппаратуры.
Подогретый воздух используется в реакторах для выжигания
смол и кокса, осевших на катализаторе в крекинг-процессе. При
486
этом в реакторах образуется газ с температурой не выше 780 К, ко-
торый, проходя вторую камеру сгорания, поступает в газовую тур-
бину. Температурный предел 780 К является отличительной осо-
бенностью установок, хотя в период пуска при работе установки от
камеры сгорания температура достигает 820 К.
Вторая камера сгорания также работает только во время пуска
установки и служит для подогрева газа до температуры 680 - 700 К,
при которой развиваемая турбиной мощность будет обеспечивать
нормальную производительность компрессора, пока реакторы еще
не способны создать эту температуру.
В некоторые моменты (см. 10.2) газовая турбина в такой схеме
не выдает требуемой мощности, поэтому нагрузку принимает распо-
ложенная на одном валу с турбокомпрессорным агрегатом (соединен-
ная с ним в данном случае через редуктор) паровая турбина. Неф-
теперерабатывающие заводы имеют значительный резерв пара (для
технологических нужд), и колебания нагрузки паровой турбины не
сказываются на общей работе завода.
Такая система должна быть маневренной, и применение одно-
вального агрегата в данном случае оправдано.
ГТУ для химических заводов
Производство азотной кислоты может осуществляться по не-
скольким схемам, включение ГТУ в одну из которых показано на
рис. 3.55.
Рис. 3.55. Схема включения ГТУ в процесс производства азот-
ной кислоты:
1 - газовая турбина; 2, 3- воздушные компрессоры; 4 ~ пусковая паровая
турбина (или электродвигатель); 5 - воздухоохладитель; 6 - группа ап-
паратов для окисления аммиака и получения кислоты; 7 - отвод газовой
смеси (в основном Nj)
487
Турбокомпрессорный агрегат пускается паровой турбиной или
электродвигателем. Воздух поступает из атмосферы и сжимается
до 0,8- 1,0 МПа в КНД и КВД, между которыми может быть пре-
дусмотрено его промежуточное охлаждение.
В результате последовательных процессов окисления аммиака,
охлаждения получающейся смеси азота и оксида азота, еще одно-
го окисления до диоксида азота, поглощения его водой в абсорбере
получаются азотная кислота и газовая смесь, состоящая главным
образом из азота. Эта смесь проходит через теплообменники, необ-
ходимые для самого технологического процесса, и с температурой
950 К поступает в газовую турбину. Теплоту уходящих из турбины
газов можно использовать в утилизационном паровом котле.
В некоторых схемах производства азотной кислоты (например, в
установке АК-72) используется двухвальная ГТУ типа ГТТ-12 кон-
струкции НМЗ. Температура газа перед ТВД установки ГТТ-12
равна 1020 К. Как и установка ГТТ-3, установка ГТТ-12 скомпо-
нована в едином блоке на общей фундаментной раме. Конструкция
ГТУ подобна конструкциям установок типов ГТ-700-5 и ГТ-750-6
НМЗ, выпускавшихся для ГПА.
В установках типа ГТТ-3, ГТТ-12 в процессах сжатия в ком-
прессорах и расширения в турбинах участвуют рабочие тела с раз-
ными массовыми расходами и физическими свойствами. Полезная
мощность с валов на расчетном режиме не снимается - она полно-
стью затрачивается на привод компрессоров, обеспечивающих тех-
нологический процесс производства необходимыми расходами сжа-
того воздуха и нитрозных газов заданных параметров.
По таким же принципам конструирования могут выполняться
ГТУ, включаемые в технологические схемы производства аммиака
и в процессы коксохимического производства.
Производство серной кислоты любым способом начинается со
сжигания сырья, содержащего серу, в специальных печах. Если сы-
рьем служит серный колчедан, то происходящая в печи реакция оки-
сления колчедана в дутьевом воздухе протекает с выделением боль-
шого количества теплоты, которую можно утилизировать, напри-
мер, в воздушно-турбинной установке (ВТУ) (рис. 3.56).
Газовая (точнее, воздушная) турбина приводит компрессор,
сжимающий атмосферный воздух и прокачивающий его через труб-
ные элементы, установленные в печи для обжига серного колчеда-
на. Прокачка воздуха через трубные элементы необходима для под-
держания температуры в печи за счет охлаждения на определенном
488
Выход
воздуха.
Рис. 3.S6. Энерготехнологическая схема с печью для обжига
колчедана и В ТУ:
1 - компрессор; 5- печь для обжига серного колчедана; 3 - электрический
фильтр; 4 - турбина
уровне. Нагретый до 870-920 К и сжатый воздух поступает в воз-
душную турбину. Ее избыточная мощность используется для при-
вода электрогенератора.
ВТУ в данном процессе можно выполнять или по чисто утилиза-
ционным схемам - в тех случаях, когда используется лишь теплота
экзотермической реакции основного технологического процесса, или
по смешанным схемам - в тех случаях, когда к рабочему телу под-
водится дополнительное количество теплоты, получаемой в камере
сгорания при сжигании газообразного или жидкого топлива в возду-
хе, предварительно подогретом теплотой, выделившейся при экзо-
термической реакции. При смешанных схемах можно получать бо-
лее высокие параметры ВТУ и, кроме того, появляется возможность
регулировать мощность ВТУ при изменении нагрузки на электро-
генератор изменением расхода топлива в камере сгорания. Однако
конструкции ГТУ смешанных схем сложнее и требуют затрат топ-
лива. Для сравнительной оценки таких схем необходимо проведение
технико-экономических расчетов.
Поскольку нагрузкой в ВТУ служит не только компрессор, но и
электрогенератор переменного тока, то частота вращения турбины
при отсутствии редуктора однозначно определяется частотой тока и
равна 3000 мин-1.
489
ВТУ можно выполнить как по одновальной, так и по двухваль-
ной схеме. Во втором случае выделяется свободная турбина нагруз-
ки с частотой вращения 3000 мин-1; частота вращения турбоком-
прессора определяется, как обычно, прочностью его элементов. ВТУ
двухвальной схемы получаются несколько более дорогостоящими в
изготовлении, но имеют более высокую экономичность при работе
на частичных нагрузках.
Выбор основных параметров - температуры воздуха (или газа)
перед турбиной Тр и степени повышения давления в компрессоре
7ГК для утилизационной ВТУ связан с ограничениями площади те-
плообменной поверхности теплообменника-змеевика при определен-
ных размерах обжиговой печи. Поэтому расчетную точку ВТУ надо
выбирать по тем значениям Тр и тгк, при которых теплообменная
поверхность вписывается в заданные габаритные размеры печи.
ГТУ для металлургических заводов
На рис. 3.57, а показана схема ГУБТ с подогревом газа (путем
сжигания части его в подогревателе при подаче воздуха на горение)
без регенерации теплоты. Подогрев может быть минимальным (при
котором за турбиной не выпадает влага), установка получается де-
шевой, себестоимость электроэнергии при этом должна быть низкой.
Если применен высокий (до 970 К) подогрев газа теплотой топлива,
то он целесообразен только в тех случаях, когда потребители горя-
чего выпускного доменного газа могут эффективно использовать его
физическую теплоту.
На рис. 3.57, б показана схема установки ГУБТ с подогревом га-
за и регенерацией теплоты. Основным достоинством схемы явля-
ется возможность выработки большого количества электроэнергии
при располагаемом расходе сжатого газа, а недостатком - наличие
большого регенеративного теплообменника, усложняющего и удоро-
жающего установку.
Из-за увеличения стоимости регенератора и других узлов уста-
новки применять для ГУБТ, выполненной по схеме, приведенной на
рис. 3.57, б, подогрев газа перед турбиной выше 720 - 820 К нецеле-
сообразно.
Схема на рис. 3.57, в предполагает использование давления до-
менного газа в компрессорных ГТУ. В этой схеме применение вы-
сокого подогрева более эффективно, чем в схеме на рис. 3.57, б, так
как давление перед турбиной может быть значительно выше, чем в
предыдущей схеме. В такую схему можно включать обычные ГТУ,
490
Рис. 3.57. Возможные схемы доменных ГТУ:
А - подвод доменного газа из фильтра тонкой “мокрой” очистки; Б - магистраль
подвода парогазовой смеси (насыщенного газа) повышенной температуры; 1 - сме-
шивающий подогреватель (с подачей сжатого воздуха на горение газа); 2 - тур-
бина; 3 - общезаводская магистраль доменного газа; 4 ~ регенератор; 5 - охлади-
тель газа (подогреватель воды); 6- компрессор; 7- поверхностный теплообменник;
8 - газоочиститель
спроектированные для работы на воздухе. Однако переделки долж-
ны быть значительными, поэтому правильнее считать, что для этой
схемы потребуются специальные ГТУ, которые могут быть созда-
ны с использованием элементов серийных агрегатов, работающих
на воздухе. Как и в обычных ГТУ, в этой установке можно приме-
нить теплофикацию.
По схеме, приведенной на рис. 3.57, г, может быть выполнена
установка ГУБТ с подогревом газа теплотой доменного газа, про-
шедшего только сухие пылеуловители и содержащего большое коли-
чество пыли (более 5 г/м3).
Температурный напор в теплообменнике составляет 50 - 70 К,
чистый газ можно подогреть до 400 - 570 К без затрат топлива. Те-
плообменники как по площади поверхности подогрева, так и по сто-
491
имости будут примерно такими же, как регенераторы в схеме на
рис. 3.57, б.
Схема на рис. 3.57, д реализуется при эффективных компактных
и надежных фильтрах сухой горячей газоочистки, обеспечивающих
фильтрацию частиц пыли до 5 - 10 мг/м3.
Особенностью схемы, показанной на рис. 3.57, е, является ис-
пользование ГУБТ без подогрева газа при “мокрых” газоочистках.
В этой схеме при расширении насыщенного газа в турбине можно
избежать понижения его температуры за турбиной ниже 273 К и вы-
падения влаги в замерзшем виде. Эту схему можно применять с
хорошо освоенными мокрыми электростатическими газоочистками.
Кроме указанных схем возможны различные их модификации.
Во всех этих схемах ГУБТ используются для выработки электро-
энергии. Вырабатываемую ГУБТ механическую энергию можно
применять и для привода механизмов, например доменных турбовоз-
духодувок, однако в связи с необходимостью работы по вынужден-
ному графику использование ГУБТ для этой цели неперспективно.
Компрессорные ГТУ с разрезным валом пригодны для привода
воздуходувок.
Схема на рис. 3.57, в, как указано ранее, характеризуется высо-
кими показателями при использовании ее для выработки электро-
энергии. Не менее выгодно использовать ее для привода доменного
турбокомпрессора.
10.6. Типы основных узлов промышленных ГТУ
Компрессоры. В большинстве энерготехнологических схем с ис-
пользованием ГТУ основное применение находят осевые компрес-
соры, работающие на атмосферном воздухе, и их проектирование
ведут обычными методами. В ряде установок компрессоры могут
работать на доменном газе (см. рис. 3.57, в), содержащем большое
количество пыли даже после мокрой газоочистки (до 15 мг/м3 и
выше). Такая высокая запыленность газа в сочетании с высоким
влагосодержанием будет приводить к быстрому заносу проточной
части компрессора. Поэтому при внедрении серийных ГТУ в домен-
ное производство необходимо выдерживать пылесодержание в газе
не выше 10 мг/м3 и предусматривать меры по очистке проточных
частей компрессора (например, промывку водой с различными мою-
щими средствами, продувку паром и т.д.).
Кроме того, осевые компрессоры, работающие в цикле техноло-
гических установок, в силу переменного технологического процесса
492
и связанных с ним изменений в сопротивлениях всей газовоздушной
сети подвержены помпажу, что необходимо учитывать при их про-
ектировании.
Турбины промышленных ГТУ. Турбины этого типа могут рабо-
тать на различных рабочих телах: на воздухе, как в установках для
обжига серного колчедана; на запыленном доменном газе; на газах,
содержащих катализаторную пыль и взвешенные частицы нефтяно-
го кокса, как в установке для крекинга нефти, и т.д. Такие рабочие
тела могут вызвать сильную коррозию и быстрый эрозионный износ
материалов деталей турбин (в том числе лабиринтных уплотнений).
Естественно, в каждом конкретном случае применения таких рабо-
чих сред необходим особый подход к выбору материалов для деталей
турбин и требуются дополнительные средства очистки газов от при-
месей.
Теплообменные аппараты. Регенераторы, включаемые в схемы
доменных ГТУ, проектируют, как правило, на малые температур-
ные напоры, вследствие чего площади теплообменных поверхностей
получаются значительными. Так, по опыту НМЗ, если в обычных
компрессорных ГТУ при а и 0, 75 удельная площадь поверхности
нагрева регенераторов равна 0,35 м2 /кВт, то для ГУБТ она соста-
вляет 0,8 м2 /кВт.
При проектировании теплообменников для установки, включае-
мой в схему для обжига серного колчедана, нужно учитывать абра-
зивное воздействие среды, и поэтому надо выбирать в качестве эле-
мента теплообменной поверхности круглую гладкую трубу доста-
точно большой толщины, а также направлять газ сверху вниз (это
способствует самоочистке труб от отложений при естественной ви-
брации труб).
Газовые турбины для ГУБТ могут выполняться с регулируе-
мым сопловым аппаратом первой ступени, что дает возможность
изменять массовый расход доменного газа через турбину при изме-
нении параметров при выходе из печи. При входе в турбину может
применяться дроссельное устройство в виде двухрядной кольцевой
поворотной диафрагмы, которая служит для перевода турбины в ре-
жим холостого хода при внезапных сбросах внешней нагрузки.
Контрольные вопросы
1. Сколько валов обычно включают в себя ГТУ для газоперекачивающих
станций? Почему?
2. Какие основные проблемы решаются при проектировании новых ГТУ
для ГПА? Каковы пути их решения?
493
3. Какие основные требования включаются в ТЗ на проектирование при-
водных ГТУ?
4. Какие тепловые схемы могут рассматриваться как целесообразные при
проектировании приводных ГТУ?
5. Каковы подходы к выбору типа и конструкции основных узлов ГТУ для
газопроводов?
6. В чем заключаются проектные работы при преобразовании авиационных
ГТД в установки для ГПА?
11. Транспортные газотурбинные и
комбинированные установки
11.1. Особенности и параметры транспортных установок
Значительная доля общей мощности выполненных ГТУ всех ти-
пов приходится на транспортные установки различного назначения:
судовые, локомотивные, автомобильные, приводные и вспомогатель-
ные малой мощности.
Судовые установки
Судовой ГТД с передачей мощности на движитель и соединен-
ными с его валами или расположенными на общей с ним раме вспо-
могательными механизмами и устройствами принято называть га-
зотурбинным агрегатом (ГТА). ГТА с обслуживающими его систе-
мами составляет ГТУ.
Двигатели, обеспечивающие ход судна, т.е. работающие на
основной потребитель мощности, называются главными. Они де-
лятся на всережимные, маршевые и форсажные (ускорительные).
Всережимный двигатель является единственным первичным двига-
телем судна или корабля и работает во всем диапазоне изменения
хода судна от полного переднего до полного заднего. Маршевый
двигатель предназначается для работы на режимах уменьшенных
ходов, в то время как форсажный работает на режимах больших
ходов.
Установки с маршевыми и форсажными двигателями принято
называть комбинированными.
Главные двигатели составляют большую часть суммарной мощ-
ности установок кораблей и судов.
ГТУ в качестве главных судовых энергоустановок по основ-
ным экономическим показателям успешно конкурируют с дизелями
494
и ПТУ, а по удельной массе, стоимости, ремонтопригодности, при-
способленности к автоматизации превосходят их. Поэтому примене-
ние ГТУ на судах морского флота экономически обосновано уже при
удельном расходе топлива 218-232 г/(кВт-ч) и ресурсе установки
20 - 25 тыс. ч. Часто ГТУ рассматриваются как наиболее целесо-
образные; это справедливо, в частности, для судов с горизонталь-
ной грузообработкой (ролкеров), газовозов, судов с динамическими
способами поддержания - судов на подводных крыльях (СПК) и на
воздушной подушке (СВП). Все более широкое применение ГТД на-
ходят на кораблях военно-морских флотов многих стран. В целом
около 10 % выпускаемых в мире ГТУ используется на судах и кора-
блях.
У нас в стране начало применения ГТУ на транспортных судах
связано с вводом в эксплуатацию первого отечественного газотурбо-
хода - сухогрузного судна “Парижская Коммуна”, которое успешно
прошло опытную эксплуатацию в Черноморском пароходстве. Энер-
гоустановка этого судна - всережимная ГТУ-20, построенная на Ки-
ровском заводе (АО “Кировский завод”), состояла из двух двигате-
лей типа ГТУ-10 мощностью по 4780 кВт. Большим успехом оте-
чественного судостроения явилась постройка головного из судов ти-
па “Атлантика” - ролкера “Капитан Смирнов”, которое вступило
в эксплуатацию в 1978 г. Впервые судостроители страны создали
быстроходное судно такого типа водоизмещением 36 тыс. т, обору-
дованное ГПУ мощностью 36780 кВт, обеспечивающей скорость 25
узлов. Построены другие суда этого типа.
ГПУ каждого из судов типа “Атлантика” состоит из двух глав-
ных (обеспечивающих ход судна) ГТА типа М-25, работающих на
свой гребной винт. Каждый из них, в свою очередь, состоит из
ГТД модели ДИ59, утилизационного котла и паротурбинного конту-
ра. Основные показатели агрегата М-25 при стандартных условиях
эксплуатации приведены в табл. 3.20. Главные ГТА работают на
дизельном или газотурбинном топливе.
Помимо агрегата М-25 в период 1981 -1993 гг. на предприя-
тии “Машпроект” были разработаны судовые двигатели нескольких
поколений, показатели которых достигли высокого уровня. Приме-
чательным подходом к проектированию этих двигателей было то,
что они создавались специально для работы в морских условиях.
При этом широко использовался опыт создания авиационных ГТД,
но все же двигатели создавались как судовые, что обеспечило полу-
чение весьма высоких показателей.
495
Таблица 3.20. Основные показатели главного ГТА
модели М-25
Показатели На максимальном режиме (без отбора пара на турбо- генераторы) На номинальном режиме (с отбором пара на турбогенераторы и судовые нужды)
Мощность, кВт:
ГТА на переднем ходу 18 390 17 280
ГТД 14 120 14 120
паровой турбины 4 270 3 160
ГТА на заднем ходу* Удельный расход топлива ГТА, — 5 740
не более, г/(кВт-ч) Частота вращения выходного 238 256
вала редуктора, мин-1 130 128
* Максимальная
В указанный период были спроектированы и построены 12 ти-
пов морских ГТД мощностью от 3360 кВт (ГТ-3000, 1981 г.) до
28000 кВт (ГТ-25000, 1993 г.) при работе в течение не менее
6000 ч в год. Максимальные мощности этих ГТД составляют со-
ответственно 4180 и 31600 кВт при работе не более 2000 ч в год. Все
они спроектированы по простейшему циклу, некоторые (первые) -
двухвальными, большинство - трехвальными. В ГТД, выпущенных
в 1978 - 1981 гг., степени повышения давления составляли 13,9 - 14,5;
в последующих - 18,6-21,8. Соответственно росла и температура
газа перед турбиной: с 1288 до 1500 К. Удельный расход топлива
наиболее экономичной из указанных ГТД модели ГТ-25000 составля-
ет 0,220 - 0,230 кг/(кВт-ч) при массе двигателя 14 т. Таким образом,
удельная масса ГТ-25000 менее 0,5 кг/кВт.
Зарубежное судостроение при разработке ГТД для высокоско-
ростных транспортных судов ориентируется на иные, чем в нашей
стране, направления: на применение ГТУ промышленного типа или
ГТД авиационного типа. Установки обоих типов подвергаются пре-
образованию (конвертации) для работы в морских условиях.
Примерами ГТУ промышленного типа являются MS 3000,
MS 5000 (параметры последней мало отличаются от параметров
496
ГТУ MS 5001Р, приведенных в табл. 3.2) и некоторые другие уста-
новки фирмы “Дженерал электрик”. Они выпускаются серийно как
многоцелевые установки, что облегчает условия их применения и
внедрения.
На ролкерах типа “Адмирал У. Каллаген”, совершавших с кон-
ца 1969 г. перевозки между восточным побережьем США и За-
падной Европой, был установлен ГТД типа LM 2500 фирм “Дже-
нерал электрик” (США) и “Фиат авиационе” (Италия). Базовым
для него послужил двухконтурный турбореактивный двигатель ти-
па TF39/CF6 фирмы “Дженерал электрик”. Двигатель применяется
не только как судовой, но и как промышленный; основные его пара-
метры, а также параметры других двигателей этого типа приведены
в табл. 3.21. К настоящему времени выпущено и заказано более 560
двигателей типа LM для различных областей применения. Общая
наработка судовых и промышленных ГТД типа LM 2500 составила
несколько миллионов часов.
Основное применение установки находят на кораблях ВМФ.
Преобразованные из авиационных судовые ГТД с середины 1940-х го-
дов по настоящее время применяются на кораблях некоторых стран.
Таблица 3.21. Основные показатели двигателей
LM 2500, LM 500 и“Спей”
Показатели LM 2500 LM 500 “Спей”
Модель 20 Модель 30
Мощность, МВт 16,8/13,1 22,4/20,5 4,41/3,67 12,6/10,85
Расход воздуха, кг/с 63/57 67/65 -/15,5 -/55
Расход топлива, г/(кВт-ч) 232/244 229/230 -/281 244/247
Частота вращения силового
вала, мин-1 3000/3000 3600/3600 7000/7000 5220/5220
Масса, кг 4670 4670 590 9080
Габаритные размеры, мм:
длина 6538 6530 2130 6100
ширина 4475* 4475* 915 2280
высота Н.д.** Н.д.** Н.д.** 2780
Примечание. В числителе - параметры на максимальном режиме, в знаменателе
- на номинальном.
* Максимальная, ** Нет данных.
497
За этот период заметно улучшились все характеристики двигателей;
в частности, удельный расход топлива был снижен в среднем с 610
до 220 г/(кВт-ч). Это способствовало широкому внедрению ГТД.
Сложной совокупности требований, предъявляемых к энерго-
установкам быстроходных СПК и СВП, наилучшим образом отве-
чают ГТД.
Первый опыт создания СПК с ГТД в нашей стране относится к
1964 г., когда было построено судно “Буревестник”, оснащенное дву-
мя авиационными турбовинтовыми двигателями АМ-20А. При мощ-
ности ГТД 3670 - 3970 кВт судно развивало скорость до 90 - 95 км/ч.
После этого было создано семейство СПК различных грузоподъем-
ностей с судовыми ГТД легкого типа.
В США первое СПК с ГТУ было построено в 1958 г. В нем ис-
пользовался ГТД типа Т-53 фирмы “Лайкоминг”. В 1962 г. начались
испытания в натурных условиях силовой установки СПК “Денисон”
водоизмещением 80 т, включающей ГТД LM 1500 (этот двигатель
номинальной мощностью 10 МВт разработан на базе турбореактив-
ного двигателя J-79). При мощности 9550 кВт скорость движения
СПК при высоте волн 0,9- 1,6 м составляла 110-115 км/ч.
Проектировались и строились СПК водоизмещением до 1000 т
с ГТД. Известны проекты СПК водоизмещением до 3000 т и скоро-
стью до 370 км/ч, проекты пассажирских СПК с числом посадочных
мест до 800.
СВП обеспечивают значительно более высокие скорости, чем
СПК. Уже не одно десятилетие посредством СВП осуществляются
автомобильно-пассажирские перевозки через пролив Ла-Манш. Для
перевозок используются СВП с ГТД, преобразованными из авиаци-
онных. Например, на СВП типа SR-N4 применена энергоустановка
из четырех главных ГТД типа “Протей” (Великобритания). Это
судно предназначено для перевозки либо 600 пассажиров, либо 230
пассажиров и 27 - 32 автомобилей.
В нашей стране создавались и создаются СВП с ГТД различных
типов. Примером служит СВП “Сормович” на 50 пассажиров, энер-
гоустановка которого состоит из одного ГТД АИ-24 авиационного
типа, обеспечивающего скорость до 100 км/ч. Широкое применение
в качестве силовых установок СВП нашли ГТД конструкции пред-
приятия “Машпроект”.
ГТУ на судах используются не только в качестве главных су-
довых двигателей, но и для выработки электроэнергии, т.е. в ка-
честве энергоустановок, а также для различных вспомогательных
498
целей, например для привода пожарно-осушительных насосов, вспо-
могательных и аварийных электрогенераторов, т.е. в качестве вспо-
могательных двигателей.
Вспомогательные и приводные ГТУ малой мощности чаще всего
применяют в тех случаях, когда главная судовая установка выпол-
нена газотурбинной или комбинированной.
В нашей стране был создан унифицированный ряд из трех вспо-
могательных газотурбогенераторов мощностью 600, 1250 и 1500 кВт.
Эти газотурбогенераторы зарекомендовали себя в эксплуатации
как надежные безотказные агрегаты.
Локомотивные установки
В отличие от стационарных и судовых установок на локомоти-
вах ГТУ нашли значительно меньшее применение.
ГТУ для локомотива был первым неавиационным двигателем с
газовой турбиной; еще в 1941 г. в Швейцарии был построен первый
газотурбовоз с ГТУ мощностью 1620 кВт и КПД 14 % на номиналь-
ном режиме (в эксплуатации КПД не превышал 9,5 %).
Достижения отечественного газотурбовозостроения связаны
главным образом с работой КТЗ, который в 1959 г. в содружестве
с МВТУ им. Н.Э. Баумана и предприятиями авиационной промыш-
ленности построил первый в стране газотурбовоз Г1-01. В процессе
освоения конструкции и доводки заводом было построено семь дви-
гателей со следующими основными характеристиками: мощностью
2570 кВт; температурой газа перед турбиной 1000 К; степенью повы-
шения давления в компрессоре 5,8; расходом воздуха на расчетном
режиме 23,4 кг/с; частотой вращения ротора 8500 мин-1; расчет-
ным КПД 20,8 % при температуре наружного воздуха 288 К. За
время эксплуатации три газотурбовоза имели суммарный пробег с
составами свыше 850 тыс. км и показали высокую надежность.
Наиболее широкое применение газотурбовозы находили в США,
где за 1948 -1961 гг. было построено 55 локомотивов, двигатели
для которых поставлялись фирмой “Дженерал электрик”. В целом
эксплуатационные расходы у газотурбовозов оказались на 20 % ни-
же, чем у тепловозов. Большинство двигателей наработало свыше
100 тыс. ч.
ГТД могут использоваться на грузовых, пассажирских, грузо-
пассажирских и маневровых локомотивах, аэропоездах, энергопоез-
дах и пассажирских поездах с силовыми вагонами.
499
Целесообразной областью применения ГТД на локомотивах яв-
ляется диапазон мощностей 4000 -6000 кВт на валу двигателя. Га-
зотурбовозы с ГТД такой мощности могут применяться на желез-
ных дорогах, подобных Байкало-Амурской магистрали, характери-
зующейся затяжными подъемами и уклонами (до 18 %о), суровыми
климатическими условиями, по таким магистралям должны перево-
зиться составы большой массы (до 7000 - 9000 т) с достаточно высо-
кой скоростью движения (100-120 км/ч). В этих случаях требуются
локомотивы мощностью до 8000 кВт в секции, которая не может в
настоящее время быть реализована в локомотивном дизеле. Отсут-
ствие водяной системы охлаждения у ГТД кроме сокращения массы
и объема оборудования локомотива (что облегчает его конструкцию),
уменьшения затрат мощности на вспомогательные нужды (вентиля-
торы) и ремонтных расходов повышает надежность газотурбинных
локомотивов в эксплуатации при низких температурах по сравнению
с тепловозами. По данным ЦНИИ МПС, газотурбовозы надежно пус-
каются из холодного состояния даже при —60 °C без предваритель-
ного нагрева за 1 мин и готовы к приему нагрузки за 3,5 мин.
В некоторых странах (в России, во Франции, Великобритании,
США, Канаде, Германии, Японии) велись работы по внедрению ско-
ростных пассажирских поездов (турбопоездов), характерной особен-
ностью которых является применение на них в качестве силовых
установок серийных ГТД авиационного (вертолетного) типа. Целе-
сообразность применения турбопоездов определяется главным обра-
зом тем, что повышение скоростей движения в этом случае осуще-
ствляется с наименьшими капитальными затратами, т.е. при су-
ществующем верхнем строении пути, поскольку подвижной состав
получается легким, с небольшими нагрузками на ось локомотива.
Технико-экономическая эффективность применения турбопоез-
дов на отечественных железных дорогах обоснована исследованиями
ЦНИИ МПС; показана целесообразность применения турбопоездов
на некоторых железнодорожных магистралях.
Двигатели колесных и гусеничных машин
К колесным и гусеничным машинам относятся автомобили раз-
личного назначения (включая легковые), колесные и гусеничные тя-
гачи, самосвалы большой грузоподъемности, магистральные автобу-
сы, тракторы и др. Поскольку основное внимание уделено автомо-
бильным ГТД, двигатели для всех указанных машин в дальнейшем
для сокращения обозначаются АГТД.
500
Несмотря на некоторые успехи в транспортном газотурбостро-
ении и выпуск довольно большого количества опытных, а в ряде
случаев - даже серийных двигателей, ГТД этого типа пока не по-
лучили широкого распространения. Применение АГТД ограничено
в связи с их повышенным расходом топлива, особенно на режимах
частичных нагрузок, высокой начальной стоимостью по сравнению
с дизелями, а также некоторыми эксплуатационными недостатками
(например, резким ухудшением характеристик при работе на запы-
ленном воздухе). Вместе с тем для некоторых областей применения
АГТД по-прежнему рассматриваются как серьезная альтернатива
автомобильным поршневым ДВС. Преимуществами АГТД по срав-
нению с дизелями являются их высокая удельная мощность, хоро-
шие тяговые свойства, простота конструкции, меньшая дымность
и токсичность отработавших газов, многотопливность, более высо-
кая надежность в ряде условий эксплуатации. Выполненные лучшие
опытные образцы АГТД показывают возможность получения высо-
ких экономичности и приемистости при сохранении перечисленных
выше положительных характеристик.
Некоторое представление о развитии АГТД дает табл. 3.22. Од-
нако серийный выпуск АГТД до настоящего времени налажен не
был. Выпускались лишь небольшие опытные партии АГТД; пере-
ходу к широкому их выпуску мешали многие причины, основная из
них - недостаточная надежность.
К 1980 г. в разработках АГТД определились три основных на-
правления: АГТД большой мощности (1100 - 1700 кВт) для тяжелых
транспортных машин; двигатели мощностью 260 - 550 кВт для гру-
зовых автомобилей и АГТД мощностью менее 100 кВт для легковых
автомобилей.
В первом направлении темпы выпуска двигателя AGT-1500
(табл. 3.23) были доведены до 90 двигателей в месяц, а срок службы
до капитального ремонта - до 1000 ч. Стоимость такого двигателя
в серийном производстве составила 125 тыс. долл, (в ценах 1979 г.).
Предполагалось форсировать двигатель до 1340 кВт (в стендовых
условиях) и снизить удельный расход топлива до 0,252 кг/(кВт-ч).
АГТД мощностью 260 - 550 кВт за рубежом выполняли несколь-
ко фирм (см. табл. 3.22). Наиболее интересным двигателем этого
уровня мощности является ГТД типа GT-601 (см. табл. 3.23). Ис-
пытания показали, что этот ГТД превосходит дизель по многим па-
раметрам, включая малый удельный расход топлива.
501
Таблица 3.22. Основные технические
Показатели 2s/350/RMk2 “Бритиш Лейланд” (Велико- британия) 707 Е “Форд” (США) GT-404 “Детройт Дизел Аллисон” (США) YPT-12 “Ниссан” (Япония) 6803 “Фиат” (Италия)
Назначение Для тяжелых Для тяжелых Автомо- Для автобу- Автомо-
и год начала грузовых грузовых бильный, сов и тяже- бильный,
разработки автомобилей, автомобилей, опытный, лых грузо- опытный,
Максимальная эффективная мощность при стандартных атмосферных условиях (15 °C, уровень моря), прототип для серии, 1968 г. прототип для серии, 1966 г. 1968 г. вых автомо- билей, опыт- ный, 1964 г. 1970 г.
кВт 294 330 270 206 257
Конструкцион- ные особенности Двухвальный с двухдисковым вращающимся ТА
Удельный расход
топлива,
кг/(кВт-ч):
При max
минимальный
0,243
0,248
0,274
0,317
0,475
502
характеристики некоторых АГТД
VW-GT-150 “Фольксваген” (Германия) НПО НАМИ (Россия) AGT-100 “Детройт Дизел Аллисон” (США) AGT-101 “Гэррит- Форд” (США) AGT-102 “Крайслер” (США) НПО НАМИ (Россия)
Для легко- Для грузо- Для легковых Для легковых Для легковых Для город-
вых авто- вых авто- автомобилей, автомобилей, автомобилей, ских авто-
мобилей, мобилей и опытный, ОПЫТНЫЙ, ОПЫТНЫЙ, бусов
ОПЫТНЫЙ) автобусов 1979 г. 1979 г. 1979 г.
1973 г.
100 258 74,5 74,5 74,5 184
и индивидуальной КС Двухвальный Одновальный Одноваль- Одноваль-
С однодис- С ОДНОДИСКО- ный с вра- ный с двух-
ковым вра- вым вращаю- щающимся дисковым
щающимся щимся ТА и ТА и инди- вращаю-
ТА и инди- индивидуаль- виду альной щимся ТА
видуальной ной КС; де- КС И индиви-
КС; детали тали из КМ дуальной
из КМ КС
0,310 0,208 0,183
о.гэо’1 0,25В*1 0,200 0,18 0,213 0,272*2
503
Показатели 2s/350/RMk2 “Бритиш Лейланд” (Велико- британия) 707 Е “Форд” (США) GT-404 “Детройт Дизел Аллисон” (США) YPT-12 “Ниссан” (Япония) 6803 “Фиат” (Италия)
Степень повыше-
ния давления в
компрессоре 4,0 4,0 4,0 3,9 4,15
Температура газа перед турбиной, К Расход воздуха 1273 1310 1275 1193 1223
через двигатель, кг/с Г абаритные размеры, мм: 1Д 1,94 1,56 2,0 2,4
длина 965 1015 1186 - -
ширина 710 735 823 - -
высота 965 990 1003 - -
Габаритная мощ- ность, кВт/м3 430 200 276 —
Масса, кг 454 771 815 - -
Удельная масса, кг/кВт 1,55 2,34 3,03 - -
Примечание. ТА - теплообменный аппарат; КС - камера сгорания; КМ - керамический
1,1 Перспективный вариант ГТД. *2 Расчетное значение. *3 Объем в метрах в третьей
степени. *4 Диаметр.
В нашей стране к концу 1970-х годов была разработана, изго-
товлена и испытана серия экспериментальных ГТД ГАЗ-99, состо-
явшая из восьми различных моделей и модификаций. Двигатель
ГАЗ-99Д, который завершил эту серию, имел проектные параметры
на уровне лучших зарубежных образцов. При испытаниях на стен-
де была получена мощность 280 кВт при удельном расходе топлива
278 г/(кВт-ч).
В конце 1970-х и начале 1980-х годов отмечалась активизация
работ ряда фирм США по созданию двигателей нового поколения -
504
Окончание табл. 3.22
VW-GT-150 “Фольксваген” (Германия) НПО НАМИ (Россия) AGT-100 “Детройт Дизел Аллисон” (США) AGT-101 “Гэрри т- Форд” (США) AGT-102 “Крайслер” (США) НПО НАМИ (Россия)
4,5 4,0 4,5 5,0 4,0 4,0
1283 1223 1563 1644 1533 1223
0,84 2,0 0,35 0,307 1,5
1145 560 1514 — 917
0,275*3 870 585‘4 546‘4 - 600
- 1100 - - - 790
364 495 - - -
210 750 134 - - 600
2,1 2,9 1,8 - - 3,27
материал.
AGT-100, AGT-101, AGT-102 (см. табл. 3.22) - для легковых авто-
мобилей, в которых большая часть деталей выполняется из керами-
ческих материалов.
Наибольший прогресс достигнут при создании двигателя
AGT-101. В его проекте учтены тенденции современного автомо-
бильного турбостроения: неуклонное уменьшение стоимости, повы-
шение надежности и экономичности при значительном росте Тр, ре-
ализуемом путем применения керамических материалов для деталей
высокотемпературной части ГТД. Эти же тенденции характерны и
для АГТД большой мощности.
505
сл
о
Oi
Таблица 3.23. Основные технические характеристики некоторых ГТД для
тяжелых транспортных машин
Показатели AGT-1500 “Авко Лайкоминг” (США) Avco-650 “Авко Лайкоминг” (США) GT-601 (США, Швеция, ФРГ) GT-1801 “Гэррит Эрисерч” (США) ГТД “MTU” (ФРГ) G-135 “Ноэль Пенни Тербинз” (Велико- британия)
(вариант 1) (вариант 2)
Назначение и год Для гусенич- Для гусенич- Транспорт- Для гусе- Для гусе- Для гусенич- Для гусенич-
начала разработки ных машин. ных машин, ный, авто- ничных НИЧНЫХ ных машин, ных машин,
Максимальная эф- фективная мощ- ность при стан- дартных атмос- ферных условиях (15 °C, уровень серийный, 1979 г. 1977 г. мобильный, опытная разработка, 1972 г. машин, проект, 1979г. машин, проект, 1979г. опытная раз- работка, 1977 г. техническое предложение, 1980 г.
моря), кВт 1120 480 560 1080 1340 1175 1080
сл
о
Показатели AGT-1500 “Авко Лайкоминг” (США) Avco-650 “Авко Лайкоминг” (США)
Конструкционные Трехвальный Двухвальный
особенности со стационарным без ТА с
Удельный расход топ- лива, кг/(кВт-ч): ТА и индиви- дуальной КС кольцевой КС
При Л/е шах 0,301 0,347**
минимальный Степень повышения давления воздуха 0,285 —
в компрессоре Температура газа 14,5 8,4**
перед турбиной, К Расход воздуха 1466 1297”
через двигатель, кг/с 4,7 2,27”
Продолжение табл. 3.23
GT-601 (США, Швеция, ФРГ) GT-1801 “Гэррит Эрисерч” (США) ГТД “MTU” (ФРГ) G-135 “Ноэль Пенни Тербинз” (Велико- британия)
(вариант 1) (вариант 2)
Двухвальный со стационарными ТА и индивидуальной КС
0,238(0,214)* 0,288 0,219 0,211 0,203 0,218* 0,226
7,0 12,0 12,0 10,0 8,0
1355 1494 1633 1423 -
2,27 4,26 3,9 - 3,31
СП
о
оо
Окончание табл. 3.23
Показатели AGT-1500 “Авко Лайкоминг” (США) Avco-650 “Авко Лайкоминг” (США) GT-601 (США, Швеция, ФРГ) GT-1801 “Гэррит Эрисерч” (США) ГТД “MTU” (ФРГ) G-135 “Ноэль Пенни Тербинз” (Велико- британия)
(вариант 1) (вариант 2)
Габаритные размеры, мм: длина 1600 1016 1492 1600” 1360 914
ширина 1016 610 1038 - 925” - 760
высота 711 965 1119 - 1000” 720 760
Габаритная мощ- ность, кВт/м3 967 — 323 812 1007 — —
Масса, кг 1122 182,5 988 1406 1406 - 132
Удельная масса, кг/кВт 1,0 0,380 1,76 1,302 1,047 — 0,122
Примечание: ТА - теплообменный аппарат; КС — камера сгорания.
* Расчетные значения. ** Значения параметров получены на основе оценочных расчетов путем их увязки со значениями параметров,
заявленных фирмой.
11.2. Технико-экономические показатели и требования,
предъявляемые к транспортным установкам
К основным технико-экономическим показателям судовых, ло-
комотивных и автомобильных установок относятся экономичность,
масса, габаритные размеры, надежность действия, срок службы и
маневренность.
Экономичность
Экономичность судовой энергетической установки оценивает-
ся по расходу топлива за рейс, за 1 ч, на милю пройденного пути и
по удельному расходу топлива. Наиболее важной характеристикой
экономичности установки является удельный расход топлива се, ха-
рактеризующий термодинамическое совершенство энергетического
цикла и качество топлива.
Уменьшение се позволяет улучшить основные показатели транс-
портного судна: скорость хода, дальность плавания и полезное во-
доизмещение.
Экономичность любой ГТУ меняется с измерением мощности.
Для многих ГТУ снижение мощности установки, сопровождаемое
уменьшением скорости хода судна, приводит к увеличению удельно-
го расхода топлива. Поэтому можно определить наименьший расход
топлива на единицу пройденного расстояния ст, а по нему соот-
ветствующие мощности установки и скорость хода. Показатель ст
характеризует не только качество установки, но и свойства гидро-
динамического комплекса корпус судна - двигатель.
Скорость судна, соответствующая минимуму расхода топлива
на единицу пройденного расстояния, определена Л.А. Масловым в
виде
VsO
= 7
(Део/Дх.х ~ l)(m ~ 1)
где vsq - скорость судна при работе ГТУ на режиме номинальной
нагрузки; Вео и Вх.х - расход топлива на режимах номинальной на-
грузки и холостого хода соответственно; т - показатель степени в
выражении Ne/Neo = (vs/vso)m, описывающем зависимость скоро-
сти судна от мощности установки. Во многих случаях такая зави-
симость может выражаться кубической параболой, поэтому можно
принимать т ~ 3.
На рис. 3.58 показано изменение относительного расхода топли-
ва на единицу пройденного расстояния ст = ст/сто с изменением
509
Рис. 3.58. Изменение относительного расхода
топлива на единицу пройденного расстояния с
изменением скорости хода судна
относительной скорости хода судна vs = v8/vsq при различных зна-
чениях относительного расхода топлива В = Вх.х/Вео. Из рисунка
следует, что дальность плавания судна при заданном запасе топлива
может быть увеличена при плавании на режимах уменьшенных хо-
дов (дальность плавания обратно пропорциональна расходу топлива
ст)-
Кроме того, увеличение дальности плавания зависит от относи-
тельного расхода топлива на режиме холостого хода j3x.x- С умень-
шением этого расхода, т.е. с уменьшением расхода топлива на режи-
мах частичных нагрузок, дальность плавания при том же значении
vs растет.
Комбинированные установки с маршевыми и форсажными дви-
гателями позволяют сократить расход топлива на режимах умень-
шенных ходов судна. В них номинальную мощность и соответству-
ющий ей минимальный расход топлива каждой установки, входя-
щей в комбинированную установку, выбирают применительно к то-
му режиму плавания судна, на котором предполагается получить
наибольшую дальность плавания, т.е. наименьший расход топлива
на единицу пройденного расстояния.
Одним из важнейших показателей экономичности двигателя га-
зотурбовоза служит расход топлива для обеспечения тяги поезда.
Этот расход равен сумме затрат энергии на передвижение поезда и
510
на его разгон, во время простоя локомотива при работающем дви-
гателе на промежуточных станциях, в пунктах оборота и депо. В
общем балансе эксплуатационных расходов расход на топливо газо-
турбовозом занимает 1/3 -1/2 всех затрат.
Наиболее существенной частью суммарного расхода топлива
является зависящий от профиля и плана железнодорожной линии,
типа и режима работы локомотива и прочих факторов расход топ-
лива на передвижение поездов. В общем виде он представляет собой
сумму затрат топлива при работе локомотивного двигателя на рас-
четном режиме, при частичных нагрузках и на холостом ходу. Су-
щественная зависимость удельного расхода топлива ГТД от режима
его работы требует учета скорости движения и степени использова-
ния расчетной мощности локомотива на каждом элементе пути.
При оценке экономичности ГТД локомотива рассчитывают так-
же удельный расход топлива на тягу поездов. Он определяется как
расход топлива, приходящийся на специальную единицу - 10 тыс.
тоннокилометров брутто (104 т-км бр.).
Расчеты для различных эксплуатационных условий показыва-
ют, что наименьший расход топлива обеспечивают ГТУ с более вы-
соким КПД и менее резко выраженной зависимостью КПД от режима
работы.
Очевидно, что в связи с зависимостью се = се(^е) Для любой
локомотивной ГТУ важно, чтобы расчетная мощность использова-
лась возможно полнее: чем выше степень использования расчетной
мощности, тем выше экономичность ГТУ.
Топливную экономичность ГТД колесных и гусеничных машин
оценивают по абсолютным удельным расходам топлива се и их за-
висимости от частоты вращения вала ГТД и нагрузки на установив-
шихся и неустановившихся режимах.
Современные лучшие образцы опытных ГТД автомобилей и гу-
сеничных машин имеют расходы топлива 235-270 г/(кВт-ч). При
проектировании двигателя следует иметь в виду, что двигате-
ли на автомобилях часто работают при нагрузках, составляющих
25 - 30 % полной нагрузки. При соответствующем проектировании
можно добиться весьма благоприятного изменения се при изменении
нагрузки (рис. 3.59).
Кроме удельного расхода топлива показателями топливной эко-
номичности автомобильных двигателей являются путевой расход
топлива (в литрах на 100 км) и объем перевозок на 1 л топлива
в тоннокилометрах на литр. Некоторое представление о характер-
ных значениях этих показателей в сравнении с параметрами дизеля
дает табл. 3.24.
511
Рис. 3.59. Изменение удельного расхода
топлива в зависимости от мощности для
двигателей фирм “Оренда” (1), “Солар”
(2) и “Форд” (3) номинальной мощностью
440 кВт с регенераторами
Таблица 3.24. Сравнение экономичности перевозок
на седельных тягачах с ГТД GT-601
и дизелем (Nemax = 410 кВт)
Показатели GT-601 Дизель
Протяженность трассы, км 634 634
Масса автопоезда, т 36,3 36,3
Длительность пробега, ч 7,5 7,6
Средняя скорость, км/ч 84,5 83,5
Суммарный расход топлива, л 367 390
Полезная нагрузка, т 26,25 25
Путевой расход топлива на 100 км, л 58,1 61,4
Объем перевозок на 1 л топлива, (т-км)/л 45,2 40,7
Параметры ГТД GT-601 были приведены в табл. 3.23 (дизель
имеет ту же мощность, что и ГТД).
Масса
Масса транспортного ГТД складывается из массы собственно
двигателя и масс обслуживающих этот двигатель вспомогательных
механизмов, устройств и систем. Массу любого транспортного ГТД
оценивают по его удельной массе 7У.
512
В большинстве случаев наибольшая масса приходится на долю
собственно ГТД и его передачи.
Полная масса судовой энергетической установки определяется
в соответствии с перечнем оборудования, которое входит в состав
установки. Перечень установлен нормативными документами, ре-
гламентирующими массовую нагрузку по всему судну и включаю-
щими раздел “Механизмы”, в котором перечислены все относящи-
еся к нему статьи нагрузки. В число этих статей входят главные
двигатели с обслуживающими их вспомогательными механизмами и
устройствами.
При проектировании приближенными способами определяют
массу основных элементов судовой ГТУ (турбин, компрессоров, ка-
мер сгорания, теплообменных аппаратов, главных зубчатых пере-
дач). Рассмотрим метод оценки массы элементов ГТУ, предложен-
ный Л.А. Масловым. Приближенное определение массы указанных
элементов ГТУ основано частично на использовании укрупненных
показателей, а частично на приближенных соотношениях между га-
баритными размерами и массой каждого элемента. При детальной
разработке основных элементов полученные массы уточняются.
В качестве укрупненных показателей, обычно используемых
для определения массы ГТУ, принимают удельные массы элемен-
тов ГТУ, т.е. массы, отнесенные к мощности установки на фланце
отбора полезной мощности. Этот критерий можно наиболее обо-
снованно применять при проектировании установки, однотипной с
установкой-прототипом, имеющей примерно те же параметры рабо-
чего тела в различных точках цикла. В качестве более надежного
критерия можно использовать критерий оценки масс групп турбома-
шин (турбин, компрессоров) по удельным параметрам, представля-
ющим собой отношение массы каждой данной группы к приведенной
мощности турбомашин в группе. В этом случае масса группы тур-
бомашин* может быть найдена из выражения
ТПтм = ®тм ^N/(p вх л/^вх)>
где E7V - сумма мощностей турбомашин (турбин, компрессоров)
в группе, кВт; рвх, Твх - соответственно давление и темпера-
тура рабочего тела при входе в первую из турбомашин группы,
кПа и К. Значение коэффициента атм может быть принято равным:
* В этой и последующих формулах значения массы в килограммах.
17 - 1746
513
1400 - для группы турбин ГТУ “легкого” типа с прямоточным дви-
жением газа (без регенератора); 1,6-104 - для группы турбин ГТУ
“тяжелого” типа с регенерацией и выносными камерами сгорания;
2/3
14рВх - Для группы компрессоров, последовательно расположенных
2/3
в ГТУ “легкого” типа с прямоточным движением воздуха и 185рв£
- для каждого компрессора ГТУ “тяжелого” типа с промежуточным
охлаждением воздуха.
К ГТУ “легкого” типа принято относить установки с прямоточ-
ным движением воздуха и газа, с роторами на подшипниках качения,
с корпусами турбин без горизонтальных разъемов и с соосными зуб-
чатыми передачами, без регенерации и промежуточного охлаждения
воздуха. Такие ГТУ имеют много общего с авиационными турбовин-
товыми ГТД. ГТУ “тяжелого” типа отличаются от ГТУ “легкого”
типа наличием развитой системы газоходов и воздухопроводов, обу-
словленных применением регенерации и промежуточного охлажде-
ния воздуха.
Массу камер сгорания можно определять по укрупненным пока-
зателям, представляющим собой отношения массы камер сгорания к
приведенным расходам топлива. В этом случае масса камеры сгора-
ния определяется так:
(?тл
ГПг “ °г~ /Т1.’
РвыхУ -*вых
где GT}1 - массовый расход топлива, подаваемого в единицу времени
в камеру сгорания, кг/ч; рвых и ТВЫх - соответственно давление и
температура газа при выходе из камеры сгорания, кПа и К. Значе-
ние коэффициента аг для трубчато-кольцевых камер сгорания ГТУ
“легкого” типа с прямоточным движением газа и воздуха и для вы-
носных камер сгорания ГТУ “тяжелого” типа с регенерацией соста-
вляет примерно 25 • 103.
Масса газоходов и воздухопроводов в сборе с компенсаторами
и изоляцией в ГТУ с регенерацией и промежуточным охлаждением
воздуха определяется из соотношения
Gy/T 2
тМ'рр — 10 ,
где L - длина трубопровода, м; G - массовый расход рабочего те-
ла, проходящего по трубопроводу, кг/с; Т и р - соответственно
температура и давление рабочего тела при входе в трубопровод,
514
К и кПа. Коэффициент атр принимают равным: 6,2 - для трубо-
провода КВД - регенератор, 11,5 - для трубопровода регенератор -
камера сгорания и 4,5 - для трубопровода КПД - КВД.
Массы остальных элементов судовой ГТУ могут быть оценены
следующими приближенными зависимостями. Масса главной двух-
ступенчатой зубчатой передачи, агрегатов систем, обслуживающих
установку, с коробкой приводов (включая электрооборудование си-
стем пуска) в зависимости от мощности установки на выходном
фланце зубчатой передачи Ne определяется по формуле
"г3.п « 2,3(г - l)z(Ne/z)2/3,
где i - отношение частоты вращения ведущей шестерни первой сту-
пени передачи к частоте вращения ведомого колеса второй ступени
(общее передаточное отношение передачи); z - число ГТД, передаю-
щих мощность на один винт через общую зубчатую передачу.
Масса одноступенчатой или двухступенчатой главной зубчатой
передачи может быть определена также по приближенной формуле
ГОз.п и (oi + O2/P2)(Pf/i + Р|^)Ю3,
где Di и £>2 _ диаметры ведомых колес первой и второй ступеней
передачи, м; li и 1% - суммарные длины зубчатых венцов с учетом
осевого расстояния между ними для выхода фрезы, м (осевое рассто-
яние можно принимать равным 0,1 м).
Величина D, входящая в формулу для т3.п, в двухступенчатых
передачах может быть найдена из выражения
D = £>1
1 + (Вг/Д1)г(<2/11)
[i + UW-OiJWM'
В одноступенчатых передачах D равно диаметру ведомого ко-
леса редуктора.
Постоянные коэффициенты «ц и аг по данным М.И. Яновского
для литых конструкций передач имеют значения 2,9 и 3,35 соот-
ветственнд. Для сварных конструкций масса передач может быть
уменьшена на 25 - 30% по сравнению с результатами, получаемыми
по приведенной выше формуле. В этом случае ai = 2,2; аг = 2,65.
Масса внешних опор (опорной рамы) и обвязки агрегатов ГТУ
определяется в зависимости от суммарной массы турбомашин Еттм
и массы камеры сгорания тг:
Ш»оп ® 0, 1 (S 772 у и Т ТТЗу).
17*
515
Масса поверхности нагрева регенератора трубчатой или пла-
стинчатой конструкции
= 8FP,
где Fp - площадь поверхности нагрева регенератора, м2.
Масса регенератора в сборе с изоляцией, воздушными камерами,
трубными досками, корпусом и переходным патрубком к газоотводу
турбины низкого давления равна
/Пр =
где аз = 1,5 для регенератора пластинчатой конструкции и 2,2 для
регенератора с поверхностью из круглых труб.
Масса воздухоохладителя с наружным оребрением труб в сборе
с корпусом, трубными досками и водяными камерами равна
Я^во = 67*ВО)
где FB0 - площадь поверхности охлаждения воздухоохладителя, м2.
Если поверхность охлаждения выполнена из оребренных оваль-
ных трубок, то с учетом примерно 15 %-го запаса на эксплуатацион-
ное загрязнение
F,0 = 2,65(G/*)lgS^,
-Zj —
где G - расход воздуха, кг/с; к - общий коэффициент теплопередачи
в воздухоохладителе, кВт/(м2-К); и Т[ - температуры воздуха
при входе в воздухоохладитель и при выходе из него соответствен-
но, К; Tw - температура забортной охлаждающей воды, К.
Общая масса ГТУ определяется суммированием значений ттм,
mr, mTp, т3_а, тоа, тр и mBO. С учетом неточностей их определения
сумма должна быть увеличена в 1,25 раза.
Наименьшую массу имеют судовые ГТУ, созданные на ба-
зе авиационных двигателей. Удельная масса таких двигателей
(без рам, винтов и редукторов) составляет 0,30-1,5 кг/кВт. В
эти пределы укладываются значения удельной массы ГТД всех
поколений предприятия “Машпроект”, которые составляют 0,5-
1,0 кг/кВт. ГТУ крупнотоннажных транспортных судов, включа-
ющие в себя такие узлы, как регенераторы, воздухоохладители, га-
зопроводы большого сечения, утилизационные котлы и т.д., имеют
7У ~ 55... 70 кг/кВт, причем масса собственно ГТД не более 25-
35 кг/кВт (эту массу составляет ГТД с редуктором, теплообменни-
ками, трубопроводами, рамами, органами управления и навешенны-
ми механизмами).
516
Энергоустановки СПК имеют удельную массу 3,5-4,5 кг/кВт;
удельная масса ГТУ для СВП вместе с рамами, воздушными и вен-
тиляторными винтами и редукторами должна быть 2,0 - 2,5 кг/кВт.
Масса, как и экономичность судовой установки, непосредственно
влияет на скорость, дальность плавания и полезное водоизмещение
судна (под полезным водоизмещением транспортного судна понима-
ют его грузоподъемность).
При оценке массы локомотивной ГТУ необходимо учитывать
ограничения, допустимые стандартами подвижного железнодорож-
ного состава. Ограничения массы локомотивной ГТУ связаны с пре-
дельной нагрузкой от оси локомотива на рельсы, которая, в свою
очередь, обусловлена контактными напряжениями между колесом и
рельсом и напряжением в земляном полотне дороги. Нормы допусти-
мых нагрузок устанавливаются ГОСТами, максимальная нагрузка
не превосходит 25 т. При известной нагрузке на ось, типе и чи-
сле тележек определяют сцепную массу газотурбовоза. Зная массу
газотурбовоза, можно установить допустимую массу ГТУ.
При значительных мощностях в одной секции (3-6 МВт и бо-
лее) удельная масса ГТУ не должна превышать 4-7 кг/кВт.
Малые удельные массы ГТД колесных и гусеничных машин по-
зволяют устанавливать большие мощности в ограниченном объ-
еме. Это в свою очередь увеличивает скорость, грузоподъемность
или производительность автомобилей. Удельная масса двухвальных
АГТД без теплообменника колеблется в пределах 0,35 - 1,65 кг/кВт,
теплообменник увеличивает удельную массу на 50-80 %. С ростом
мощности АГТД удельная масса, как правило, уменьшается.
Объем и габаритные размеры
Объем транспортной ГТУ оценивают по удельному объему vy.
Определение габаритных размеров каждого из элементов судо-
вой ГТУ дается в специальных курсах проектирования этих эле-
ментов (турбин, компрессоров и т.п.). Однако на ранних этапах
проектирования иногда требуются ориентировочные размеры эле-
ментов, которые могут быть определены приближенными методами.
При этом будем считать известными число ступеней z компрессоров
и турбин и средний диаметр проточной части, равный полусумме
средних диаметров облопачивания первой и последней ступеней.
Основные габаритные размеры отдельных элементов ГТУ “лег-
кого” типа показаны на рис. 3.60 и 3.61. На рис. 3.60 дан эскиз про-
дольного турбокомпрессорного агрегата, состоящего из компрессора,
517
Рис. 3.60. Габаритные размеры турбокомпрессорного
агрегата с ротором на двух подшипниках качения, кон-
сольной турбиной и осевым входом воздуха в компрес-
сор (без наружного кожуха)
кольцевой (или трубчато-кольцевой) камеры сгорания и турбины с
консольным ротором, жестко соединенным с ротором компрессора.
Ротор турбокомпрессора расположен на двух подшипниках качения.
В двухкаскадных ГТУ к носовому фланцу компрессора высокого да-
вления присоединен фланец нагнетательной стороны КНД, габарит-
ные размеры которого могут быть определены по тем же формулам,
что и размеры КВД.
Рис. 3.61. Габаритные размеры пропуль-
сивной турбины с ротором, расположен-
ным между подшипниками качения
518
Рис. 3.62. Габаритные размеры турбокомпрес-
сорного агрегата на двух подшипниках сколь-
жения
Гал
6 регенератор
судна
Рис. 3.63. Габаритные размеры про-
пульсивной турбины с консольным ро-
тором на подшипниках скольжения
Габаритные размеры отдельных элементов ГТУ “тяжелого” ти-
па даны на рис. 3.62 и 3.63.
Для определения основных габаритных размеров турбокомпрес-
сорных агрегатов, свободных турбин, приводящих винт, зубчатых
передач, выносных камер сгорания, регенераторов имеются предло-
женные Л.А. Масловым приближенные формулы.
519
Таблица 3.25. Приближенные формулы для определения
основных габаритных размеров турбомашин
Определяемый размер ГТУ “легкого” типа ГТУ “тяжелого” типа
Турбина компрессора
Средний диаметр последней ступени D, Dt
Длина рабочих лопаток последней ступени 1, lz
Число ступеней ZT
LT l,2/z(zT + l) 2/z(zT + 4)
DT 1,25£>г 1,35£>Z
Свободная турбина винта
Средний диаметр последней ступени Dz D,
Длина рабочих лопаток последней ступени 1, lz
Число ступеней zT ZT
LT 0,71г zT lz 4" 0,82?T
DT 1,ЗПг 1,3£>Z
^Н.П 0,35DT -
Ьк.П DT -
Компрессор
Средний диаметр первого направляющего
венца Di Di
Длина лопаток первого направляющего венца h h
Число ступеней zK ZK
LK 0,82/iZK l,7ZizK
DK l,33T>i 1,15£>i
&LK 0,2DK -
Камера сгорания
Dr См. в тексте
Dr - См. в тексте
Основные габаритные размеры турбомашин судовых ГТУ двух
указанных типов можно приближенно определить в зависимости от
следующих размеров проточных частей турбин и компрессоров:
520
Рис. 3.64. Габаритные размеры двухступенчатой нере-
версивной зубчатой передачи соосного типа с раздвое-
нием мощности
средних диаметров облопачивания последнего венца турбины Dz
и первого направляющего венца компрессора Z?i;
длин лопаток последнего венца турбины lz и первого направля-
ющего венца компрессора Zi;
чисел ступеней турбины zT и компрессора гк.
В табл. 3.25 приведены приближенные формулы для вычисления
основных габаритных размеров турбомашин, указанных на рис. 3.60
и 3.61.
На рис. 3.64 и 3.65 даны эскизы продольного вида двойных зуб-
чатых передач: на рис. 3.64 - двухступенчатой соосной зубчатой пе-
редачи, которая находит применение в “легких” ГТУ, а на рис. 3.65 -
двухступенчатой несоосной зубчатой передачи с гидрореверсивным
устройством, включающим в себя гидромуфту переднего хода и ги-
дротрансформатор заднего хода.
Г.Г. Жаровым рекомендуются формулы, по которым можно
определить указанные выше основные размеры каждой ступени (ве-
дущая шестерня - рабочее колесо) передачи.
Диаметр ведущей шестерни
3/2М г + 1 1
d ” у £х i Сн ’
где М - вращающий момент, подводимый к валу шестерни, Н-м;
i - передаточное отношение рассматриваемой пары; £ = 2b/d ~
~ 1,0... 1,5 - отношение длины зубчатого венца шестерни к ее диа-
метру; х - число параллельных потоков, на которые разветвляется
мощность в передаче. Коэффициент нагрузки
Ск = <р
• 107г 1/3
60т3пх'.
• 105,
521
Рис. 3.65. Габаритные размеры двухступенчатой зубчатой пе-
редачи несоосного типа с гидрореверсивным устройством (глав-
ный упорный подшипник не показан)
где <р ~ 30 для шестерен с цементированной поверхностью зубцов и
65 для шестерен с азотированной поверхностью зубцов; п - частота
вращения шестерни, мин-1; х1 - число нагружений зубца шестер-
ни за один оборот (равно числу разветвлений мощности в переда-
че). В этой формуле эквивалентное время работы передачи (общий
срок службы) тэ (в часах) может быть вычислено по предложенной
Г.И. Зотиковым формуле
тэ = ТО 1 + Zr(N е)2’33
где т - относительная продолжительность работы ГТУ на режиме
частичной нагрузки с относительной мощностью 7Ve.
После определения размеров d и 2Ь для каждой ступени зубчатой
передачи могут быть определены габаритные размеры всей переда-
чи, указанные на рис. 3.64 и 3.65, по приведенным ниже приближен-
ным формулам.
Для двухопорных зубчатых передач соосного типа с разветвле-
нием мощности (см. рис. 3.64) Hi ~ где i‘i и di - пере-
даточное число и диаметр ведущей шестерни первой ступени соот-
ветственно; Hi & l,2iid2, где ii и di - то же для второй ступени;
522
L\ — 2(22>i + 0,08); £2 = 2(2Ьг 4- 0,08), где 2&i = 2Ьг = (2^2,
0,08 м - осевой размер для выхода фрезы между зубчатыми венца-
ми; L = L\ 4- £2-
Для двухопорных зубчатых передач несоосного типа с гидроре-
версивными устройствами (см. рис. 3.65) Н\ = l,05di(t 4- 1), где i
- общее передаточное число зубчатой передачи; Н2 « 1,162’2^2; г2 и
</2 - передаточное число и диаметр ведущей шестерни второй сту-
пени; £1 = 5(2&i 4- 0,08); £12 = 2(261 4* 0,08); £21 = 2(2Ьг 4- 0,08),
£2 = 0,85£г1, где 2i>i — £idi; 26г = (2^2-
Длина и наружный диаметр выносной камеры сгорания могут
быть найдены по приближенным формулам
£г « 0,28-УСтл/тг;
£)г ~ 0,115 у/>
где GTa - расход топлива на режиме номинальной нагрузки, кг/ч;
тг - степень повышения давления воздуха в цикле.
Удельный объем помещений, занимаемых ГТУ, как показывает
статистика, должен составлять 70 - 90 % удельного объема, занимае-
мого ПТУ такой же мощности, т.е. быть в пределах 0,2 - 0,3 м2/кВт.
Как и при оценке массы, при оценке предельных объемов и раз-
меров проектируемой локомотивной ГТУ необходимо учитывать
стандартные габариты подвижных составов. Самые крупные га-
бариты 1-Т и Т. Габарит 1-Т имеет ширину 3400 мм, высоту
5300 мм, габарит Т - соответственно 3750 и 5300 мм. Максимально
допустимые горизонтальные строительные размеры подвижного со-
става должны соответствовать ГОСТам в зависимости от габаритов
и могут быть найдены из условия вписывания в кривые.
Размеры локомотивной ГТУ определяются не только габарита-
ми подвижного состава, но и удобством ее разборки и сборки, безо-
пасностью обслуживания и доступностью наблюдения.
Важным показателем ГТД колесных и гусеничных машин явля-
ется объем, занимаемый двигателем. Его получают по удельному
габаритному объему, равному отношению объема, занимаемого дви-
гателем, к мощности двигателя. Габаритный объем определяется
как объем параллелепипеда, грани которого касаются крайних точек
контура двигателя. У выполненных АГТД удельный габаритный
объем двигателя без теплообменника составляет 0,45-1,5 л/кВт, с
теплообменником увеличивается на 50 - 150 %.
Для сравнения компактности конструкций двигателей транс-
портных машин пользуются также понятием габаритной мощности
двигателя (киловатт на метр в кубе), величина которой обратна га-
баритному объему.
523
Надежность и срок службы
Надежностью ГТУ называют ее способность пускаться и рабо-
тать длительное время на номинальном режиме и режимах частич-
ной мощности без перебоев и вынужденных остановок при любых
внешних условиях в течение заданного срока службы. При этом
в пределах эксплуатационных режимов не должно быть каких-либо
ограничений в работе установки из-за помпажа, вибрации и тд. На-
дежность закладывают при проектировании установки, обеспечива-
ют при ее изготовлении и поддерживают в процессе всего срока экс-
плуатации.
В общем виде срок службы установки - это период времени
от начала ее эксплуатации до момента возникновения предельного
состояния, оговоренного в технической документации. Предельное
состояние может определяться прочностью наиболее ответственных
элементов ГТУ, работающих в тяжелых температурных условиях:
рабочих и сопловых лопаток турбин и жаровых труб камер сгорания.
Срок службы включает в себя наработку установки и время простоев
всех видов. Если установка эксплуатируется непрерывно, то ее срок
службы совпадает с техническим ресурсом, под которым понимают
наработку двигателя до достижения им предельного состояния, ого-
воренного в технических условиях. Различают ресурсы: полный - за
весь срок службы до конца эксплуатации, доремонтный - от начала
эксплуатации до капитального ремонта восстанавливаемого двига-
теля, межремонтный - срок между капитальными ремонтами и др.
Поскольку главной особенностью транспортной ГТУ в отличие
от стационарной является работа на режимах, различающихся уров-
нями температуры и напряженностью, то при расчете на прочность
деталей транспортного двигателя определяется эквивалентный за-
пас прочности пэкв. Его относят к наиболее тяжелому режиму, для
которого собственный запас прочности минимальный (п т,п). При
ЭТОМ Пэкв < И xnin.
Эквивалентный запас длительной прочности находят следую-
щим образом.
Зависимость предела длительной прочности аал от времени до
разрушения тр при постоянной температуре в определенных пре-
делах в логарифмических координатах имеет вид прямой линии
(рис. 3.66):
Одл1/одл2 = (т'р2/тр1)Л1> (3-5)
где т = 1/tga - функция температуры.
524
igTpi Lgfi igtpi qrP2 qtp
Рис. 3.66. Логарифмическая зависимость
предела длительной прочности (удл от вре-
мени до разрушения тр
Степень повреждения детали при работе на каком-либо г-м ре-
жиме в течение времени т, можно охарактеризовать отношением
П» =
а запас длительной прочности - выражением
ni = ^’дл/о’дл»?
где Тр, - время до разрушения при напряжении ст,, а о-дл,- - напряже-
ние, при котором разрушение происходит за время т,.
Аналогично выражению (3.5) записываем
о’дл»/^» = (тр»/7») ’>
т.е.
п,- = 1/П™<.
Общая степень повреждения при работе на всех режимах
k k
П = Щ + n2 + ... + Щ + ... + Пд. = , (---)
i=i tp* i=i
При П = 1 наступает разрушение детали.
Та же степень повреждения П на одном эквивалентном режиме
соответствует эквивалентному запасу прочности
_ 1 _ 1
Пэкв “ П«1кв " П"1’™ ’
525
отсюда
к
Пэкв = = [ У
—шэхв
ИЛИ
»=1
-—\ / 1 \ —тэкв
В расчетах можно принимать т ~ 1/6.
При выдаче задания на проектирование транспортной ГТУ
обычно оговаривается, на каком режиме и сколько часов должна ра-
ботать установка. Это дает возможность определить эквивалентный
запас длительной прочности и ресурс Т горячих деталей ГТУ исходя
из средней нагрузки и характерных для нее температуры и скорости
вращения:
Т = —
Е(й/Т<)
где т,- - относительная продолжительность работы на данном режи-
ме; Т, - время работы горячих деталей при температуре, соответ-
ствующей данному режиму.
Судовая ГТУ должна надежно работать при качке с креном
(определяемым по отклонению вертикальной плоскости симметрии
судна от вертикали к земной поверхности) до 30° и дифферентом
(определяемым разностью осадок кормы и носа судна) до 5° и при
длительном крене до 15° и длительном дифференте до 2°.
Особенностями эксплуатации ГТД на морских судах являются
образование устойчивых отложений солей в компрессоре, а также
холодная и горячая коррозия деталей, вызываемая взаимодействием
серы топлива, солей морской воды и металла. В результате сни-
жается мощность и КПД и быстро разрушаются некоторые детали
ГТД.
Поэтому при проектировании установки должны быть преду-
смотрены высокоэффективные конструкционные и эксплуатацион-
ные меры, позволяющие уменьшить влияние отложений на работу
ГТУ.
Общий срок службы ГТУ для транспортных судов должен быть
не менее 70 - 100 тыс. ч. При этом сроке обеспечивается эксплуата-
ция ГТУ в течение 10 - 14 лет при условии, что среднегодовое число
526
ходовых часов судна составляет 80 % от общего числа часов работы
в году.
Средний ремонт (замена лопаточного аппарата турбины и де-
талей камеры сгорания) следует проводить не менее чем через
20 - 25 тыс. ч.
Для двигателей СПК и СВП вследствие специфических требо-
ваний, предъявляемых к ним, и соответственно высокой напряжен-
ности условий работы ресурс лопаток двигателей, специально про-
ектируемых для этих аппаратов, принят равным 2-4 тыс. ч. Ре-
сурс авиационных ГТД, применяемых для СПК и СВП, должен быть
6-8 тыс. ч.
Повышение срока службы локомотивного ГТД может значи-
тельно уменьшить затраты на содержание локомотива, так как из
практики эксплуатации тепловозов известно, что около 15 % всех
затрат на содержание локомотива составляют затраты на ремонт
двигателя. Повышение долговечности двигателя увеличивает, кро-
ме того, межремонтные пробеги локомотива.
Моторесурс локомотивных ГТУ можно установить равным
20 - 30 тыс. ч.
Опыт эксплуатации ГТД колесных и гусеничных машин пока-
зывает, что ГТД в принципе имеют высокую надежность, не усту-
пающую надежности двигателей других типов. Это объясняется,
во-первых, тем, что конструкция ГТД заметно проще, чем, напри-
мер, поршневого двигателя (число рабочих элементов двухвального
АГТД в 4 - 6 раз меньше, чем шестицилиндрового карбюраторного
двигателя). Во-вторых, внешние условия и, прежде всего, темпе-
ратура окружающей среды мало влияют на износ и долговечность
узлов АГТД. Благоприятно сказывается на работе двигателя и ав-
томобиля в целом практическое отсутствие вибраций и крутильных
колебаний. Существенной проблемой является обеспечение надеж-
ной работы АГТД некоторых типов в условиях высокой запыленно-
сти воздуха, но она, как показано ниже, может быть решена.
Межремонтный пробег даже у опытных АГТД достигает не-
скольких тысяч часов. У проектируемых серийных АГТД в зави-
симости от их назначения межремонтный ресурс должен составлять
1-10 тыс. ч.
К мероприятиям, обеспечивающим надежность и удлинение сро-
ка службы при проектировании, можно отнести: выбор материалов
деталей ГТУ с учетом реальных условий эксплуатации, способных
работать в течение заданного срока службы установки; правильный
выбор зазоров, натягов, биений и т.п.; точную оценку маневренных
527
качеств установки, учитывающую темпы прогрева деталей, особен-
ности характеристик узлов и др.; выбор конструкции узлов и дета-
лей, учитывающий особенности работы установки (например, воз-
можную качку судна, ударные нагрузки на локомотивные ГТУ и
т.п.); выбор схемы установки, размеров и массы ее узлов, обеспечи-
вающих необходимые маневренные качества установки; выбор кон-
струкционных мер, позволяющих устранять недостатки в двигате-
лях при их эксплуатации (например, должны быть предусмотрены
меры, обеспечивающие очистку проточных частей от отложений со-
лей, пыли и т.п.); отстройку от резонансов деталей в рабочем диа-
пазоне частот вращения, степень демпфирования колебаний.
К мероприятиям, обеспечивающим надежность установки при
ее изготовлении, относят: выполнение заложенных при конструи-
ровании требований к изготовлению деталей и узлов, тщательный
контроль точности и шероховатости поверхностей деталей, точности
сборки и балансировки узлов, обеспечение высокого качества монта-
жа и наладки ГТУ на объекте.
Наиболее существенными эксплуатационными факторами, влия-
ющими на надежность ГТУ, являются: качество обслуживания ГТУ
во время эксплуатации; качество проведения ремонтных работ; уро-
вень надежности системы автоматического управления и защиты
ГТУ; уровень работоспособности и эффективности вспомогательных
систем подготовки рабочих сред, таких как фильтрация, охлаждение
и подогрев масла; фильтрация и подготовка топлива; фильтрация и
(иногда) подогрев рабочего воздуха при входе в ГТУ и т.п.
Маневренность
Под маневренностью транспортной силовой установки понима-
ют ее способность быстро пускаться и переходить на любой задан-
ный режим работы, обеспечивающий необходимую скорость, мане-
врирование и безопасность движения судна (локомотива, автомобиля
и т.д.).
Маневренность любой транспортной силовой установки харак-
теризуется такими показателями, как время ввода установки в дей-
ствие при различных внешних условиях, т.е. время ее приведения
в состояние холостого хода, начиная с которого можно немедленно
развить мощность; время набора полной мощности с момента выхо-
да установки на один из частичных режимов работы; время полного
торможения и перехода с переднего хода на задний (реверса). Ма-
невренность установки определяется также минимально допустимой
частотой вращения, зонами помпажа компрессоров и т.д.
528
От маневренных свойств установки непосредственно зависит
маневренность судна, автомобиля и т.д. Так, время ввода установки
в действие влияет на время выхода судна из порта, время, необхо-
димое для развития заданной мощности установки, непосредственно
сказывается на развитии заданной скорости судна и т.д.
Маневренность ГТУ зависит главным образом от конструкцион-
ных факторов, заложенных при проектировании. Например, время
набора мощности зависит от схемы установки, размеров и массы
турбокомпрессоров и теплообменных аппаратов, свойств материа-
лов, применяемых при изготовлении основных элементов ГТУ, ха-
рактеристик узлов, программы регулирования и т.д.
Маневренность судовой ГТУ характеризуется, кроме того, вре-
менем, необходимым для перехода на парциальную работу, т.е. ра-
боту при отключении части гребных винтов; количеством реверсов в
течение определенного времени; предельной мощностью при парци-
альной работе винтов; предельной мощностью длительного заднего
хода.
ГТУ с малогабаритными и легкими компрессорами и турбина-
ми, обладающие незначительной тепловой инерцией, должны раз-
вивать полную мощность за 1 - 2 мин после пуска, а при пуске с
режима холостого хода - за 15 - 20 с. Время пуска ГТУ транспорт-
ных судов более сложных схем должно составлять 10 - 15 мин. При
работе на винт регулируемого шага (ВРШ) ГТУ должна обеспечи-
вать надежный реверс судна в течение примерно 3 мин при выбеге до
35 длин судна. Согласно правилам Морского регистра, энергоуста-
новки водоизмещающих судов должны иметь мощность заднего хода
не менее 40 % от мощности переднего хода. Мощность заднего хода
для СПК может быть около 5 - 20 % от мощности переднего хода,
так как для этих судов характерно весьма интенсивное самотормо-
жение из-за стоек, крыльев, подводных гондол, а также вследствие
относительно большой ширины корпуса судна.
Маневренные и инерционные характеристики СВП таковы, что
длина пути экстренного торможения с полной скорости (110-140
км/ч) может составить 4-13 длин корпусов, а номинальная длина
выбега 15 - 20 длин корпусов.
Маневренность локомотивных и автомобильных двигателей
характеризуется, в дополнение к указанным выше общим показате-
лям маневренности транспортных ГТД, способностью обеспечивать
большой крутящий момент Мо на валу нагрузки при трогании с
места транспортного средства. Момент при трогании определяет-
ся часто коэффициентом приспособляемости т = Мо/М, который
529
находят как отношение Mq к крутящему моменту М на расчетной
частоте вращения вала нагрузки при постоянном расходе топлива
или на постоянном режиме работы турбокомпрессорного блока.
Более полно определяет маневренность ГТД тяговая характери-
стика, т.е. зависимость крутящего момента от частоты вращения
выходного вала.
АГТД имеют значительно лучшие пусковые качества, особенно
при низких температурах окружающей среды, чем поршневые ДВС,
особенно с водяным охлаждением. Для транспортного ГТД при тем-
пературе воздуха —40°С время подготовки двигателя к пуску и пуск
составляют 3-5 мин, что объясняется возможностью применения
маловязкого масла и отсутствием пар трения.
Помимо перечисленных важными требованиями к транспорт-
ным ГТД, учитываемыми при проектировании, являются требова-
ния к чистоте отработавших продуктов сгорания и уровню шумно-
сти.
11.3. Общие особенности транспортных установок
Наиболее важными общими особенностями транспортных уста-
новок, отличающими их, например, от стационарных энергетиче-
ских установок и влияющими на схему, параметры и основные по-
казатели, является работа на переменных режимах, работа на пе-
реходных (неустановившихся) режимах, необходимость обеспечения
торможения и т.д. Эти особенности учитываются по-разному при
проектировании установок различных типов, поэтому рассмотрим
их самое общее влияние на проектируемую установку.
Работа на переменных режимах
Механическая энергия, вырабатываемая ГТД, должна быть пе-
редана движителю - гребному винту судна, ведущим колесам ло-
комотива или автомобиля. Это осуществляет система устройств,
называемая передачей. Одновальный ГТД, не имеющий свободной
турбины, не может быть тяговым двигателем локомотива или авто-
мобиля, так как нагружать его можно только при частоте враще-
ния выше некоторого значения, соответствующего холостому ходу.
Между таким двигателем и ведущими колесами нужно обязатель-
но установить передачу. Это справедливо и в том случае, когда
нагрузкой служит винт фиксированного шага на судне.
Двух- и трехвальные ГТД со свободной силовой турбиной в от-
личие от одновального в принципе могут быть использованы на
530
транспортной машине с механической передачей: если нагрузка (мо-
мент) на двигатель возрастает, то скорость движения машины (ав-
томобиля, локомотива и т.п.) и частота вращения свободной тур-
бины уменьшаются, а крутящий момент, передаваемый на выход-
ной вал, увеличивается, что позволяет преодолевать возросший мо-
мент сопротивления. В общем случае, без принятия специальных
мер, коэффициент приспособляемости двухвального ГТД составляет
2,0 - 2,5. Большие значения могут быть получены или при примене-
нии не механической, а, например, электрической или гидромехани-
ческой передачи, или при использовании специальных конструкци-
онных мер при проектировании.
Для получения удовлетворительных тяговых свойств разработа-
ны специальные схемы двухвальных ГТД, которые в основном раз-
личаются тем, что при уменьшении частоты вращения выходного
вала и постоянной подаче топлива в них обеспечивается увеличе-
ние частоты вращения компрессора, повышение давления и соответ-
ственно дополнительное увеличение крутящего момента двигателя.
Если же частота вращения компрессора поддерживается постоянной
(автоматическим уменьшением подачи топлива), то обеспечивается
повышенная по сравнению с обычной схемой экономичность двига-
теля.
Методы расчета ГТУ на режимах частичной мощности и на пе-
реходных режимах изучают в соответствующих учебных курсах и
здесь не рассматриваются.
Приемистость
Кроме хороших показателей на частичных (установившихся) ре-
жимах транспортные ГТД должны иметь благоприятные характери-
стики при переходных (неустановившихся) режимах.
Работу двигателя на переходных режимах оценивают приеми-
стостью двигателя. В общем виде ее можно определить как способ-
ность двигателя увеличивать крутящий момент и соответственно
производить ускорение транспортной машины. Транспортные ГТД
должны обладать хорошей приемистостью, т.е. время перехода с
какого-либо режима на расчетный (максимальный) и с одного уста-
новившегося режима на другой не должно быть большим. Это время
для ГТД исчисляется секундами.
Для судовых и (в меньшей степени) локомотивных ГТД прие-
мистость, оцениваемая по времени разгона судна или локомотива,
имеет существенно меньшее значение, чем для АГТД. Для таких
531
ГТД определяющими служат изменения механических напряжений
и перепадов температур в деталях, а также изменения зазоров в про-
точной части турбин в результате расширения элементов ротора и
статора при переходе с одного режима работы на другой.
Приемистость всегда исследуется для конкретного двигателя,
все размеры и характеристики узлов которого должны быть извест-
ны.
Приемистость блокированных ГТУ можно рассматривать толь-
ко для случаев привода электрогенератора переменного тока (учи-
тывая благоприятные характеристики таких схем для работы при
постоянной частоте вращения) и привода судового винта регулиру-
емого шага. Характеристики приемистости блокированных ГТУ,
служащих приводами генератора постоянного тока, занимают про-
межуточное положение между указанными двумя случаями. Бло-
кированные ГТУ нельзя эффективно использовать для наземного
транспорта при жесткой механической передаче на колеса, а так-
же на судах для привода винта фиксированного шага. Что касается
ГТУ с независимой по частоте вращения силовой турбиной, то для
них характеристики переходных процессов практически одинаковы
при любом назначении установки.
Время разгона турбокомпрессорного вала с независимой силовой
турбиной определяется интегрированием дифференциального урав-
нения разгона:
ПТк
7Г <Утк f ИПтк
т = -зо- J м ’
птк1
где JTK - момент инерции вращающихся деталей турбины, служа-
щей приводом компрессора, и самого компрессора; nTKi - начальная
частота вращения при разгоне; М — Мтк — Мк - избыточный момент,
равный разности моментов турбины Л/тк, приводящей компрессор, и
компрессора Мк.
Движение транспортной машины, на которой установлен рас-
сматриваемый ГТД, начинается тогда, когда возрастающий крутя-
щий момент заторможенной силовой турбины становится равным
моменту сопротивления МСОпр на его валу (рассматриваем разгон
транспортной машины с механической передачей). Начиная с этого
момента, машина разгоняется и соответственно увеличивается ча-
стота вращения силовой турбины пт.с. Процесс разгона описывается
уравнением
м, - Меопр = (3.6)
532
где Ме = Ме(пт.с, т) - крутящий момент на валу силовой турбины;
Jnp - приведенный к валу силовой турбины момент инерции всех
движущихся масс. Для колесной машины
т Jk dr
Jnp = Л.с + /2 + Тр ’
к гк 1
где JTC - момент инерции ротора силовой турбины; - момент
инерции какой-либо вращающейся детали; г> 1 - передаточное чи-
сло к этой детали от ротора силовой турбины; G - масса машины;
г - радиус ведущего колеса; i - передаточное число к ведущему ко-
лесу.
Уравнение (3.6) интегрируется численно, например в форме ко-
нечных разностей, при этом вычисляется малое приращение часто-
ты вращения
Дп = Z Л^сопр)Д^”
7Г </пр
за малый промежуток времени Дт, в течение которого считается
Ме = const.
Расчеты переходных режимов при большом числе участков, на
которые разбивается рассматриваемый интервал частот вращения,
достаточно сложны и трудоемки. Однако во многих случаях, в част-
ности на начальной стадии проектирования ГТУ, можно воспользо-
ваться предложенной И.В. Котляром формулой, полученной из рас-
смотрения физической сути процессов, происходящих при разгоне.
По этой формуле продолжительность переходного режима (в секун-
дах)
_ J(n2 ~ та1) । 25V 1>к.ср(Р2 ~ Pl) Ю 4 (Ч 7\
Т L 18,1 + ТСр J ДЛГср’ 1 }
где J - момент инерции ротора турбокомпрессора, кг-м2; ni, пг -
частота вращения ротора на режимах 1 и 2 соответственно, мин-1;
V - объем тракта между компрессором и турбиной, м3; £к.ср - сред-
няя между режимами 1 и 2 удельная работа сжатия в компрессоре,
кДж/(кг-К); pi и р2 ~ начальное и конечное давления воздуха за
компрессором, Па; Тср - средняя между режимами 1 и 2 темпера-
тура воздуха в тракте между компрессором и турбиной, К; A7Vcp -
средняя между режимами 1 и 2 избыточная мощность на валу ротора
турбокомпрессора, кВт.
В качестве средней частоты вращения, для которой вычисляют
ATVcp, Lx.cp, ТСр, удобно принять ncp = ynin2-
533
Уравнение (3.7) обеспечивает достаточную точность для ориен-
тировочной оценки времени приемистости различных схем ГТУ:
Тточн/7” = 1,10 ... 1,22,
где Тточн, т - соответственно время приемистости, получаемое де-
тальным расчетом и из последнего уравнения.
Для улучшения приемистости транспортных ГТД рекомендует-
ся выполнить некоторые меры: расширить диапазон устойчивой ра-
боты компрессора (что позволяет повысить в начальный момент раз-
гона максимальную температуру газа при входе в турбину), увели-
чить проходные сечения в силовой турбине или выпускать газ в ат-
мосферу через специальный клапан за компрессорной турбиной (что
увеличивает теплоперепад на компрессорной турбине и ускоряет раз-
гон компрессорного вала), уменьшить до минимально возможных
значений моменты инерции ротора турбокомпрессора и приводимых
им в действие механизмов вместе с редуктором привода (что прямо
уменьшает время разгона турбокомпрессорного вала), повысить ча-
стоту вращения турбокомпрессора на холостом ходу (что сокраща-
ет разрыв между частотой вращения турбокомпрессора на холостом
ходу и на максимальной мощности), применить механическую или
гидромеханическую системы связи между валом турбокомпрессора и
валом силовой турбины (что позволяет передать мощность силовой
турбины на турбокомпрессорный вал при разгоне последнего, при
этом силовая турбина отключается от трансмиссии).
Если время приемистости ГТУ определяется температурными
напряжениями в деталях турбины, его можно уменьшить, увеличи-
вая температуру газа перед турбиной на частичных режимах путем
или дросселирования при входе в компрессор, или выпуска части
воздуха за компрессором.
Указанный выше способ улучшения приемистости при увели-
чении проходных сечений в силовой турбине конструкционно осу-
ществим введением регулируемых поворотных сопловых аппаратов.
Такой способ находит наибольшее применение в ГТД сравнительно
малой мощности (например, автомобильных), когда требуется срав-
нительно небольшая мощность для привода механизма поворота ло-
паток и когда конструкция регулируемого соплового аппарата полу-
чается сравнительно простой и компактной. Регулируемый сопловой
аппарат применяется не только для уменьшения времени разгона,
но и для повышения экономичности при частичных нагрузках и для
торможения двигателем.
534
Способы торможения и обеспечения заднего хода
Общей особенностью транспортных ГТД является необходи-
мость обеспечить торможение и задний ход самого экипажа. Функ-
ции торможения и реверсирования ГТД обычно выполняет вместе
с передачей и специальным реверсивным устройством. Передачи
имеют специфические особенности у различных типов транспорт-
ных установок.
11.4. Особенности проектирования судовых установок
Способы реверса судов с ГТУ
Схему и цикл судовой ГТУ можно принять лишь после того,
как будет выбран способ реверса судна. Реверс представляет со-
бой маневр, связанный с изменением направления упора, создавае-
мого гребным винтом. При движении судна вперед и назад (кормой
вперед) упор, создаваемый винтом, имеет прямо противоположное
направление, определяющее направление движения судна. Таким
образом, реверс - это маневр, связанный с изменением направления
движения судна на обратное, или (что особенно важно) с тормо-
жением судна до его остановки. Реверсивное устройство должно
выбираться с учетом маневренности, экономичности, размеров и на-
дежности ГТУ. Важнейшим показателем реверсивного устройства
служит время торможения и выбег судна, в частности для случая
реверса с полного переднего на полный задний ход (аварийного ре-
верса).
По принципу действия все реверсивные устройства делятся на
реверсивные двигатели, реверсивные передачи и реверсивные дви-
жители.
К реверсивным двигателям относятся специально устанавлива-
емые турбины обратного (заднего) хода, которые на режиме перед-
него хода не работают и вращаются вхолостую, так как они жестко
связаны с роторами турбин переднего хода через зубчатую передачу
или непосредственно. При этом на режимах заднего хода вращаются
вхолостую турбины переднего хода.
Вращение вхолостую неработающих турбин связано с возникно-
вением дополнительных потерь на вентиляцию. Относительные по-
тери мощности ГТУ, связанные с вращением неработающих турбин
заднего хода, даже при применении специальных конструкционных
мер могут достигать 3 - 4 %.
535
Вентиляционные потери из-за вращения неработающих турбин
(или ступеней) переднего хода при реверсе значительно больше, по-
скольку мощность турбин переднего хода больше, чем турбин задне-
го хода. Как показано выше, необходимая и достаточная мощность
заднего хода должна составлять не менее 40 % от мощности перед-
него хода. Для обеспечения такого уровня мощности (в киловаттах)
должно выполняться соотношение
•^Т.З.Х > СрТГв^Т.В?7»^м(1 ~ Cn.x)G, (3-8)
где Трв - температура газа перед турбиной винта; ср - средняя
теплоемкость газа в процессе расширения в силовой турбине; WT_B
- безразмерная изоэнтропийная работа расширения (относитель-
ный перепад температуры при расширении) в ней; тц - внутрен-
ний КПД турбины заднего хода; т/м - механический КПД переда-
чи; £п.х = (-^)п.х/-^т.з.х _ относительная мощность, затрачиваемая
на вращение неработающих ступеней переднего хода; G - массовый
расход рабочего тела через турбину.
Мощность (в киловаттах), затрачиваемая на вращение нерабо-
тающей турбины заднего хода, может быть определена по формуле
Nc « kzDl1,5p(u/100)3,
где к - опытный коэффициент; z - число рабочих венцов турбины;
D - средний диаметр облопачивания, м; I - длина рабочих лопа-
ток турбины (ступени), м; р - плотность среды, в которой вра-
щается неработающая турбина заднего хода, кг/м3; и - окружная
скорость на среднем диаметре облопачивания на режиме вращения
вхолостую, м/с. Если на режиме вращения вхолостую рабочие вен-
цы неработающей турбины обратного хода прикрыты специальными
конструкционными элементами, то к = (750 ... 900)//?. В конструк-
циях турбин переднего хода эти элементы обычно отсутствуют, и
к = 3000 ...36000.
Мощность (в киловаттах) на валу силовой турбины переднего
хода при наличии в составе ГТУ турбины заднего хода определяется
выражением
•^т.п.х = СрГ/'вИлт.в7;,77м(1 ^3.x)G.
Параметры, входящие в это выражение, аналогичны тем, ко-
торые входят в формулу (3.8) для 7VT.3.X; коэффициент Сз.х =
= (-^)з.х/-^т.п.х ~ относительная мощность, затрачиваемая на вра-
щение неработающей турбины заднего хода.
536
Рис. 3.67. Схемы взаимного расположения проточных ча-
стей турбин переднего и заднего хода:
а - турбина заднего хода на отдельном диске (роторе), жестко связан-
ном с ротором турбины переднего хода; б - двухъярусная конструк-
ция пропульсивной турбины с расположением турбины заднего хода
во втором ярусе; 1 - шестерня редуктора; & - рабочий венец турбины
заднего хода; 3 - рабочее колесо турбины переднего хода; 4 ~ газо-
распределительный орган; 5 - турбина компрессора (ЗХ - задний ход;
ПХ - передний ход)
Конструкционно турбина заднего хода может быть выполнена
либо в виде отдельной турбинной ступени, расположенной на дис-
ке и жестко связанной с ротором турбины переднего хода, либо в
виде турбины с двухъярусными лопатками (рис. 3.67). Газораспре-
делительный орган 4 служит для направления потока газа либо в
проточную часть турбины переднего хода, либо в проточную часть
турбины заднего хода.
При реверсе вначале происходит торможение ротора турбины
винта газом, подаваемым в проточную часть турбины заднего хода,
при одновременном уменьшении подачи топлива в камеру сгорания
537
(обычно до расхода холостого хода). Расход газа, подаваемого в тур-
бину прямого хода, постепенно уменьшается до нуля. После полной
перекладки газораспределительного органа подача топлива в каме-
ру сгорания увеличивается до значения, при котором обеспечивается
заданный по мощности режим заднего хода. Продолжительность ре-
верса определяется суммированием времени, затрачиваемого на сни-
жение частоты вращения турбокомпрессоров при снижении подачи
топлива в камеру сгорания, и времени, затрачиваемого на увеличе-
ние указанной части вращения до значения, соответствующего за-
данному режиму заднего хода.
Указанная последовательность операций при реверсе учитыва-
ется при проектировании системы управления установкой.
К реверсивным двигателям может быть отнесена также турбина
с поворотными регулируемыми сопловыми аппаратами (рис. 3.68).
Конструкционно проще применить поворотные лопатки в центро-
стремительной радиальной турбине (ЦСТ), чем в осевой, поэто-
му такой способ реверса обычно рассматривается применительно
к ЦСТ. Достоинством этого способа реверса является отсутствие
потерь от вентиляции неработающих турбин, недостатком - огра-
ниченность мощности как переднего, так и заднего хода, поскольку
ЦСТ применяются в ГТД сравнительно небольшой мощности.
Рис. 3.68. Принципиальная схема центростремительной
реверсивной турбины:
1 - сопловой аппарат с поворотными лопатками; 2 - рабочее коле-
со с радиальными лопатками; 3 - поворотные сопловые лопатки в
положении, соответствующем заднему ходу; 4 ~ поворотные сопло-
вые лопатки в положении, соответствующем переднему ходу (Р -
направление поворота сопловых лопаток при реверсе)
538
Отметим, что применение реверсивных двигателей обеспечива-
ет реверс путем изменения направления вращения гребного винта и
вала двигателя. При неизменном направлении вращения вала дви-
гателя реверс может быть обеспечен путем применения реверсивных
передач. Для привода винта и реверса судов применяют механиче-
скую, гидравлическую и электрическую передачи. При механиче-
ской и гидравлической передачах реверсивные элементы связаны с
конструкцией главной зубчатой передачи (рис. 3.69 и 3.70).
Механическая реверсивная передача - это реверсивный редук-
тор (см. рис. 3.69). На режиме переднего хода мощность турбины
винта передается ведущей шестерней редуктора 5 ведомому колесу
редуктора переднего хода 6. Оно в этом случае жестко связывается с
валом колеса зубчатой передачи 8 посредством фрикциона переднего
хода 7, управляемого давлением рабочей жидкости (масла), подава-
емой в полость включения фрикциона. При реверсе с переднего хода
на задний включается фрикцион заднего хода 7, одновременно вы-
ключается фрикцион 7 путем опорожнения его полости включения.
После указанных операций передача мощности турбины на вал
колеса редуктора осуществляется ведущей шестерней жестко свя-
занной с шестерней 5 валом турбины винта, через промежуточную
шестерню 5, которая позволяет изменить направление вращения ко-
леса редуктора заднего хода 2 по сравнению с направлением враще-
ния колеса переднего хода 6 при неизменном направлении вращения
вала турбины и связанных с ним шестерен 4 и 5.
Продолжительность реверса с помощью редуктора определяет-
ся суммированием времени уменьшения подачи топлива в камеру
сгорания до расхода холостого хода, времени включения фрикциона
обратного хода (или выключения фрикциона прямого хода, которое
производится одновременно), времени увеличения подачи топлива в
камеру сгорания до расхода, соответствующего заданному режиму
обратного хода.
Реверсивные передачи имеют высокий КПД (96-98%) на ре-
жимах переднего и заднего ходов. Их недостатки: большие масса и
размеры, наличие дополнительных (по сравнению с нереверсивным
редуктором) элементов - фрикционных муфт, которые понижают об-
щую надежность передачи.
В состав гидравлической реверсивной передачи (см. рис. 3.70)
входят гидромуфта и гидротрансформатор. На режиме переднего
хода мощность турбины винта передается ее ведущим валом 7 ве-
дущей шестерне главной зубчатой передачи 4 через фрикционную
539
Рис. 3.69. Принципиальная схема реверсивного редуктора
Рис. 3.70. Принципиальная схема гидрав-
лической реверсивной передачи
или кулачковую муфту (на рис. 3.70 не показана). При этом насос-
ное или турбинное колеса гидромуфты, жестко связанные муфтой,
вращаются как одно целое, и гидромуфта не работает.
540
При реверсе с переднего хода на задний разобщается фрикци-
онная (кулачная) муфта (при заполненной полости гидромуфты) и
одновременно начинается заполнение рабочей полости гидротранс-
форматора. При этом к ведущей шестерне редуктора 4 приклады-
ваются два вращающих момента: момент в направлении переднего
хода, создаваемый рабочей жидкостью на турбинном колесе 5 гидро-
муфты, и момент в направлении заднего хода, создаваемый рабочей
жидкостью на турбинном колесе 3 гидротрансформатора. Эти вра-
щающие моменты противоположны по знаку, так как неподвижный
направляющий аппарат 2 позволяет изменить направление входа ра-
бочей жидкости в турбинное колесо 3 таким образом, что вектор вра-
щающего момента, создаваемого на этом колесе рабочей жидкостью,
будет иметь направление, обратное вектору вращающего момента,
создаваемого рабочей жидкостью на турбинном колесе гидромуфты
5. При этом направления вращения насосных колес гидромуфты 6 и
гидротрансформатора 1, жестко связанных с валом турбины винта
7, будут одинаковыми.
Вращающий момент, приложенный к шестерне со стороны тур-
бинного колеса гидротрансформатора, препятствует вращению в на-
правлении переднего хода шестерни, колеса редуктора 8 и связанных
с ним валопровода и винта. Тормозящее действие этого момента
продолжается до полной остановки всей системы вращающихся масс
(редуктора, валопровода, винта), после чего начинается разгон этой
системы в направлении заднего хода.
Продолжительность реверса с помощью гидравлической переда-
чи складывается из времени уменьшения подачи топлива в камеру
сгорания примерно до расхода, соответствующего холостому ходу,
из времени разобщения жесткой муфты, блокирующей насосное и
турбинное колеса гидромуфты, из времени заполнения полости ги-
дротрансформатора рабочей жидкостью, из времени опорожнения
рабочей полости гидромуфты, из времени увеличения подачи топ-
лива в камеру сгорания до значения, соответствующего заданной
мощности на режиме заднего хода.
Реверсивные гидравлические передачи относительно компакт-
ны, осуществляют достаточно быстрый реверс вследствие благопри-
ятной внешней характеристики гидротрансформатора и малого вре-
мени ввода в реверс (переход с полного переднего на полный задний
ход происходит за 20 - 40 с; мощность, передаваемая гидротрансфор-
матором на режиме заднего хода, может достигать 70 - 80 % мощно-
сти переднего хода), способны передавать большие моменты.
541
Недостатки гидротрансформаторов: низкий КПД (86 - 92 % на
переднем и 75-78% на заднем ходу), малые передаточные числа
(до 6), что требует сочетания гидравлической и зубчатой передач,
необходимость в дополнительном оборудовании для охлаждения ра-
бочей жидкости.
Электропередачи имеют весьма благоприятные внешние харак-
теристики, могут осуществлять быстрый, надежный и удобный ре-
верс. Их с равным успехом можно использовать и для ГТУ со свобод-
ной (неблокированной) силовой турбиной, и для ГТУ с блокирован-
ными компрессорными и силовыми турбинами, причем в процессе
реверса режим работы турбокомпрессорной части установки может
оставаться практически неизменным.
Недостатки электрической передачи: сравнительно низкий КПД
(90 - 94 % при переменном и 85 - 89 % при постоянном токе), большая
удельная масса (примерно 13 - 18 кг/кВт при частоте 50 Гц) и боль-
шая стоимость.
Рис. 3.71. Принципиальная схема ВРШ
Реверсивным движителем является гребной винт регулируемого
шага (ВРШ) (рис. 3.71), в ступице 1 которого размещены по окруж-
ности поворотные диски 2. Каждый диск несет на себе выполненную
как одно целое с ним лопасть и связан с механизмом изменения ша-
га, который размещен в ступице винта и может поворачивать диски
на некоторый угол относительно оси, проходящей перпендикуляр-
но плоскости чертежа через точку пересечения осей хх и уу. На
рис. 3.71 приведено положение лопасти, соответствующее переднему
ходу (при направлении вращения винта, показанном стрелкой А).
Лопасти винта в положении переднего хода отбрасывают поток
воды в направлении стрелки wnx> а осевая сила (упор) Рцх напра-
влена в сторону движения судна на режиме переднего хода.
542
Если направление вращения винта остается неизменным (по
стрелке А), а лопасти винта повернуты так, что занимают поло-
жение заднего хода, то поток воды, отбрасываемый лопастями, бу-
дет направлен по стрелке адзх- При этом осевой упор, создаваемый
винтом, будет иметь направление, показанное стрелкой Рзх..
Реверс с помощью ВРШ осуществляется поворотом (переклад-
кой) лопастей с помощью механизмов изменения шага из положения
переднего хода в положение заднего хода. При этом вся система
вращающихся масс ГТУ, редуктора, валопровода и винта не изме-
няет направления вращения. Поэтому в отличие от других способов
реверса в данном случае отсутствует необходимость полного тормо-
жения всей системы с последующим разгоном в противоположном
направлении. Кроме того, ВРШ позволяет использовать на режиме
заднего хода мощность, близкую к полной. Лопасти винта можно
повернуть за 15 - 20 с. Благодаря этим особенностям реверс с помо-
щью ВРШ обеспечивает хорошие маневренные качества судна.
Влияние реверса посредством ВРШ на процесс в ГТУ принци-
пиально различно в зависимости от того, как поворачивать лопасти
винта: через нулевое положение (через нуль) или через флюгерное
положение (через флюгер). Нулевым называется положение лопа-
сти, совпадающее с осью уу, а флюгерным - совпадающее с осью хх.
Вращающий момент, создаваемый потоком воды на ступице винта,
максимален при флюгерном положении лопастей и близок к нулю
при нулевом положении лопастей.
При реверсе через нуль нагрузка на валу турбины винта, жестко
связанной с ВРШ, при прохождении лопастями положения уу стано-
вится близкой к нулю. Это означает, что во избежание недопустимо-
го по условиям прочности разгона винта, валопровода, редуктора и
ротора турбины винта вращающий момент на валу турбины винта
должен быть уменьшен до минимума, что можно осуществить, как и
при любых других способах реверса, уменьшением подачи топлива в
камеру сгорания до расхода, соответствующего холостому ходу. По-
сле поворота лопастей винта в положение заднего хода подача топ-
лива в камеру вновь увеличивается до расхода, соответствующего
заданному режиму обратного хода.
При реверсе через флюгер увеличение вращающего момента на
винте при прохождении лопастей через флюгерное положение мо-
жет сильно уменьшить частоту вращения винта и связанной с ним
турбины, а в некоторых случаях остановить винт и ротор турбины.
Следовательно, реверс через флюгер не пригоден для ГТУ с ВРШ, в
543
которых привод винта блокирован с приводом одного из компрессо-
ров.
Возможность осуществления реверса через нуль ограничена дис-
ковым отношением ВРШ, которое в этом случае не должно превы-
шать 0,8.
Продолжительность переходного процесса при реверсе определя-
ется суммированием времени, затрачиваемого на уменьшение подачи
топлива в камеру сгорания до расхода, соответствующего холостому
ходу, времени перекладки лопастей ВРШ в положение, соответству-
ющее обратному ходу, времени увеличения подачи топлива в камеру
сгорания и вывода турбокомпрессора на режим, соответствующий
заданному обратному ходу.
Недостатком ВРШ является относительная конструкционная
сложность создания их для передачи больших мощностей (свыше
20-25 тыс. кВт), связанная с увеличением усилий, передаваемых
лопастями при перекладке. Кроме того, некоторое увеличение вту-
лочного отношения ступицы винта, связанное с необходимостью раз-
мещения внутри вала и ступицы механизма изменения шага, может
понизить КПД ВРШ на 2-3 % по сравнению с винтом постоянного
(фиксированного) шага. Контроль над существенно важной частью
установки - механизмом изменения шага - затруднен из-за его раз-
мещения в ступице винта за пределами корпуса судна.
СПК реверсируются или самими движителями (водометными
движителями или воздушным винтом), или указанными выше ре-
версивными двигателями.
Движителями СВП являются воздушные винты. Винты изменя-
емого шага позволяют осуществить режимы торможения и заднего
хода СВП.
Выбор схемы и параметров
Схему главной энергоустановки судна или корабля выбирают
с учетом их назначения. При выборе схемы под главной ГТУ бу-
дем понимать объединение одного или нескольких ГТД, отдающих
мощность одному потребителю посредством общей трансмиссии, со
всеми обслуживающими эти двигатели вспомогательными механиз-
мами и системами.
Всережимная корабельная ГТУ большой мощности
Важным требованием, предъявляемым к такой ГТУ, является
достаточно высокий КПД при малых нагрузках (10 - 20 %Л^еном)> на
544
которые приходится наибольшее число часов работы. На этих режи-
мах обеспечивается минимальный расход топлива на милю пройден-
ного пути. К основным требованиям относятся также малая масса
и габаритные размеры установки.
Обеспечение требования высокой экономичности может осуще-
ствляться двумя путями: выбором одной ГТУ, работающей и имею-
щей высокую экономичность на всех режимах, а также объединением
нескольких ГТД, каждый из которых работает на режиме, близком
к номинальному.
При проектировании одной всережимной корабельной ГТУ боль-
шой мощности целесообразно отказаться от регенератора, несмотря
на возможность обеспечить при его применении высокую экономич-
ность в широком диапазоне нагрузок. Существенное нарушение пря-
моточности ГТУ при наличии регенератора, связанные с этим до-
полнительные гидравлические потери, утяжеление конструкции и
усложнение эксплуатации ГТУ - основные причины, вызывающие
отказ от применения регенератора.
При выборе схемы такой ГТУ необходимо учитывать характе-
ристику нагрузки (винта фиксированного или регулируемого шага).
Такая нагрузка, как правило, требует создания ГТУ со свободной
силовой турбиной. Тенденция к постоянному росту начальной тем-
пературы газа перед турбиной во всех типах ГТУ вызывает необхо-
димость увеличения общей степени повышения давления в установ-
ке. При больших значениях тгк целесообразно процесс сжатия осу-
ществлять в двухкаскадном компрессоре (КНД и КВД) с приводом
от двух турбин. Промежуточное охлаждение при этом, как извест-
но, увеличивает удельную мощность установки и может повысить ее
КПД. В отличие от регенератора, приводящего к нарушению пря-
моточности, воздухоохладитель может быть выполнен встроенным
в конструкцию компрессоров.
Экономичность установки на режимах частичной мощности по-
лучается выше при использовании схемы ГТУ, в которой силовой
турбиной, приводящей винт, служит турбина среднего давления
(ТСД). Возникающие при этом недостатки установки, связанные с
повышением температуры газа перед ТВД, можно уменьшить, при-
менив камеры промежуточного подогрева или специальное регули-
рование турбины.
Следовательно, целесообразной схемой корабельной ГТУ боль-
шой мощности может быть прямая трехвальная схема ГТУ без
18 - 1746
545
п О 60 в
Рис. 3.72. Рациональные схемы всережимных ГТУ боль-
шой мощности:
а - д - варианты схем (КС - камера сгорания; ВО - возду-
хоохладитель; ТВ - турбина винта)
регенератора с промежуточным охлаждением и с силовой ТСД
(рис. 3.72, в).
Хорошие экономические показатели мощных корабельных ГТУ
на расчетных режимах при высоких начальных температурах газа
можно получить и при несколько более простых схемах (рис. 3.72, а
и б), чем схема на рис. 3.72, в. Обе эти схемы уступают схеме на
рис. 3.72, в по экономичности на частичных нагрузках; вместе с тем,
ГТД по таким схемам отличаются прямоточностью, что наглядно
следует из рис. 3.73.
Такой ГТД состоит из воздухозаборника 1, КНД 2, КВД 3, ка-
меры сгорания 4, ТВД 5, ТСД 6 и ТНД (турбины винта) 8. КВД
приводится во вращение ТВД, КНД-ТСД (вал КНД-ТСД прохо-
дит внутрь вала КВД - ТВД, это конструкция “вал в валу”, которая
была упомянута ранее при описании установки ГТН-25).
Турбина винта вырабатывает полезную мощность, которая че-
рез рессору 11 и редуктор 12 передается винту. Три турбины вра-
щаются с различной частотой. Все элементы ГТД смонтированы на
общей раме 13. Кожух 10 газоотводного патрубка 9 сообщается с
кожухом двигателя 7.
ГТУ, схема которых показана на рис. 3.73, относятся к установ-
кам “легкого” типа. Именно такие установки находят основное при-
менение на кораблях в качестве всережимных. Их же целесообразно
использовать в качестве двигателей, входящих в состав комбини-
рованной ГТУ. Такая ГТУ может состоять, например, из восьми
546
оо
Рнс. 3.73. Схема судового ГТД прямоточного типа с двухкаскадным компрессором
сл
двигателей, которые обеспечивают весь диапазон возможных мощ-
ностей установки. Вообще, кажущаяся простота компоновки такой
“многодвигательной” установки достигается за счет существенного
ее удорожания, увеличения объема и площадей, занимаемых двига-
телями, усложнения управления установкой.
Отметим, что ГТД, схема которых изображена на рис. 3.73, име-
ют большие возможности повышения параметров и экономичности
благодаря наличию двухкаскадного компрессора и трех турбин.
Все схемы ГТУ с независимой силовой турбиной в случае ре-
верса с помощью ВРШ примерно равноценны, при применении вин-
та фиксированного шага следует учитывать особенности передачи
мощности винту, описанные выше.
Для корабельной всережимной ГТУ средней и малой мощности,
а также для маршевой ГТУ, предназначенной для работы на ре-
жимах уменьшенных ходов, целесообразны в основном те же схемы,
что и для ГТУ большой мощности. Однако в этом случае из-за не-
больших размеров самой установки удельный расход воздуха имеет
меньшее значение, в связи с чем можно выбирать менее сложные
схемы, при этом общую степень повышения давления также следует
принимать более низкой.
Форсажная корабельная ГТУ
Форсажная ГТУ является частью комбинированной установки.
В соответствии с назначением и требованиями форсажная корабель-
ная ГТУ должна быть максимально простой и легкой. Очень важно
обеспечить для такой ГТУ повышенные маневренные качества.
Форсажную ГТУ можно выполнить по наиболее простой двух-
вальной однокомпрессорной схеме с силовой ТНД.
ГТУ для транспортного флота
Эти установки в большинстве случаев эксплуатируются на ре-
жимах, достаточно близких к максимальному, причем диапазон ра-
бочих режимов для них сравнительно невелик. Масса и габаритные
размеры для таких установок не имеют первостепенного значения, а
наиболее важным требованием следует считать возможно меньший
расход топлива. Такие ГТУ целесообразно выполнять по более или
менее усложненной схеме.
Такой схемой может быть схема с регенерацией и промежуточ-
ным охлаждением, в этом случае двигатель становится непрямоточ-
ным (рис. 3.74): воздух и газ от входа в компрессор до выхода из
548
Рис. 3.74. ГТД непрямоточного типа:
1 - ведущий вал зубчатой передачи; 2 - регенератор; 3 - турбина,
приводящая винт (ТНД); 4 ~ ТСД; 5 - ТВД; 6 - камера сгорания;
7 - КВД; 8 - КНД; 9 - вход воздуха в компрессор; 10 - воздухо-
охладитель
регенератора в атмосферу совершают несколько поворотов на 90 и
180°. Помимо потерь, связанных с изменением направления дви-
жения рабочего тела, при этом имеются потери, обусловленные на-
личием перепускных воздухо- и газоходов большой протяженности.
Для уменьшения этих потерь особое значение при проектировании
приобретает взаимная компоновка всех элементов и конфигурация
перепускных трубопроводов. Однако компоновка затрудняется из-
за усложнения конструкционных форм корпусов турбомашин: по-
явления входных и выходных улиточных патрубков, нарушающих
осесимметричность корпусов, приводящих к несимметричному рас-
пределению температур в корпусах, затрудняющих организацию их
охлаждения и усложняющих конструкцию изоляции. Приходится к
тому же решать сложные конструкционные задачи компенсации тем-
пературных деформаций горячих трубопроводов больших диаметров
и их изоляции.
Тем не менее такую схему судовой ГТУ следует считать пер-
спективной. Перспективность ее подтверждается тем, что она при-
менена при разработке НИКТИТ и НМЗ стационарной приводной
ГТУ “Надежда” (см. 10.1 и 10.3), технические требования к кото-
рой во многом схожи с указанными выше требованиями к ГТУ для
транспортного флота.
549
Особенности требований к ГТУ судов транспортного флота по-
зволяют вместо регенерации использовать теплоту отработавших в
ГТУ продуктов сгорания в утилизационном паротурбинном конту-
ре. При этом сохраняется важный для судовых условий принцип
прямоточности ГТУ.
ГТУ для СПК и СВП
Особенности СПК обусловлены тем, что при движении на кры-
льях корпус судна поднимается над уровнем воды и между днищем
судна и поверхностью воды создается пространство высотой до не-
скольких метров (до 3-4 м для крупных СПК). При такой большой
высоте подъема корпуса судна чрезвычайно затруднена передача
мощностей от двигателей, расположенных в корпусе судна, к греб-
ным винтам, расположенным ниже поверхности воды. Применение
наклонных гребных винтов приводит к существенному снижению их
КПД из-за работы в косом потоке. Эти обстоятельства влияют на
выбор схемы и компоновку ГТУ для СПК. Решить эту проблему
можно следующим образом: применить специальную трансмиссию
- механическую угловую передачу типа “колонка” (рис. 3.75). Она
обычно включает в себя два зубчатых угловых редуктора с верти-
кальным передаточным валом между ними. Нижний редуктор, как
правило, размещается в полностью погруженной гондоле.
Рис. 3.75. ГТД для СПК с угловой передачей типа
“колонка”:
1 - винт малого хода; 2- двигатель малого хода; 3- верхний
редуктор колонки; 4 ~ ГТД; 5 - нижний редуктор колонки;
6 - винт полного хода
550
Рис. 3.76. ГТД с двумя отборами мощности для СВП с
механической передачей:
1 - воздушный руль; 2 - стойка двигателя; 3 - ГТД; 4 ~ редуктор
(раздаточная коробка передач); 5- воздушный винт; 6- вентиля-
тор; 7 - полость подвода воздуха в систему воздушной подушки
Другое возможное решение проблемы заключается в примене-
нии водометов - центробежных насосов, приводимых ГТУ. Водо-
меты всасывают забортную воду через специальные водозаборные
устройства и выбрасывают ее под большим напором в направлении,
обратном движению судна. Водометные движители целесообразны
при таких скоростях движения СПК, при которых КПД обычных
винтов заметно снижается из-за кавитации (т.е. при 20-25 м/с).
Для СВП характерно наличие двух потребителей мощности:
движителя (воздушного винта) и вентилятора, подающего воздух
в пространство под днищем аппарата. Это пространство обычно
ограничивается по периметру полными гибкими ограждениями. Из-
быточное давление, создаваемое вентилятором под днищем, удержи-
вает аппарат над поверхностью воды или земли на заданной неболь-
шой высоте.
Мощность от ГТД к двум потребителям может передаваться
двумя способами.
Первый способ заключается в разделении мощности ГТД на
два потока - к винту и к вентилятору - посредством двигательно-
движительного комплекса с механической передачей мощности
(рис. 3.76). Второй возможный способ - газовая передача мощности
- показан на рис. 3.77. Здесь в газовом тракте за газогенераторной
частью ГТД расположены две силовые турбины. Одна из них при-
водит через свой редуктор вентилятор, другая через свой редуктор
551
Выход
Рис. 3.77. ГТД с двумя отборами мощности для
СВП с газовой передачей:
1 - газогенераторная часть ГТД; & - турбина, приводящая
воздушный винт; 3 - редуктор воздушного винта; 4 ~ воз-
душный винт; 5 - турбина вентилятора; 6 - редуктор венти-
лятора; 7-вентилятор
- воздушный винт. Мощность, расходуемая на создание подъемной
силы, обычно составляет 50 - 80 % от общей мощности энергоуста-
новки.
Для обеспечения основных требований к двигателям СПК и СВП
можно использовать легкие ГТД большой мощности (например, по
схемам на рис. 3.72 и 3.73). Маневр и реверс СПК в водоизмещаю-
щем положении целесообразно осуществлять с помощью легких ГТД
малой мощности (например, по схеме, приведенной на рис. 3.72, а).
Судовые приводные и вспомогательные ГТУ
Исходя из требований, предъявляемых к судовым приводным
и вспомогательным ГТУ, и их особенностей, целесообразно такие
ГТУ выполнять по простым одновальным схемам. Эти ГТУ имеют
лучшие динамические характеристики при сбросах и увеличениях
нагрузки, чем двухвальные.
Сравнительно мощные (750 -1000 кВт) приводные ГТУ мож-
но выполнять по более сложным схемам, если необходимо получить
сравнительно высокую топливную экономичность.
552
Комбинированные установки с ГТУ
Комбинированные судовые установки различают по типам мар-
шевой и форсажной установок (ГТД, ПТУ, ДВС), их использованию
(совместному или раздельному) на разных режимах и способу пере-
дачи мощности (на один или на разные винты).
Комбинированные установки с маршевыми ГТД (газо-газотур-
бинные установки) могут иметь высокие показатели во всем диапазо-
не нагрузок. Форсажные и маршевые ГТУ, входящие в состав уста-
новки, могут работать на один винт через общий редуктор. Если на
режиме полных ходов обе установки работают одновременно, а на
режиме маршевого хода форсажная установка не работает, то меж-
ду ее выходным валом и ведущим валом редуктора должна быть
установлена разобщительная муфта. Между редуктором и марше-
вым двигателем муфта в этом варианте может отсутствовать, так
как маршевая установка работает на всех режимах плавания судна
и нет необходимости нарушать связь ее силовой турбины с винтом.
В рассматриваемом варианте силовая турбина маршевого дви-
гателя должна работать в достаточно большом диапазоне частоты
вращения, определяемом соотношением
ИМ.х/ИП.Х ® \/'^М.х/-^П.Х)
где пм.х, пп.х - частота вращения винта (силовой турбины маршево-
го двигателя) на режимах маршевого и полного хода соответственно;
^м.х, Mi.x - мощность маршевого двигателя на маршевом режиме и
суммарная мощность форсажного и маршевого двигателей на режи-
ме полного хода соответственно.
Высокий КПД силовой турбины маршевого двигателя при из-
менении частоты вращения винта можно обеспечить, во-первых, со-
ответствующим проектированием проточной части и, во-вторых, с
помощью двухскоростной зубчатой передачи (с изменяющимся пере-
даточным числом).
Если на режиме маршевого хода не работает форсажная уста-
новка, а на режиме полного хода не работает маршевая установка,
то для этого случая должна быть предусмотрена возможность от-
ключения неработающих силовых турбин от редуктора при помощи
разобщительных муфт.
Одним из вариантов газо-газотурбинной установки является
установка с работой маршевой и форсажной ГТУ на отдельные вин-
ты. При этом на режиме маршевого хода форсажная установка не
553
работает, а на режиме полного хода маршевая установка может ра-
ботать совместно с форсажной или может быть отключена. Замеча-
ния об установке разобщительных муфт и о проектировании проточ-
ной части силовой турбины маршевого двигателя в данном случае
сохраняются.
Комбинированные установки с ДВС и ГТУ применяются на бы-
строходных судах сравнительно малого водоизмещения, плавающих
большую часть времени на режимах малых скоростей. ДВС рабо-
тает на малых ходах; на полных ходах работает ГТУ вместе с ДВС
или только ГТУ.
В таких комбинированных установках ГТУ и ДВС могут ра-
ботать или на один винт через общий редуктор, или на отдельные
винты. В любом случае в схеме установки должны быть предусмо-
трены разобщительные муфты, отсоединяющие неработающие дви-
гатели от винта.
Мощность ДВС должна соответствовать заданной скорости на
малом ходу с учетом торможения судна от неработающих винтов.
Особенности выбора схем для ГТУ, работающих в составе рас-
смотренных комбинированных установок, аналогичны особенностям
при выборе схемы форсажной ГТУ.
Наиболее целесообразным типом комбинированных судовых ГПУ
служит установка с утилизацией теплоты отработавших в ГТУ
газов. В такой установке на выпуске ГТУ располагается котел-
утилизатор конвективного типа. Пар из котла направляется в тур-
бину, которая или передает мощность на винт через общий с ГТУ
редуктор, или приводит в действие один из компрессоров, включен-
ных в цикл ГТУ (рис. 3.78). По сути такая установка представляет
собой газопаровую установку с разделенными контурами.
Применение котла-утилизатора вместо регенератора позволяет
сохранить прямоточность конструкции ГТУ и получить известные
преимущества прямоточной схемы в отношении малых потерь да-
вления рабочих сред. Однако установка заметно усложняется, во-
первых, из-за появления другого рабочего тела и, во-вторых, из-за
системы водоподготовки.
Если температуру газа перед котлом-утилизатором принять
равной температуре Ту газа за ТНД, то относительная мощность
Nn.-r/Ne паровой турбины (в долях от мощности ГТУ) может быть
найдена из выражения
-Уп.т
CpGy.yn
fcn
(Тт - Ту)77Л77к-у7/с,
554
Рис. 3.78. Принципиальные схемы комбинированных
ГПУ с передачей мощности паровой турбины на винт
(а) и с использованием мощности паровой турбины
для привода КНД ГТУ (б):
1 - котел-утилизатор; Z - подогреватель питательной воды
(экономайзер); 3 - деаэратор; 4 ~ питательный насос; 5 - ка-
мера сгорания; 6 - компрессорная турбина; 7 - компрессор;
8 - паровая турбина; 9 - конденсатор; 10 - конденсатный на-
сос; 11 - турбина винта; 1Z - КНД; 13 - воздухоохладитель
(не обязателен); 14 - КВД
где Ср - средняя теплоемкость газа в интервале температур Ту —Ту
Съ.уа ~ удельный расход воздуха в цикле ГТУ; ка > 1 - коэффици-
ент, учитывающий расход пара на собственные нужды паросиловой
части ГТУ и на общесудовые нужды; tjr = (г’о — »к.а)/(*0 — q) ~ КПД
цикла Ренкина; т/к-у - КПД котла-утилизатора; т]е = ’/«’Ум’/ред (’Zi _
внутренний КПД паровой турбины; т?м - механический КПД паро-
вой турбины; т/ред ~ КПД редуктора, посредством которого паровая
турбина связана с потребителем мощности); гк.а ~ энтальпия пара в
конце адиабаты расширения в паровой турбине.
Расчеты показывают, что с увеличением степени повышения да-
вления в цикле ГТУ относительная мощность паровой турбины зна-
чительно снижается (например, в среднем в два раза при увеличении
степени повышения давления с 4,5 до 10).
555
Рис. 3.79. Схема ГТА М25:
1 - ГТД; & - паровая турбина; 3 - редуктор; 4 ~ котел-
утилизатор; 5 - конденсатор; 6 - питательный насос
Если удельный расход топлива на единицу мощности ГТУ в ком-
бинированном цикле равен се, то соответствующее значение удель-
ного расхода топлива на единицу суммарной мощности газотурбин-
ной и паротурбинной частей этой установки может быть найдено из
выражения
(се)“”6 = 1+(М»,)'
где отношение Na,T/Ne определяется из предыдущей формулы.
По схеме с теплоутилизационным контуром изготовлен главный
ГТА М25 для ролкера “Капитан Смирнов” (см. 11.1). Принципи-
альная тепловая схема ГТА этого типа представлена на рис. 3.79.
На судне предусматривается перекрестная работа ГТД и паровой
турбины: в случае неполной загрузки или при пониженной скорости
судна на номинальной мощности работают ГТД на одном борту и
паровая турбина на другом борту судна.
ГТД состоит из семиступенчатого КНД, девятиступенчатого
КВД, трубчато-кольцевой камеры сгорания и двухступенчатой ТНД,
крутящий момент которой через упругую муфту передается редук-
тору.
Утилизационный парогенератор в сечении имеет прямоуголь-
ную форму и расположен над газоотводной улиткой ГТД.
Отличительной особенностью установки является ее реверсив-
ность: в ней обеспечивается реверс за счет изменения направления
556
вращения турбины винта путем перераспределения потока газов ре-
версивными органами. Паровая турбина при этом автоматически
отключается от редуктора, а пар от котла-утилизатора сбрасыва-
ется в конденсатор. Главный ГТА обладает высокой ремонтоспо-
собностью: за 2 - 3 ч в условиях эксплуатации может быть заменен
любой навешенный агрегат ГТД (коробка приводов, топливный и
масляный насосы и др.). Предусмотрена возможность полной заме-
ны ГТД одним из двух запасных силами команды за 48 ч.
Главные ГТА полностью автоматизированы и могут эксплуати-
роваться без постоянной вахты в машинном отделении. Пуск, оста-
новка, управление главным ГТА, а также контроль за его работой
осуществляются при помощи системы дистанционно-автоматическо-
го управления из рулевой рубки и поста дистанционного управления.
При повышении температуры газа перед турбиной ГТД мо-
жет быть значительно снижен удельный расход топлива: уже при
Тр = 1220 К сс < 207 г/(кВт-ч) при оптимальных параметрах те-
плоутилизационного контура.
Использование авиационных ГТД для судов
Использование в корабельной энергетической установке двигате-
лей, предназначенных для самолетов, вызывает проблемы, которые
не могли быть рассмотрены в первоначальном проекте авиационного
двигателя. Для эффективной передачи мощности на винт необходи-
мо предусмотреть в установке свободную силовую турбину. Сделать
это можно одним из следующих способов:
1) турбокомпрессорный блок турбореактивного двигателя при-
менять как генератор газа, а вместо реактивного сопла устанавли-
вать дополнительно изготовленную силовую турбину с диффузором,
передающую мощность винту через редуктор (рис. 3.80, а);
2) авиационный одновальный турбовинтовой двигатель преобра-
зовать в судовой ГТД путем выделения последних (одной или двух)
ступеней турбин в кинетически не связанную с турбокомпрессорным
блоком свободную турбину винта (рис. 3.80, б);
3) двухкаскадный двухконтурный турбореактивный двигатель
преобразовать в судовой путем выделения части ступеней ТНД для
создания дополнительной свободной турбины винта (рис. 3.80, в) или
путем замены реактивного сопла силовой турбиной.
При переделке авиационных двигателей в судовые за расчет-
ный режим работы может быть принят номинальный режим работы
557
Рис. 3.80. Схемы преобразования авиационных ВРД в судовые:
1 - входное устройство; Z, 8 - компрессоры; 3 - камера сгорания; 4, 9 -
турбины компрессоров; 5 - диффузорный выпускной патрубок; 6 - редук-
тор; 7- турбина винта
авиационного двигателя. Для увеличения ресурса исходного двига-
теля при сравнительно небольшом уменьшении экономичности наи-
более целесообразно одновременно уменьшить Тр и частоту враще-
ния турбокомпрессорного блока.
Для быстроходных судов больших водоизмещений может ока-
заться целесообразной компоновка нескольких турбокомпрессорных
блоков реактивных двигателей с одной силовой турбиной.
Кроме изменений в силовой схеме двигателя необходимо преду-
смотреть меры для обеспечения удовлетворительной работы ГТД
в морских условиях: установку сепараторов влаги и фильтров при
входе в двигатель, применение покрытий для деталей компрессора и
устройств для периодической чистки компрессора от отложений, а
также усиление подшипниковых узлов.
Выбор типа и конструкции основных узлов
Компрессоры. В главных судовых установках применяются
практически только осевые компрессоры.
Компрессоры целесообразно проектировать, используя в каче-
стве прототипов образцы, уже построенные, испытанные и исследо-
ванные в широком диапазоне изменения режимов. Использование
снятых при натурных испытаниях универсальных характеристик
компрессоров дает возможность наиболее достоверно определить ха-
рактеристики всей установки в начальной стадии проектирования.
558
При отсутствии справочных данных для конкретных условий
компрессоры проектируют заново методами, изучаемыми в курсах
теории и проектирования компрессорных машин, в том числе мето-
дами полного и частичного моделирования.
В качестве прототипов для транспортных установок вообще и
судовых в частности рекомендуется выбирать такие компрессоры, у
которых зона наибольших значений КПД на универсальной характе-
ристике лежит несколько ниже изолиний максимальных частот вра-
щения. В этом случае КПД компрессора незначительно изменяется
по сравнению с расчетным значением.
Наиболее целесообразным типом компрессора для вспомогатель-
ных и приводных ГТУ при мощностях до 400 кВт являются центро-
бежные, а при мощностях свыше 400 кВт - осецентробежные ком-
прессоры.
Турбины. В главных судовых установках используются лишь
осевые турбины, имеющие, как правило, высокие КПД (до 88 - 92 %).
За последней ступенью турбины часто требуется устанавливать
компактный и эффективный диффузор, поскольку скорость газа на
выходе из турбины может достигать 200 - 250 м/с. Высокие требо-
вания предъявляются также к аэродинамическим качествам коль-
цевых переходных каналов между турбинами в двухвальной или
трехвальной ГТУ, а также между газогенератором и силовой тур-
биной в судовых ГТУ, преобразованных из авиационных. Силовая
турбина в таких ГТУ, как правило, проектируется и изготовляется
специально.
Центростремительные турбины находят применение во вспомо-
гательных и приводных ГТУ мощностью до 150 - 200 кВт.
Камеры сгорания. При проектировании камер сгорания совре-
менных судовых ГТУ с большим сроком службы удельную объем-
ную теплонапряженность, т.е. основной параметр, определяющий
массу и габаритные размеры камеры, можно принимать в пределах
210-420 кДж/(м3-ч-Па), а для ГТУ с малым сроком службы - в
пределах 500- 1300 кДж/(м3-ч-Па).
Для судовых ГТУ можно использовать кольцевые, трубчато-
кольцевые, секционные (многотрубчатые) и индивидуальные каме-
ры сгорания. Выбор камеры сгорания и ее компоновка на двигате-
ле (встроенная, выносная) зависят от схемы ГТУ и от требований,
предъявляемых к камере. Кольцевые, трубчато-кольцевые и сек-
ционные камеры сгорания получили наибольшее распространение в
судовых ГТУ благодаря компактности и легкости. Индивидуальную
камеру сгорания можно выполнять как встроенной, так и выносной.
559
Ее целесообразно применять в тех случаях, когда судовая ГТУ реге-
неративная, т.е. при нарушении принципа прямоточности, а также
если имеется ограничение по длине ГТУ. В последнем случае, при
достаточно высоком машинном отделении, камеру сгорания можно
устанавливать вертикально, что наряду с сокращением длины ГТУ
облегчает доступ к ее основным элементам.
Регенераторы. Это наиболее тяжелые и громоздкие элементы
ГТУ, поэтому к поверхности нагрева предъявляют ряд жестких тре-
бований: высокая теплотехническая эффективность, обеспечиваю-
щая малую массу и габаритные размеры; низкая засоряемость про-
дуктами сгорания топлива; удобство компоновки в составе ГТУ; спо-
собность выдерживать высокие перепады давления между рабочими
органами; возможность механизации изготовления и низкая стои-
мость.
В наибольшей степени комплексу предъявляемых требований
отвечают поверхности нагрева, состоящие из оребренных трубок. В
ГТУ, к которым предъявляются повышенные требования по массе и
габаритным размерам, целесообразно применять пластинчатые ре-
генераторы. При расчетах следует учитывать загрязнение поверх-
ности регенераторов и принимать ее площадь с запасом в 25 % по
сравнению с расчетным значением.
Воздухоохладители. В судовых ГТУ используются трубчатые
воздухоохладители, поверхность теплообмена которых составляют
круглые трубы; трубчато-пластинчатые, состоящие из сплющенных
труб и припаянных к ним пластин, и воздухоохладители с оребрен-
ными овальными трубками. В воздухоохладителях всех типов охла-
ждающая забортная вода движется внутри труб, а охлаждаемый
воздух омывает трубы снаружи, обычно в направлении, перпенди-
кулярном к их осям.
Условия работы деталей воздухоохладителей в морской воде
требуют применения специальных коррозионно-стойких материалов
(мельхиора для трубок, латуни для трубных досок и т.п.), покрытий
(например, бакелитового для крышек) и специальных конструкцион-
ных мер (установки протекторов).
ГТУ являются источниками вредного для здоровья обслужи-
вающего персонала высокочастотного шума. Для снижения уров-
ней шума до допустимых норм требуется установка специальных
устройств. В помещениях управления ГТУ допустимые уровни зву-
кового давления (в децибелах) в октавных полосах частот со средне-
геометрическими частотами от 63 до 8000 Гц, а также уровни звука
и эквивалентные уровни звука в “децибелах А” регламентируются
соответствующим ГОСТом.
560
Для ГТУ характерны шумы аэродинамического и механического
происхождений. Шум аэродинамического происхождения возникает
вследствие стационарных и нестационарных процессов в воздухе и
продуктах сгорания во всем аэродинамическом тракте от воздухоза-
борного устройства до выпуска отработавших продуктов сгорания.
С целью снижения уровня шума этого вида применяют различные
средства во входных и выпускных устройствах ГТУ. Любое изме-
нение направления течения в тракте от места всасывания воздуха
до двигателя - мера, часто применяемая по другим причинам, -
способствует ослаблению звука. Эффективной для снижения уров-
ня шума в окружающем пространстве является установка решетки
из толстых пластин, изготовленных из плотных (до 90 кг/м3) во-
локнистых материалов (синтетического волокна, войлока и т.п.) и
защищаемых снаружи перфорированными металлическими листами
и проволочной сеткой. Такая решетка может быть установлена во
впускном тракте. В выхлопные газопроводы ставят глушители тор-
педообразной формы (рис. 3.81), которые перекрывают центральную
Рис. 3.81. Газовыпускной тракт ГТУ судна
“Евролайнер”:
1 - подвод первичного (рабочего) воздуха; 2 -
подвод вторичного воздуха системы охлаждения;
3 - глушители шума; 4 ~ вентилятор
561
часть тракта и создают дополнительные объемы для поглощения
звука. Шумопоглощающие материалы для газовыпускного тракта
выбирают более стойкими к высокой температуре газа и также за-
щищают листами для предотвращения эрозии.
Одно из достоинств регенеративных ГТУ - теплообменник в них
является глущителем и частично решает проблему шумоглушения
совместно с решением проблемы снижения температуры отработав-
ших газов.
Целям глушения шума и снижения температуры отработавших
газов служит котел-утилизатор, располагаемый за турбиной в вы-
хлопном тракте (как в установке судна “Капитан Смирнов”).
Для предотвращения распространения шума механического про-
исхождения, возникающего из-за вибрации ГТУ и агрегатов вспомо-
гательных систем, применяют упругие амортизаторы, а также гиб-
кие вставки в трубопроводах и воздуховодах, подведенных к двига-
телю.
Для уменьшения уровня шума и снижения теплового излучения
самого ГТД применяют звукоизолирующие кожухи (рис. 3.82). Ко-
жухи покрывают изнутри звукоизолирующим материалом и снабжа-
ют вентиляцией.
Рис. 3.82. Компоновка судовой ГТУ в кожухе:
1 - звукоизолирующая воздухоприемная камера; 2 - съемная противопо-
жарная переборка (для выемки газогенераторной части ГТУ); 3 - венти-
ляция кожуха генератора газа; 4 ~ газовыпускной патрубок; 5- крепежные
опоры (с обеих сторон); 6 - входная дверь с звукоизолирующим кожухом
газогенератора
562
С целью повышения коррозионной стойкости двигателей уста-
навливают специальные сепараторы влаги во входном воздушном
канале, покрывают детали специальными лаками и красками, про-
мывают проточные части водой с различными твердыми и моющими
присадками, паром и т.д.
11.5. Особенности проектирования локомотивных ГТУ
Типы передач локомотивов
В энергетическую схему газотурбовоза или турбопоезда входят
ГТД со всеми необходимыми для его функционирования система-
ми (топливной, регулирования и др.) и передача (совокупность
устройств, передающих мощность от вала турбины колесам, осуще-
ствляющих реверсирование локомотива, динамическое торможение
и другие чисто транспортные функции).
Локомотивные передачи могут быть трех типов: электрические,
гидравлические и механические.
Электрические передачи постоянного и переменно-постоянного
тока и гидравлическая передача преобразуют крутящий момент; ме-
ханическая и электрическая передачи переменного тока не преобра-
зуют крутящий момент и относятся к “жестким” передачам.
Наибольшее распространение в настоящее время получила элек-
трическая передача постоянного тока, но она практически достиг-
ла своего предела по агрегатной мощности, имеет большую массу,
сложные коллекторные машины и требует большого расхода меди.
Гидравлическая передача, обладая рядом преимуществ по срав-
нению с электрической передачей постоянного тока (малая масса,
отсутствие меди и др.), имеет меньший КПД и требует дополни-
тельных теплообменников для охлаждения рабочей жидкости.
В последнее время на тепловозах получила распространение пе-
редача переменно-постоянного тока (синхронный генератор перемен-
ного тока - полупроводниковый выпрямитель - тяговый двигатель).
Синхронный генератор имеет больший КПД, высокую надежность,
меньшую массу и малые размеры, но на осях локомотива сохраня-
ются электродвигатели постоянного тока.
ГТД со свободной тяговой турбиной позволяет использовать
жесткие передачи. Для локомотивов большой мощности перспек-
тивна передача переменного тока (синхронный генератор трехфаз-
ного тока, соединенный с валом тяговой турбины, и короткозамкну-
тые асинхронные тяговые двигатели, соединенные через редуктор
с движущими колесами). Отсутствие коллекторов у электрических
563
машин, меньшая масса на единицу мощности, простота и меньшая
стоимость делают эту передачу более выгодной по сравнению с пе-
редачей переменно-постоянного тока.
Для одновальных ГТД наиболее подходящей является электри-
ческая передача постоянного тока. Двухвальный ГТД может при-
меняться в газотурбовозах с механической передачей. КПД такой
передачи может достигать 92 %, а стоимость в 10-20 раз меньше
стоимости передачи постоянного тока.
Выбор способа обеспечения заднего хода газотурбовоза зависит
от типа передачи. Наиболее естественным способом обеспечения
заднего хода газотурбовоза с электрической передачей постоянного
тока является реверсирование тяговых двигателей.
При изменении направления вращения вала электродвигателя
момент не изменяется, поэтому газотурбовоз имеет единую тяговую
характеристику для обоих направлений движения.
Задний ход газотурбовоза с механической передачей можно осу-
ществлять различными способами: во-первых, специальным двига-
телем для маневров и заднего хода, передающим мощность через
общий редуктор на ведущие оси и соединенным с редуктором спе-
циальной муфтой, отсоединяющей вспомогательный двигатель при
прямом ходе; во-вторых, реверс-редуктором, позволяющим менять
направление движения локомотива. При наличии регулируемого
соплового аппарата у тяговой турбины торможение и задний ход осу-
ществляются поворотом лопаток регулируемого соплового аппарата.
При применении гидравлической передачи задний ход обеспечивает-
ся передачей.
Выбор схемы и параметров
ГТУ выпущенных отечественных и зарубежных газотурбовозов
были выполнены по простейшей одновальной схеме с электрической
передачей постоянного тока*. Экономичность такой ГТУ сильно за-
висит от нагрузки. Так, КПД установок простейшей схемы у газо-
турбовозов был около 20 %, а при 50 %-ной нагрузке он снижался до
14 - 15 % и ниже, что заметно ухудшало экономические показатели
газотурбовоза.
* По такой схеме на КТЗ был выполнен, например, локомотивный ГТД. Кон-
струкционные особенности двигателя описаны во многих источниках, в частности в
кн.: Манушин Э.А. Газовые турбины - проблемы и перспективы. М., 1986.
564
Существенное улучшение экономичности локомотивной ГТУ на
расчетных и переменных нагрузках может быть достигнуто услож-
нением цикла при введении регенерации, промежуточного охлажде-
ния и промежуточного подогрева (в различных сочетаниях) и повы-
шением начальной температуры и давления газа в цикле при исполь-
зовании охлаждения элементов турбин.
Промежуточное охлаждение и промежуточный подогрев при до-
статочно больших мощностях ГТУ заметно уменьшают расход воз-
духа через двигатель по сравнению с ГТУ простейшего цикла и ГТУ
с регенерацией, что благоприятно сказывается на габаритных раз-
мерах и массе ГТД и не влияет на КПД узлов из-за уменьшения
размеров лопаток. Расчеты показывают, что для цикла с одним
промежуточным воздухоохладителем ( = 1 и одной камерой сгора-
ния z = 1 расход воздуха через ГТУ будет в 1,6- 1,7 раза меньше,
чем для простейшего цикла. При температуре Тр = 1173 К КПД
локомотивной ГТУ с ( = 1 и 2 = 1 может быть доведен до 32 - 33 %.
При этом площади теплообменных поверхностей воздухоохладителя
значительно меньше, чем площади поверхностей регенератора в ГТУ
такой же мощности. Экономичность ГТУ такой схемы на частичной
мощности можно получить не ниже экономичности ГТУ с регене-
ратором, а при выборе соответствующей программы регулирования
КПД ГТУ на режимах от Nemax до 0,35 Nemax может оставаться
почти постоянным и высоким (30 - 35 %) и иметь максимум (около
35 %) не при TVemax, а при 0,8 Ne max*
Дальнейшее усложнение цикла увеличивает КПД ГТУ и умень-
шает расход воздуха. Так, при ( = 2 и z = 2 расход воздуха на
одну и ту же мощность будет в 2,3 - 2,4 раза меньше, чем в ГТУ
простейшей схемы.
Анализ принципиальных схем трехвальных ГТУ, в которых
можно осуществить усложнение цикла, показал, что наиболее це-
лесообразно применять двухкомпрессорные однопоточные схемы, в
которых приводом КНД служит ТНД, а приводом КВД-ТВД.
При условии разработки компактного, легкого и надежного ре-
генератора его применение позволит поднять экономичность ГТУ на
частичных нагрузках. Однако удельная масса ГТУ с регенератором
возрастает примерно в 1,5 раза.
Проектные проработки конструкторов КТЗ показали возмож-
ность создания локомотивных ГТУ сложных схем (с промежуточным
565
охлаждением, промежуточным подогревом и регенерацией) мощно-
стью свыше 5500 кВт в одной секции и размещения таких ГТУ в
локомотиве (рис. 3.83).
Однако наиболее эффективным путем повышения экономично-
сти ГТУ при одновременном уменьшении расхода воздуха при за-
данной мощности является увеличение температуры газа Тр и рост
степени повышения давления. При этом высокие КПД могут быть
получены в ГТУ сравнительно простых термодинамических циклов
и схем.
В качестве силовых установок скоростных пассажирских тур-
бопоездов зарубежные фирмы используют ГТД, созданные на базе
авиационных (вертолетных) двигателей. Такие двигатели в боль-
шой степени соответствуют требованиям, предъявляемым к данно-
му виду тяги. ГТД, преобразованные из вертолетных, выполняются
двухвальными со свободной силовой турбиной и с достаточно вы-
сокими начальными параметрами газа. Перспективные двигатели
такого типа могут иметь се и 0,240.. .0,270 кг/(кВт-ч) на номи-
нальном режиме, но зависимость КПД от нагрузки останется резко
выраженной.
Выбор типа и конструкции основных узлов
Компрессоры. Наиболее целесообразным типом являются осе-
вые компрессоры. Центробежные компрессоры могут быть приме-
нены в ГТД сравнительно небольшой мощности, например в ГТД
для маневровых локомотивов. При малых и средних мощностях ло-
комотивных ГТД может оказаться целесообразным применение осе-
центробежного компрессора.
Турбины. В локомотивных ГТД используют лишь осевые турби-
ны. При проектировании свободных тяговых турбин локомотивных
ГТД необходимо учитывать особенности, связанные с их работой на
переменном режиме, и предусматривать меры для улучшения тя-
говых свойств ГТД: принцип разделения двух основных режимов
- максимальной мощности, для которого выполняют основной га-
зодинамический расчет проточной части, и максимальной частоты
вращения, для которого ГТУ рассчитывают на прочность; примене-
ние профилей лопаток с увеличенными радиусами входных кромок;
увеличение числа ступеней и др.
В некоторых случаях в качестве тяговых турбин в ГТД малой и
средней мощности возможно применение центростремительных ра-
диальных турбин, позволяющих легко осуществить конструкцию по-
воротного соплового аппарата.
566
567
Рис 3.83. Продольный разрез одного нз вариантов трехвального локомотивного ГТД
мощностью 4420 — 5550 кВт конструкции КТЗ:
1 — КНД; 2 - ТНД; 3 - тяговая ТСД; 4 — камера сгорания низкого давления (четырехсекционная); 5 - ТВД ;
6 - камера сгорания высокого давления; 7 - регенератор (пятисекционный пластинчатый противоточный); 8 - КВД
Камеры сгорания. Встроенные камеры в условиях компоновки
на локомотиве, где наиболее жесткими являются габаритные огра-
ничения самого вагона, более предпочтительны, и, кроме того, они
сохраняют прямоточность двигателя, что позволяет получать при-
емлемые гидравлические сопротивления. Удельную объемную те-
плонапряженность камер сгорания локомотивных ГТУ можно выби-
рать в пределах 420- 1300 кДж/(м3-ч-Па).
Теплообменные аппараты. Наиболее полно требованиям к реге-
нераторам локомотивного ГТД удовлетворяют пластинчатые тепло-
обменники с высокими коэффициентами компактности (до 300 м2/м3
и более).
Для воздухоохладителей целесообразно применять пластинча-
тую или трубчато-пластинчатую поверхности с круглыми или
овальными трубками.
11.6. Особенности проектирования ГТД
колесных и гусеничных машин
Типы передач колесных и гусеничных машин
В ТЗ на проектирование двигателя этого типа указывается его
назначение, расчетная мощность и закон регулирования, ресурс, до-
пустимый удельный расход топлива на основных эксплуатационных
режимах, размеры моторного отделения, некоторые маневренные ка-
чества и т.д.
При проектировании двигателя выбор схемы увязывают с вы-
бором типа передачи мощности на ведущие колеса и способа обеспе-
чения заднего хода.
Наибольшее применение для АГТД находит механическая пере-
дача. Механическая передача обычно состоит из двух узлов: ре-
дуктора, включаемого между валом тяговой турбины и первичным
валом коробки передач, и самой коробки передач. Механическая пе-
редача характеризуется высоким КПД, компактностью, сравнитель-
ной конструкционной простотой и малой стоимостью. Однако она
не обеспечивает непрерывного изменения передаточного отношения
между валом двигателя и ведущим колесом, а потому не может быть
применена с одновальным АГТД. Действительно, как следует из
рис. 3.84, а, с увеличением нагрузки (и соответствующим снижени-
ем частоты вращения вала одновального ГТД) крутящий момент на
его валу уменьшается вплоть до остановки двигателя. Одновальный
ГТД на машинах наземного транспорта применяться может, если со-
единенная с ним трансмиссия обеспечивает непрерывное изменение
568
Рис. 3.84. Характеристики одновального (а) и двухваль-
ного (б) АГТД:
1,2- ступени в коробке передач ГТД; I - IV - ступени в коробке
передач ДВС
передаточного отношения. Как правило, такая механическая транс-
миссия получается сложной и дорогостоящей, она усложняет систему
регулирования двигателя и управления машиной.
Иное протекание зависимости Ме — Ме(пт.с), чем у одноваль-
ных ГТД, характерно для двухвальных (и трехвальных) двигате-
лей (рис. 3.84, б). Если нагрузка на двигатель Мсопр возрастает, то
частота вращения силового вала пт.с уменьшается, а Ме на валу
силовой турбины увеличивается, что позволяет преодолеть возрос-
ший момент сопротивления. При трогании с места газогенератор
двухвального ГТД может работать на максимальном режиме, при
котором расход газа через силовую турбину, давление и температу-
ра газа перед ней максимальны.
Кроме механической, с АГТД может быть применена гидравли-
ческая передача. Она имеет сравнительно низкий КПД, но может
быть связана с одновальным ГТД.
В ряде случаев (например, для тяжелых автомобилей-самос-
валов грузоподъемностью порядка 100 т) возможно использование
электрической передачи постоянного тока. В этом случае тяговые
электродвигатели передают мощность непосредственно на ведущие
колеса автомобиля.
Задний ход экипажа с ГТД можно обеспечить или реверсирова-
нием двигателя, или реверсированием передачи. Реверсивный дви-
гатель включает тяговую турбину с регулируемым сопловым аппа-
ратом. Торможение можно выполнить с помощью специальной муф-
ты, устанавливающей связь между турбиной компрессора и тяговой
569
турбиной, с целью использования компрессора двигателя для гаше-
ния мощности торможения. При этом подача топлива к форсункам
прекращается. При нереверсивном двигателе задний ход экипажа
можно осуществить специальной передачей заднего хода в коробке
передач, кроме того, в этом случае необходима специальная муфта,
поглощающая кинетическую энергию вращающегося ротора тяговой
турбины.
Выбор схемы и параметров
Созданные и проектируемые АГТД отличаются от транспорт-
ных ГТД других типов большим разнообразием кинематических
схем, термодинамических циклов, их основных параметров (Тр и
7гк) и способов их практической реализации.
Все ГТД, спроектированные как автомобильные (не на базе дви-
гателей других типов, например авиационных), работают по циклу
с регенерацией теплоты отработавших газов. Регенерация осуще-
ствляется путем установки на двигатель теплообменника рекупера-
тивного или регенеративного типа. Рекуператоры (которые часто
называются стационарными теплообменниками) применяются, как
правило, на АГТД сравнительно большой мощности; регенераторы
(их обычно называют вращающимися теплообменниками) использу-
ются на двигателях малой мощности (см. табл. 3.22, 3.23).
Применением регенерации теплоты АГТД существенно отлича-
ются от транспортных ГТД других типов. АГТД практически не
имеет иных возможностей для повышения экономичности на мак-
симальной мощности и - что еще более существенно - на режимах
частичных нагрузок.
Термодинамическое совершенствование АГТД идет путем по-
стоянного повышения параметров цикла, прежде всего - его макси-
мальной температуры Тр (рис. 3.85). Увеличивается одновременно
и степень повышения давления в цикле тгк (рис. 3.86), однако это по-
вышение менее заметно, что объясняется, во-первых, уменьшением
оптимальных по КПД ГТД значений тгк при введении регенерации и,
во-вторых, широким применением в качестве теплообменных аппа-
ратов, в которых осуществляется регенерация, вращающихся тепло-
обменников в АГТД многих типов. Вращающиеся теплообменники
не применяют при тгк > 4,5... 5,0 из-за сложности создания при
больших 7ГК эффективных уплотнений, разделяющих воздушную и
газовую полости. Перетекание воздуха в газ приводит к снижению
КПД двигателя - тем большему, чем больше утечки. Полное от-
сутствие перетеканий не может обеспечить ни одно уплотнение, но
570
Рис. 3.85. Изменение начальной температуры газа
Тр в зависимости от года начала выпуска АГТД мощ-
ностью 550 - 1500 кВт (а) и 200 - 550 кВт (б):
1 - неохлаждаемые турбины; 2 - охлаждаемые турбины;
3 - керамические турбины
Рис. 3.86. Изменение степени повышения давления
тг, в зависимости от года начала выпуска АГТД мощ-
ностью 550 - 1500 кВт (а) и 200 - 550 кВт (б):
1 - ГТД без теплообменника; 2 - ГТД с теплообменником
утечки в количестве 3 - 5 % считаются допустимыми. При увеличе-
нии 7ГК выше указанных значений они становятся недопустимо боль-
шими.
В АГТД с теплообменниками стационарного типа значения 7ГК
обычно существенно выше. Для опытных АГТД большой мощности
тгк = 7... 13.
АГТД - это двигатели малых размеров, и повышение Тр и 7ГК
в них приводит при определенной мощности к уменьшению расхода
воздуха и, как следствие, к уменьшению КПД узлов и двигателя. К
тому же освоение высоких температур Тр путем применения эффек-
тивного охлаждения, без которого в настоящее время не выполняется
571
практически ни один из стационарных и транспортных ГТД боль-
шой мощности, принципиально затруднено в малоразмерных АГТД.
Поэтому на протяжении последних 15 лет максимальная температу-
ра газа в АГТД даже относительно большой мощности не превыша-
ла 1450 К. (Для сравнения отметим, что в серийных авиационных
ГТД уже в настоящее время Тр = 1650 К.) В АГТД меньшей мощ-
ности применение таких значений Тр возможно в основном лишь
при разработке керамических деталей.
На переменных режимах, на которых АГТД работают большую
часть времени, экономичность и транспортные качества двигателей
в значительной степени определяются компоновкой валов и характе-
ристиками узлов, включая нагрузку. Особенности АГТД как транс-
портных двигателей требуют тщательного выбора кинематической
схемы, причем применение различных передач позволяет значитель-
но расширить этот выбор. Практикой автомобильного газотурбо-
строения накоплен большой опыт создания АГТД различных схем:
одно-, двух- и трехвальных. Рассмотрим наиболее перспективные
из них.
К достоинствам одновальных АГТД (рис. 3.87, а) относятся про-
стота конструкции, сравнительно низкая стоимость и достаточная
Рис. 3.87. Некоторые схемы АГТД:
В - вход воздуха в компрессор; ВО - воздухоохладитель; Н - нагрузка; ОГ -
выход отработавших газов; П - трансмиссия; Р - теплообменник-регенератор
(рекуператор); Т - турбина; ТК - турбина компрессора; СС - система связи
валов; ТС - силовая турбина
572
Рис. 3.88. Общий вид АГТД AGT-101:
1 - матрица теплообменника; 2 - корпус турбины; 3 - ротор турбины; 4 ~ сопловой
аппарат турбины; 5 - задний корпус турбины; 6 - внутренняя стенка патрубка; 7 -
наружная стенка патрубка; 8 - камера сгорания
приемистость; недостатки их указаны выше. В качестве примера
современного одновального АГТД можно привести двигатель AGT-
101 (см. табл. 3.22 и рис. 3.88).
Коэффициент приспособляемости т двух- и трехвальных
АГТД (рис. 3.87, б и в соответственно) без каких-либо дополнитель-
ных конструкционных мер достигает 2 - 2,5. Это значительно боль-
ше, чем у ДВС, что позволяет использовать механическую транс-
миссию относительно простой конструкции, например с уменьшен-
ным примерно в два раза числом ступеней в коробке передач (см.
рис. 3.84), и упростить управление машиной.
573
Одна из трехвальных схем АГТД приведена на рис. 3.87, в. В
ней имеются два газогенератора: низкого давления (состоит из КНД
и ТНД) и высокого давления (состоит из КВД и ТВД), а также сво-
бодная ТСД. Двигатели такой схемы имеют высокий коэффициент
приспособляемости и лучшее протекание зависимости се = се(Ае)
благодаря тому, что при торможении ТСД повышается частота вра-
щения ротора ТНД и соответственно расход воздуха в ГТД, а так-
же крутящий момент на валу ТСД. К их недостаткам относятся
конструкционная трудность отбора мощности с вала ТСД (по ходу
процесса расширения), повышенные потери давления с воздушной
стороны из-за увеличенного расстояния между КНД и КВД и боль-
шой длины трубопроводов.
Рис. 3.89. Схема проточной части серийного АГТД AGT-1500:
1 - входной направляющий аппарат КНД; 2 - передний подшипник вала низкого
давления; 3 - КВД; 4 ~ ротор ТВД; 5 - ротор ТНД; 6 - ротор силовой турбины;
7 - газ с Тр = 870 К; 8 - планетарный редуктор; 9 - теплообменник; 10 - воздух
с = 1144 МПа и Тв* = 840 К; 11 - регулирующий сопловой аппарат силовой
турбины; 12- воздух с р* = 1, 47 МПа и Т,‘ — 747 К; 13-индивидуальная камера
сгорания
Более простым является двигатель, выполняемый по схеме, при-
веденной на рис. 3.87, г (по такой схеме выполнен, например, серий-
ный двигатель AGT-1500, рис. 3.89). В двигателе такой схемы, как
и в двигателе, схема которого дана на рис. 3.87, в, удается полу-
чить высокие значения степени повышения давления (тгк = 14,5 в
AGT-1500) при близких к оптимальным по КПД значениях частот
не связанных между собой валов газогенераторов низкого и высо-
кого давления. Экономичность на режимах частичных нагрузок у
ГТД такой схемы получается высокой, зависимость се = се(Ае) бо-
лее пологая, чем у двухвального ГТД. Двигатель такой схемы имеет
574
хорошую характеристику Ме = Ме(пт.с), хотя она и несколько ху-
же, чем у ГТД, выполненной по схеме, приведенной на рис. 3.87, в.
АГТД, имеющие трехвальные схемы, могут работать со сравнитель-
но простыми механическими трансмиссиями.
Высокая экономичность на режимах частичных нагрузок и на
холостом ходу в двигателях практически всех схем поддерживается
путем количественного регулирования расхода рабочего тела, при
котором сохраняются высокая температура газа перед турбиной и
высокая степень повышения давления на этих режимах. Конструк-
ционно это достигается путем изменения проходных сечений в про-
точной части двигателя при повороте направляющих лопаток (как
правило, на входе в компрессор) и сопловых лопаток турбины (как
правило, силовой). Входной направляющий аппарат компрессора и
регулируемый сопловой аппарат турбины применяются в различных
сочетаниях в двигателях всех схем.
Применение входного направляющего аппарата в компрессорах
является наиболее простым способом количественного регулирова-
ния, так как поворотные лопатки и механизмы поворота располага-
ются в низкотемпературных частях двигателей.
Применение регулируемого соплового аппарата силовой турби-
ны позволяет не только улучшить экономичность на режимах ча-
стичной мощности, но и увеличить Ме$ при трогании машины, а
также осуществить торможение двигателем. Торможение проводит-
ся поворотом сопловых лопаток в сторону, противоположную напра-
влению вращения ротора силовой турбины. Вместе с тем введение
регулируемого соплового аппарата приводит к заметному (до 15 %)
возрастанию стоимости АГТД, усложняет конструкцию и эксплуа-
тацию двигателя и может привести к снижению КПД турбины на
расчетном режиме из-за утечек через зазоры в регулируемый сопло-
вой аппарат и в результате изменения степени реактивности и углов
атаки при поворотах лопаток.
Улучшение экономичности на режимах частичной мощности и
торможения двигателем обеспечивается при применении схемы, при-
веденной на рис. 3.87, д и отличающейся от обычной двухвальной
схемы лишь наличием системы соединения валов газогенератора и
силовой турбины. В такую схему введен вспомогательный вал с ра-
зобщительной муфтой. Передача мощности с одного вала на дру-
гой позволяет повысить температуру газа при входе в турбину и
улучшить экономичность двигателя на большинстве режимов рабо-
ты. На режимах торможения прекращается подача топлива в камеру
575
сгорания, включается разобщительная муфта и для торможения ис-
пользуется тормозной момент, развиваемый компрессором, который
работает в этом случае как воздушный тормоз.
Выбор типа и конструкции основных узлов
Компрессоры. В АГТД, как правило, применяются три типа
компрессоров: одноступенчатый центробежный компрессор (ЦБК)
при тг* < 5; двухступенчатый ЦБК при тг* = 7... 13 и осецентро-
бежный компрессор (ОЦБК), состоящий из одной или нескольких
осевых ступеней низкого давления и центробежной ступени высоко-
го давления, при тг* = 7 ... 13 и больших расходах воздуха.
При выборе типа компрессора конкретного двигателя учитыва-
ется, что масса и максимальный диаметр двухступенчатых ЦБК
обычно больше, чем ОЦБК. Последние имеют более сложную кон-
струкцию и высокую стоимость, так как осевая часть обычно выпол-
няется многоступенчатой. Преимуществами двухступенчатых ЦБК
по сравнению с ОЦБК являются более широкий рабочий диапазон
характеристик, большая устойчивость к воздействию пыли, попада-
ющей в двигатель, а также возможность повышения тг* без коренного
изменения конструкционной схемы двигателя.
Основными особенностями ЦБК перспективных АГТД можно
считать наличие регулируемых входных направляющих аппаратов,
выполнение лопаток рабочих колес загнутыми в направлении про-
тив вращения, высокие окружные скорости на периферии рабочего
колеса, большие значения КПД, применение алюминиевых сплавов
для изготовления рабрчих колес.
Лопатки высоконапорных осевых ступеней, применяемых в
ОЦБК, имеют малые высоты и большие хорды. Для упрощения
конструкции лопатки и диски осевых ступеней иногда выполняют
как одно целое. Окружные скорости на периферии рабочего колеса
первой ступени могут достигать 450 - 460 м/с, КПД ступеней срав-
нительно невелики.
Турбины. Преобладающим типом газовых турбин в выполнен-
ных АГТД являются осевые турбины. При мощности, максималь-
ной для АГТД этого типа, применяются почти исключительно осе-
вые турбины: двигатели AGT-1500, MTU, G-135 (см. табл. 3.23)
выполнены или спроектированы с такими турбинами; в двигателях
GT-1801 и GT-601 осевой выполнена силовая турбина.
Вместе с тем в последнее время наблюдается тенденция к более
широкому, чем ранее, применению центростремительных турбин в
576
АГТД. Это объясняется, в частности, повышением параметров газа
в АГТД всех классов мощности и соответствующим уменьшением
расхода газа. В результате этого длины лопаток осевых турбин ста-
новятся малыми и создание турбин с высокими КПД затрудняется.
В двигателях малой мощности (AGT-100 и AGT-101) турбины
выполняются центростремительными из керамического материала.
Преимущество центростремительной турбины по сравнению с
осевой заключается в ее способности срабатывать большой теплопе-
репад в одной ступени с достаточно высоким КПД; ее КПД в мень-
шей степени зависит от утечек газа через радиально-осевой зазор,
чем КПД осевой турбины; кроме того, в центростремительной тур-
бине возможно использование керамического безлопаточного сопло-
вого аппарата, конструкция и изготовление которого значительно
проще, чем керамического соплового аппарата осевой турбины.
Имеются специфические трудности при осуществлении охла-
ждения малоразмерных ГТД. Эти трудности вызваны, во-первых,
тем, что при одинаковой глубине охлаждения деталей в таких ГТД
требуются существенно большие относительные расходы охлажда-
ющего воздуха дох, чем в крупноразмерных ГТД. Например, при
внутреннем конвективном охлаждении лопаточных аппаратов, оди-
наковых температурах газа перед турбиной и допустимых темпера-
турах лопаток Тдоп, как показано В.И. Локаем, имеем
ffoxl ~ fcyrl /Гох2 \ °’25 Тдоп ~ Гох2 /(qb)1 /Rer2\0’34
<7ох2 &ут2 VToxl/ Гдоп — ТОх1/(0^)2 'Rerl'
где &yTi]2 - коэффициент утечек хладагента из системы охлажде-
ния; ТОх1,2 - температура воздуха при входе в лопатки; /(013)1,2 -
функция, зависящая от внутренней геометрии охлаждающих кана-
лов; Reri,2 - число Рейнольдса со стороны газа, рассчитанное по
хорде и параметрам при выходе из решетки (индексом “1” обозначе-
ны параметры малоразмерных, а индексом “2” - крупноразмерных
ГТД).
Оценка сомножителей приведенной формулы показывает, что
&ут1/^ут2 > 1> ТОх2/Тох1 > 1; > 1> Rer2/Reri 1и
только (Тдоп — Тох2)/(Тдоп — 7ох1) < 1- Так как в крупных турбинах
числа Рейнольдса на порядок и больше превосходят Rer в АГТД, то
при одинаковой глубине охлаждения всегда дОХ1 > 9ох2-
Во-вторых, по конструкционным и технологическим соображе-
ниям при изготовлении малоразмерных охлаждаемых лопаток при-
ходится мириться с большими отступлениями от оптимальной гео-
19 - 1746
577
метрии профиля и решеток, чем в крупноразмерных лопатках. По-
этому в ГТД мощностью до 500 - 600 кВт при температуре газа пе-
ред турбиной до 1320 К используют в основном неохлаждаемые тур-
бины. В более мощных ГТД (750- 1100 кВт) применяют охлаждае-
мые лопатки турбин. Так, в двигателе AGT-1500 при Тр = 1470 К
сопловые и рабочие лопатки первой ступени ТВД имеют конвектив-
ное воздушное охлаждение.
Заметное повышение эффективности охлаждения малоразмер-
ных турбин может быть достигнуто путем применения новых тех-
нологических методов изготовления лопаток и рабочих колес. К ним
относится, например, выполнение лопаток и рабочих колес из слои-
стых проницаемых материалов, выполнение их составными или мно-
гослойными (рис. 3.90).
Расход воздуха в малоразмерных ГТД можно уменьшить путем
предварительного охлаждения воздуха, отбираемого из компрессо-
ра и поступающего в турбину, в специальном топливовоздушном,
Рис. 3.90. Схема охлаждения многослойного рабочего колеса цен-
тростремительной турбины, изготовленного путем спекания слоев
578
масловоздушном или воздухо-воздушном теплообменниках, а также
путем впрыска какой-либо жидкости (воды, топлива и др.) в воздух.
Некоторого повышения хладоресурса воздуха можно добиться
путем его закрутки перед охлаждаемым рабочим колесом турбины.
Одним из перспективных направлений, позволяющих упростить
схемы охлаждения и уменьшить расход охлаждающего воздуха как
в малоразмерных, так и в больших турбинах, имеющих лопатки с
внутренним охлаждением, считается применение термобарьерных
покрытий.
Ввиду трудностей с осуществлением внутреннего конвективно-
го охлаждения могут быть рассмотрены системы внешнего охлажде-
ния элементов проточной части турбины отбираемым из компрессо-
ра воздухом. В системе охлаждения, показанной на рис. 3.91, вну-
треннее воздушное конвективное охлаждение лопаток (подвод охла-
ждающего воздуха показан пунктиром) сочетается с интенсивным
внешним охлаждением участка удлиненной ножки 1 лопатки. Для
интенсификации теплообмена на этом участке применены оребре-
ние 2, 3 и штырьки-турбулизаторы 4- Воздух к ножкам подается из
компрессора по каналу 5 через отверстия в стойке 6. После охлажде-
ния ротора воздух вытекает по каналу 7 через отверстия 8 в камеру
сгорания; таким образом, в этом случае осуществляется регенерация
теплоты охлаждения, благодаря чему расход охлаждающего воздуха
может быть повышен без заметного ущерба для КПД двигателя.
Рис. 3.91. Система охлаждения турбины малораз-
мерного ГТД
19’
579
Многие проблемы конструирования элементов и узлов высоко-
температурных турбин могут быть решены при применении высо-
кожаропрочных и дешевых керамических материалов. Поэтому ве-
дущие автомобильные фирмы продолжают интенсивные поиски ке-
рамических материалов для перспективных ГТД. Из карбидов и ни-
тридов кремния выполнены опытные образцы сопловых аппаратов,
входных корпусов турбин и некоторые другие детали.
Камеры сгорания. Для камер сгорания АГТД характерны тен-
денции в конструировании, обусловленные повышением параметров
газа: уменьшение параметра расхода Gy/T/p и удельного объема,
повышение объемной напряженности камеры сгорания. Ужесточе-
ние требований к токсичности отработавших газов двигателей вы-
зывает необходимость совершенствования процессов горения и кон-
струкций камер сгорания. Важным направлением работ при про-
ектировании является приспособление процессов горения в ГТД к
использованию нескольких видов топлива.
В современных и перспективных АГТД в основном применяются
индивидуальные трубчатые камеры сгорания.
Уровень токсичности отработавших газов зависит от процент-
ного содержания СО, NO® и СжНу, что, в свою очередь, определяется
количеством кислорода, находящегося в камере сгорания двигателя
при горении, т.е. коэффициентом избытка воздуха, а также рядом
других факторов. Образованию NO® способствует повышение тем-
пературы газа; уменьшение содержания N0x в продуктах сгорания -
наиболее трудная задача при снижении токсичности продуктов сго-
рания. Однако необходимо отметить, что расход воздуха в ГТД в
3-4 раза больше, чем в дизеле равной мощности, поэтому отрабо-
тавшие газы в ГТД всегда менее токсичны.
Основные направления совершенствования процессов горения с
целью снижения токсичности отработавших газов сводятся к следу-
ющим:
применение предварительного смесеобразования в камере сгора-
ния;
применение изменяемой геометрии элементов камеры сгорания;
применение каталитического процесса сгорания.
Конструирование камер сгорания, в которых реализуются ука-
занные меры, излагается в специальных курсах.
В некоторых АГТД (например, в двигателях без регенерации
при сравнительно больших мощностях и при ЦБК или ОЦБК) для
сокращения длины вала и двигателя применяются кольцевые каме-
ры сгорания с обратным потоком газа.
580
Теплообменники. За редким исключением все современные и
перспективные АГТД мощностью до 300 кВт имеют вращающи-
еся теплообменники (регенераторы), а ГТД большой мощности -
стационарные пластинчатые теплообменники (рекуператоры) (см.
табл. 3.22 и 3.23). По некоторым данным, применение рекуперато-
ров становится оправданным при удельной мощности АГТД Леуд >
> 180 кВт/(кг-с-1).
И выполненные, и проектируемые вращающиеся теплообменни-
ки зарубежных АГТД имеют матрицы из керамических материалов.
На АО ГАЗ спроектированы и изготовлены теплообменники, в ко-
торых применена металлическая матрица.
Достаточная долговечность керамической матрицы обеспечива-
ется при применении химически стойких материалов: алюминиевого
силиката и магниево-алюминиевого силиката. Первый термостаби-
лен до температуры 1373 К, второй - до 1473 К.
Рис. 3.92. Конструкция вращающегося теплообменника
Конструкции вращающихся теплообменников совершенствуют
прежде всего с целью уменьшения утечек и повышения надежности
работы элементов уплотнений, работающих в тяжелых температур-
ных условиях. Примером конструкции, в которой достигаются эти
цели, может служить конструкция вращающегося теплообменника с
металлической матрицей, предложенная на АО ГАЗ. В ней устра-
нено коробление матрицы 6 (рис. 3.92) путем строгой фиксации ее
относительно корпуса 1 с помощью взаимодействия кольца 11с коль-
цевой канавкой 3 через антифрикционные накладки 10. Устранение
коробления позволяет предотвратить перекос уплотняемых поверх-
ностей матрицы 6, что исключает раскрытие зазоров между этими
581
поверхностями и уплотнениями 9 и 15 и тем самым уменьшает пе-
ретоки воздуха и газа. В корпусе 1 теплообменника с патрубками 2
и 12 подвода соответственно воздуха и газа и патрубками 7 и 14 от-
вода теплоносителей ось 13 матрицы закреплена в подшипниковых
опорах 5. К матрице 6 примыкают торцевые уплотнения 9 и 15. В
матрице 6 выполнены сквозные каналы 4, в которых установлены
теплопередающие пакеты 8.
Стационарные теплообменники (рекуператоры) АГТД большой
мощности выполняют кольцевыми или выносными секционными.
В двигателе AGT-1500 матрица теплообменника со степенью ре-
генерации 0,75 - 0,79 состоит из штампованных кольцевых пластин
толщиной 0,15 - 0,20 мм, сваренных между собой по контуру и обра-
зующих барабан объемом 120 л. Теплообменник располагается за
турбинами, длина его составляет около 1/3 длины двигателя. Та-
кая конструкция теплообменника и его компоновка в ГТД имеют не-
достатки: теплообменник заметно увеличивает длину двигателя и
моторно-трансмиссионного отсека при продольном размещении дви-
гателя. Кроме того, кольцевая форма теплообменника обусловли-
вает необходимость применения дополнительного газопровода для
отвода отработавших газов. Газопровод увеличивает высоту дви-
гателя и, следовательно, высоту отсека. Вместе с тем конструкция
матрицы теплообменника имеет высокую стойкость к теплосменам и
температурным градиентам, возникающим на переходных режимах
работы двигателя.
Перспективным типом теплообменной поверхности секционных
рекуператоров является пластинчато-ребристая, коэффициент ком-
пактности которой составляет 2500 - 3000 м2 / м3. Наиболее удобной
по компоновке теплообменника в АГТД является перекрестноточная
схема. Однако большая, чем в теплообменниках с перекрестным то-
ком, степень регенерации может быть обеспечена в теплообменнике
с противоточной схемой течения, которая достаточно просто реали-
зуется при пластинчато-ребристой поверхности, но в этом случае
остаются сложности с компоновкой патрубков, воздушных и газо-
вых трубопроводов, а также с оптимизацией соотношения скоростей
воздуха и газа.
В АГТД возможно применение стационарных трубчатых тепло-
обменников с трубками малых диаметров (2-6 мм) и малой толщи-
ной стенок (0,1 -0,2 мм), с турбулизирующими пережатиями.
582
11.7. Особенности проектирования ГТУ
для космических и подводных объектов
Энергетическая установка любого типа является одной из важ-
нейших систем космических и подводных аппаратов. Электроэнер-
гия, которую вырабатывает эта установка, идет на питание системы
управления движением аппарата, систем связи, обеспечения жизне-
деятельности, терморегулирования, телеметрической системы и др.
Кроме того, энергетические установки этих объектов в некоторых
случаях обеспечивают получение кислорода для дыхания экипажа,
воды для бытовых и технических нужд, а также теплоты для тер-
мостатирования жилых и приборных отсеков.
Для освоения космоса и океана требуются легкие, компактные,
высоконадежные установки, способные работать в условиях невесо-
мости и космического вакуума или огромного давления толщи во-
ды. Таким требованиям в значительной мере удовлетворяют ЗГТУ.
В противоположность поршневым замкнутым установкам, работа-
ющим по циклу Стирлинга, им свойственна высокая удельная мощ-
ность. В отличие от ПТУ для ЗГТУ характерны высокий КПД и
большая надежность, что обусловлено наличием в контуре преобра-
зования однофазного рабочего тела в виде нейтрального газа или
смеси нейтральных газов, обладающих хорошей совместимостью с
конструкционными материалами.
Установки для космических объектов
Требующиеся мощности энергетических установок и условия, в
которых они работают в космосе, меняются в широких пределах.
Объекты, на которых можно использовать такие установки, могут
быть пилотируемыми, непилотируемыми для полетов по околозем-
ным орбитам, по синхронным орбитам, для полетов к другим пла-
нетам.
В качестве источника теплоты для ЗГТУ обычно применяются
ядерные реакторы, радиоизотопные тепловые блоки и концентрато-
ры солнечного излучения. ЗГТУ с ядерными реакторами обычно
рассматриваются как установки сравнительно большой мощности -
от 10-15 до нескольких сот киловатт при ресурсе до нескольких лет
на пилотируемых орбитальных станциях или на обитаемых лунных
базах с большими потребными мощностями. ЗГТУ с радиоизотоп-
ными источниками энергии целесообразно использовать при мощ-
ностях от 0,5 до 10 -15 кВт и ресурсе до нескольких лет на дол-
гоживущих пилотируемых и беспилотных космических аппаратах,
583
и прежде всего на таких, которые должны маневрировать или на-
ходиться в экстремальных окружающих условиях. Энергетические
установки с солнечными концентраторами могут обеспечивать лю-
бую требующуюся мощность в космических условиях.
Для энергетической установки с любым источником теплоты не-
обходима высокая экономичность. Для установки с ядерным источ-
ником теплоты на пилотируемых космических аппаратах масса ра-
диационной защиты зависит от тепловой мощности ядерного реак-
тора, на которую непосредственно влияет КПД установки. Топливо
для радиоизотопных источников теплоты весьма дорогостоящее, а
с повышением КПД его расход снижается. Наконец, масса и объем
энергетической установки сильно зависят от соответствующих по-
казателей теплообменника - излучателя теплоты, а эти показатели
тем меньше, чем выше КПД установки.
Как и в любых ЗГТУ, теплота от любого источника к рабочему
телу в космических установках подводится не напрямую, а через
стенку в теплообменнике источника теплоты.
Практически единственной целесообразной схемой ЗГТУ с ядер-
ным реактором является схема, показанная на рис. 3.93. Целесо-
образность ее определяется, во-первых, тем, что, как и во всякой
ЗГТУ, в ней необходим регенератор (рекуператор); во-вторых, тем,
что в ней необходим концевой газоохладитель - теплообменник от-
вода теплоты; в-третьих, тем, что возможные усложнения термоди-
намического цикла и, следовательно, схемы ЗГТУ путем, например,
применения промежуточного охлаждения рабочего тела при сжатии,
оказываются нецелесообразными как конструкционно, так и эконо-
мически.
Рис. 3.93. Схема регенеративной ЗГТУ с ядер-
ным источником энергии для космического при-
менения:
К - компрессор; Т - турбина; ТИТ - теплообменник ис-
точника теплоты; ТОТ - теплообменник отвода теплоты
584
Высокая экономичность ЗГТУ мощностью 0,5 - 500 кВт с ядер-
ным источником энергии достигается путем применения регенера-
торов с весьма высокой степенью регенерации (а = 0,9...0,97).
Такая степень регенерации при приемлемых размерах и компакт-
ных поверхностях регенератора осуществима в ЗГТУ относительно
небольшой мощности. Большие значения а соответствуют низким
уровням мощности установки, меньшие - высоким.
При увеличении электрической мощностью ЗГТУ с ядерным
реактором до верхнего указанного предела (а в перспективе - до
1000 кВт) цикл с регенератором по своей экономичности уступает
более сложному циклу - циклу с регенерацией и промежуточным
охлаждением между компрессорами.
Концевой газоохладитель в ЗГТУ небольшой мощности (до
5 кВт) может быть выполнен в виде простого газоохладителя-
излучателя, в каналах которого проходит только газ замкнутого кон-
тура, а теплота удаляется в космическое пространство излучением
с поверхности такого газоохладителя, омываемой изнутри рабочим
газом.
При электрических мощностях свыше 5 кВт вследствие увели-
чения гидравлического сопротивления газоохладителя применяется
отдельный контур отвода теплоты. При температурах контура до
520 К в нем циркулируют кремнийорганические жидкости, а при
более высоких - натрий-калиевые смеси.
Источник теплоты тоже может иметь контур промежуточного
теплоносителя, если, например, ядерный реактор выполнен с жид-
кометаллическим теплоносителем. Поэтому на рис. 3.94 показана
наиболее общая схема космической ЗГТУ. Схему можно разделить
на пять функциональных систем: систему энергопреобразования
I, в которую входит блок турбогенератора (компрессора и газовой
турбины), теплообменник отвода теплоты, теплообменник источни-
ка теплоты и регенератор; систему источника теплоты II, состо-
ящую из собственно источника, радиационной защиты, трубопро-
водов и насоса для прокачки промежуточного теплоносителя через
систему; систему отвода теплоты III, образуемую газоохладителем-
излучателем, трубопроводами и насосами для прокачки промежуточ-
ного теплоносителя; электрическую систему IV, в которой преобра-
зуется, выпрямляется и распределяется электрический ток, вырабо-
танный генератором переменного тока; систему газового регулиро-
вания V для восполнения утечки из замкнутого контура, а также для
регулирования количества газа в замкнутом контуре в зависимости
от электрической мощности, потребляемой различными системами
космического аппарата.
585
Рис. 3.94. Общая схема космической регенератив-
ной ЗГТУ:
I - система энергопреобразования; II - система источника
теплоты; III- система отвода теплоты; IV - электрическая
система; V - система газового регулирования; Н - насос
Выбор максимально возможной температуры газа Тр на вхо-
де в турбину влияет положительно как на снижение массы и объ-
ема энергоустановки, так и на повышение ее экономичности. Уров-
нем температуры, способной обеспечить достаточный КПД турби-
ны при ресурсе в несколько лет, следует признать температуру
Тг « 1150... 1200 К.
Температура газа на входе в компрессор Та имеет различное
влияние на основные показатели энергетической установки. При
снижении Та увеличивается ее КПД, одновременно уменьшается
масса радиационной защиты. Но снижение Та увеличивает пло-
щадь поверхности газоохладителя, следовательно, и общие массу и
размеры установки. Выбор Та - сложная задача, он зависит от раз-
меров космического аппарата, условий его работы на орбите, уровня
электрической мощности ГТУ. Для установок с ядерным реакто-
ром, имеющих электрическую мощность 100 - 500 кВт и функцио-
нирующих на низкой околоземной орбите в составе непилотируемых
аппаратов, рекомендуется выбирать Та = 350... 450 К.
Для перечисленных условий оптимальная степень повышения
давления в цикле ЗГТУ тг и 1,6... 2,0, причем меньшие значения
свойственны установкам малой мощности, большие - повышенной
мощности.
586
Как показано выше, рабочее тело ЗГТУ является своеобразным
конструкционным параметром, выбор которого производится в ре-
зультате решения многовариантной задачи. Известный опыт проек-
тирования ЗГТУ для космоса показывает, что наиболее пригодным
рабочим телом для них являются гелиево-ксеноновые смеси, имею-
щие теплопроводность одноатомных нейтральных газов одинаковой
с ними молекулярной массы. Увеличение теплопроводности газа
приводит к снижению массы и размеров теплообменных аппаратов.
Масса теплообменников составляет основную долю массы всей энер-
гетической установки. Из рис. 3.35 следует, что замена криптона
(относительная молекулярная масса равна 83,8) гелиево-ксеноновой
смесью с такой же относительной молекулярной массой дает возмож-
ность снизить массу регенератора более чем в два раза.
При проектировании обычно рассматриваются лишь две гелие-
во-ксеноновые смеси с р = 83,8 и р = 39,9, равными соответственно
относительным молекулярным массам чистого криптона и аргона.
При мощности ЗГТУ до 25 кВт обычно выбирают первую смесь, а
выше 25 кВт - вторую. Такой выбор дает возможность отрабаты-
вать турбомашины на более дешевом криптоне или аргоне вместо
дорогостоящей гелиево-ксеноновой смеси, не нарушая такого крите-
рия подобия, как равенство относительных молекулярных масс р ра-
бочего тела модели и натуры.
Для радиоизотопных ЗГТУ характерны электрические мощно-
сти до 10 кВт. Такие установки широко использовались и использу-
ются при полетах в дальний космос, при исследовании планет сол-
нечной системы, а также на орбитальных спутниках связи. Четыре
радиоизотопные установки СНАП-19, электрическая мощность ка-
ждой из которых равна 30 Вт, успешно работали в течение двух
лет на борту космических аппаратов “Пионер-10” и “Пионер-11” при
облете планеты Юпитер. Более двух лет работали две радиоизо-
топные энергетические установки суммарной мощностью 70 Вт на
каждом из двух космических аппаратов “Викинг”, исследовавших
поверхность Марса. На орбитах Земли вращается значительное чи-
сло навигационных спутников и спутников связи с радиоизотопными
энергетическими установками. Самая мощная радиоизотопная уста-
новка была использована на спутниках ЛЭС 8/9 ВВС США. Ка-
ждый спутник был оборудован двумя радиоизотопными установка-
ми, электрическая мощность каждой из которых составляла 125 Вт.
Во всех перечисленных установках преобразование теплоты в элек-
трическую энергию производится ЗГТУ, а в качестве топлива ис-
пользуется 238Ри, который имеет длительный (87,4 года) период по-
лураспада, устойчивую структуру топлива, а спектр его излучения
состоит в основном из а-составляющей.
587
Небольшая масса радиационной защиты (или ее полное отсут-
ствие) является основным преимуществом радиоизотопных уста-
новок по сравнению с установками на основе ядерных реакторов.
Обычно для непилотируемых космических аппаратов со стандарт-
ным бортовым оборудованием защита не нужна.
Для радиоизотопных установок применимы ЗГТУ тех же схем,
что и для установок с ядерными источниками энергии и газотур-
бинными преобразователями, т.е. ЗГТУ, схемы которых показаны
на рис. 3.93 и 3.94. Снижение температуры Т& для таких устано-
вок имеет даже большее значение, чем для установок с ядерным ис-
точником теплоты, из-за чрезвычайно большой стоимости топлива.
Обычно для радиоизотопных установок, работающих на синхронной
околоземной орбите, выбирают Та = 250... 300 К. Для радиоизо-
топных установок обязателен выбор максимально высокого значения
степени регенерации а, поскольку он позволяет значительно снизить
необходимое количество радиоизотопного топлива, стоимость кото-
рого составляет основную долю стоимости установки.
Особенности цодходов к проектированию ЗГТУ для космических
аппаратов рассмотрим далее на примере конкретных разработок.
Фирмой “Эрисерч” (США) по заказу НАСА была разработана
ЗГТУ электрической мощностью 2-15 кВт. Установка рассматри-
валась как демонстрационная, предназначалась для подтверждения
возможности непрерывной работы в течение 5-10 лет. Стендовый
образец установки с электрическим нагревателем - имитатором ра-
диоизотопного источника теплоты должен был проработать не менее
50 тыс. ч. КПД ЗГТУ по техническому заданию был не менее 25 %
при номинальной мощности, равной 70 кВт; высокая эффективность
преобразования энергии должна была достигаться даже при малой
электрической мощности, вплоть до 2 кВт.
Схема спроектированной ЗГТУ показана на рис. 3.95, а продоль-
ный разрез блока турбогенератора - на рис. 3.96. Рабочим те-
лом ЗГТУ является гелиево-ксеноновая смесь с ц — 83,8. Диапазон
мощности 2-15 кВт обеспечивается системой газового регулирова-
ния. Расчетные характеристики ЗГТУ при различной электриче-
ской мощности представлены в табл. 3.26. Блок турбогенератора
установки (см. рис. 3.96) состоит из центростремительной турбины,
центробежного компрессора и генератора переменного тока типа ге-
нератора Ланделла. Вал блока установлен в газовых подшипниках.
Центростремительная турбина, наружный диаметр колеса которой
равен 127 мм, и центробежный компрессор (наружный диаметр ра-
вен 108 мм) расположены на противоположных торцах. Такая ком-
поновка и основные конструкционные особенности характерны для
космических ЗГТУ и с радиоизотопным, и с ядерным источниками
теплоты.
588
2
Рис. 3.95. Схема ЗГТУ Ne = 2... 15 кВт:
1 - источник теплоты; 2 - электрическое распределительное устройство;
3 - электрогенератор; 4 - баллон с гелиево-ксеноновой смесью; 5 - контур
отвода теплоты; 6 - теплообменник-излучатель; 7 - регенератор
Рис. 3.96. Продольный разрез блока турбогенератора ЗГТУ мощно-
стью 2-15 кВт:
1 - карданный подвес упорного подшипника; 2 - электрогенератор; 3 - ротор
генератора; 4 ~ опорный подшипник; 5 - колесо турбины с наружным диаметром
127 мм; 6- стяжной болт; 7- тепловой мост; 8- колесо компрессора с наружным
диаметром 108 мм
589
Таблица 3.26. Расчетные параметры ЗГТУ Ne = 2... 15 кВт
при различной электрической мощности
Параметры Электрическая мощность установки, кВт
2,25 6,0 10,5
Температура газа, К: при входе в турбину 1144 1144 1144
при входе в компрессор 300 300 300
КПД, % турбины 85 87 87
компрессора 79 80 80
Степень регенерации, % 95 95 95
Давление газа при входе в компрессор, МПа 0,0525 0,0981 0,1639
Степень повышения давления газа в компрессоре 1,88 1,9 1,9
Расход газа, кг/с 1,191 0,361 0,6
КПД установки, % 17 27 30
Регенератор ЗГТУ - противоточный пластинчато-ребристый
теплообменник с треугольными поперечно-поточными концевыми
секциями. В основной (противоточной) секции используются прямо-
угольные короткие смещенные ребра, расположенные слоями меж-
ду разделительными пластинами. Элементы матрицы соединяют-
ся между собой пайкой. Материал всех деталей регенератора -
коррозионно-стойкая сталь.
Теплообменник отвода теплоты - восьмиходовой пластинчато-
ребристый теплообменный аппарат. Газ совершает один прямой
ход, а жидкость - восемь поперечных ходов. Каналы образуются
гофрированными пластинами с прямоугольными короткими смещен-
ными ребрами. Этот теплообменник также выполнен полностью из
коррозионно-стойкой стали.
Обычно в радиоизотопной ЗГТУ источник теплоты работает
при средней температуре 1250 К. При температуре отвода теплоты
в космос 250 К типичные значения температур жидкого теплоноси-
теля на входе в газоохладитель и на выходе из него составляют со-
ответственно 440 и 300 К. При указанных условиях КПД установки
равен 25 %.
590
В отличие от радиоизотопного источника теплоты ядерный ре-
актор - мощный источник нейтронного и рентгеновского излучений.
Поэтому масса радиоизотопной защиты ядерного реактора, входяще-
го в состав энергетической установки космического аппарата, весь-
ма большая. Размеры защиты снижаются в транспортных ядерных
установках из-за применения в качестве материала защиты гидрита
лития и свинца. Масса защиты уменьшается также благодаря то-
му, что используется так называемая теневая защита, ослабляющая
поток ионизирующего излучения до приемлемого уровня только в на-
правлении расположения жилых помещений или приборных отсеков
космического аппарата.
В качестве ядерного реактора в разработках рассматриваются
реакторы двух типов: реактор с гидридом циркония в качестве за-
медлителя и реактор перспективного типа. Максимально допусти-
мая температура на выходе из гидрид-циркониевого реактора (всего
920 - 970 К) существенно ограничивает возможности создания эф-
фективных космических энергетических установок. Перспективные
ядерные реакторы позволяют обеспечить температуру газа на входе
в турбину, равную 1200 К.
В схеме одной из установок с гидрид-циркониевым реактором
(рис. 3.97) смесь натрия и калия используется как теплоноситель в
первичном и промежуточном контурах, а гелия и ксенона - в рабочем
контуре установки. В контуре газоох л а дител я-излучателя циркули-
рует кремнийорганическая жидкость.
В энергетической установке предусмотрены три параллельно
работающих модуля мадпин с соответствующими блоками управле-
ния, дублированными насосами и тепловыми контурами. Анализ
надежности, в котором использовано расчетное количество отказов
в единицу времени, дал для 10-летнего ресурса работы ЗГТУ значе-
ние относительной надежности 0,9993.
Для перспективных космических высокотемпературных ЗГТУ
возможно применение газоохлаждаемого реактора в качестве источ-
ника теплоты. Имеются разработки таких ядерных реакторов тепло-
вой мощностью 1000 кВт с температурой гелиево-ксеноновой смеси
на выходе, равной 1650 К. Турбогенераторы для таких ЗГТУ мало
отличаются от энергетических агрегатов других космических уста-
новок; такое заключение можно сделать, например, из сравнения
конструкции блока, показанной на рис. 3.98 (этот блок предназначен
для работы в составе ЗГТУ с высокотемпературным газоохлажда-
емым реактором), и конструкции турбогенератора энергетической
установки мощностью 2-15 кВт, показанной на рис. 3.96.
591
Рис. 3.97. Схема ЗГТУ электрической мощностью 29 кВт с
ядерным реактором:
1 - ядериый реактор тепловой мощностью 127 кВт; 2 - галерея; 3 -
промежуточный теплообменник; 4 ~ подогреватели газа; 5 - резервная
солнечная батарея; 6 - насосы; 7 - радиатор с тепловой мощностью
81,25 кВт; 8 - рекуператор; 9- электрогенератор; 10- защита
Рис. 3.98. Конструкционная схема блока турбогенератора ЗГТУ мощ-
ностью 1\Ге = 40... 160 кВт:
1 - компрессор с наружным диаметром колеса 221 мм; 2 - ротор генератора с
наружным диаметром 203 мм; 3 - газовые опорные подшипники с шарнирной
установкой; 4 ~ турбина с наружным диаметром колеса 255 мм; 5 - стяжной
болт; б - диск упорного газового подшипника
592
Установки для подводных объектов
Для глубоководных объектов требуются источники электриче-
ской мощности, независимые от энергетических установок на поверх-
ности воды. Эта мощность необходима для перемещения объекта,
работы оборудования и систем жизнеобеспечения экипажа. Объекты
можно применять, например, для ведения поисково-спасательных ра-
бот, для длительного пребывания под водой, для разведки полезных
ископаемых и других целей. Срок службы энергетических устано-
вок таких объектов может устанавливаться от нескольких часов до
многих лет.
В качестве источников теплоты в таких установках может ис-
пользоваться химическое топливо, радиоизотопные источники энер-
гии и ядерные реакторы.
Одна из возможных схем ГТУ на химическом топливе для по-
движных аппаратов показана на рис. 3.99. Водород и кислород из
цистерн через теплообменники подаются в каталитическую каме-
ру сгорания, заполненную шариками палладия в оболочке из оксида
алюминия. Такие камеры сгорания могут работать около 250 ч. За-
мкнутый рабочий контур, состоящий из компрессора, турбины, на-
гревателя газа, регенератора (рекуператора) и концевого газоохла-
дителя, заполнен гелиево-ксеноновой смесью. В камере сгорания
образуется смесь водорода и воды, теплота от которой передается
рабочему телу ГТУ в теплообменнике, из которого смесь поступает
в экономайзер. Здесь происходит подогрев газообразного избыточ-
ного водорода, возвращаемого в камеру сгорания из конденсатора.
Конденсат либо откачивается за борт насосом (на схеме не показан),
либо выталкивается благодаря избыточному давлению в цикле. Та-
кие установки могут создаваться на мощности 20 - 100 кВт при КПД
до 40 %. Основной недостаток установки - относительная сложность
конструкции и необходимость размещения оборудования в прочном
корпусе подвижного аппарата или прочном контейнере. Достоин-
ствами ГТУ являются высокая экономичность и отсутствие газо-
образных продуктов реакции, удаляемых за борт. Удельная энергия
ГТУ может достигать 200 Вт-ч/кг, что более чем в два раза превы-
шает этот показатель для батареи с серебряно-цинковыми аккуму-
ляторами.
Из рис. 3.100 следует, что достаточно высокий КПД цикла по-
лучается в широком диапазоне рабочих условий.
Источником теплоты для подводных объектов со сравнительно
небольшим сроком службы может служить тепловой аккумулятор с
расплавленным теплоносителем.
593
Рис. 3.99. Схема ГТУ на химическом топливе для подвиж-
ных подводных объектов:
1 - каталитическая камера сгорания водорода; 2 - газонагреватель;
3 - турбина; 4 ~ электрогенератор; 5 - компрессор; б - теплообменник;
7- цистерна с водородом; 8 - цистерна с кислородом; 9 - рекуператор;
10 — экономайзер; 11 - конденсатор водяных паров; 12 - вентилятор
Рис. 3.100. Зависимость полного КПД ГТУ
для подводных объектов от мощности и темпе-
ратуры рабочего тела при входе в компрессор
Таким теплоносителем может быть выбрано соединение щелоч-
ного металла, обладающее высокой температурой плавления и вы-
сокой скрытой теплотой плавления. Этим требованиям хорошо удо-
влетворяет, например, фтористый литий, обладающий и высокой
температурой плавления (1123 К), и достаточно высокой скрытой
теплотой плавления (1,05 106 Дж/кг). Еще большую скрытую те-
плоту плавления имеет гидрид лития (2,3 • 106 Дж/кг). Однако его
594
температура плавления всего около 923 К и при его применении не
удастся получить высокий КПД ГТУ из-за низкой начальной темпе-
ратуры рабочего тела. Нагреватель в такой схеме представляет со-
бой контейнер, заполненный фтористым литием; гелиево-ксеноновая
рабочая смесь протекает по трубкам, помещенным в эту среду. Для
подзарядки аккумулятора применяют, например, электрический на-
грев фтористого лития на борту корабля, с которого осуществляется
погружение аппарата.
Теплота из цикла отбирается путем установки первичного и
вторичного охлаждающих контуров, подобных изображенным на
рис. 3.99.
По такой схеме можно выполнить установку мощностью, напри-
мер, 10 кВт (рис. 3.101). Основные параметры ГТУ, работающей по
газовому циклу с тепловым аккумулятором как источником энергии,
приведены ниже:
Полная мощность при 1600 Гц, кВт................... 10,0
Частота вращения ротора, мин-1 .................... 48000
Относительная молекулярная масса гелиево-
ксеноновой смеси . . .............................. 39,944
Коэффициент гидравлических потерь по тракту ГТУ.... 0,94
Диаметр ротора компрессора, мм..................... ПО
Степень повышения давления......................... 1,877
Диаметр ротора турбины, мм........................ 133,5
Степень регенерации................................ 0,96
Масса узлов ГТУ, кг:
турбокомпрессора и генератора.................... 79,5
регенератора..................................... 46,8
охладителя....................................... 0,9
нагревателя...................................... 4100
патрубков, элементов системы регулирования....... 45,4
рамы, крепления.................................. 113
Полная масса ГТУ, кг............................... 4400
Всю энергетическую установку можно скомпоновать внутри со-
суда диаметром 1,8 м и массой около 4400 кг. Энергоемкость такой
установки составляет до 350 кВт-ч, и при мощности 10 кВт она спо-
собна работать до 35 ч.
Установки для подводных объектов, предназначенные для дли-
тельного срока службы, могут быть спроектированы с радиоизо-
топными источниками энергии (например, 238Ри) и с газовым или
жидкометаллическим охлаждением реактора. Такие энергетические
установки подобны тем, которые проектируются для космических
объектов.
595
fOSSK] 0,274* МПа
Рис. 3.101. Схема ГТУ мощностью 10 кВт
для подводных объектов:
1 - газоохладитель; 2 - компрессор; 3 - элек-
трогенератор; 4 ~ турбина; 5 - теплообменник-
нагреватель (тепловой аккумулятор); 6 - регене-
ратор
Основными требованиями к конструкции узлов ГТУ для косми-
ческих и подводных объектов являются: высокие КПД компрессоров
и турбин, надежные и компактные подшипники с газовой смазкой,
бесщеточные электрогенераторы, компактные теплообменные аппа-
раты и системы регулирования.
В ГТУ для рассматриваемых объектов целесообразно применять
исключительно радиальные турбомашины.
Контрольные вопросы
1. Как оценивают экономичность судовых ГТУ?
2. Как оценивают массы основных элементов судовых ГТУ?
3. Какие тепловые схемы являются наиболее целесообразными для всере-
жимной корабельной ГТУ большой мощности, форсажной ГТУ, ГТУ для транс-
портного флота?
4. Какие тепловые схемы наиболее целесообразны для комбинированных су-
довых ГПУ?
5. В чем заключаются проектные работы при преобразовании авиационных
двигателей в судовые?
6. Почему регенератор необходим в автомобильных ГТД?
7. Каковы способы уменьшения токсичности газов, отработавших в авто-
мобильных ГТД?
8. Какие тепловые схемы пригодны при проектировании ГТУ для космиче-
ских объектов, для подводных объектов?
596
12. Преобразование авиационных ГТД
в стационарные и транспортные ГТУ и ГТД
12.1. Авиационные ГТД как объект конверсии
В предыдущих параграфах приводились примеры отечествен-
ных и зарубежных стационарных и транспортных ГТУ, ГТД и ПГУ,
выполненных на базе авиационных двигателей (см. табл. 3.3, 3.16,
3.18, 3.21).
С применением авиационных ГТД часто связывают создание
перспективных ГТУ и комбинированных установок различного на-
значения. Актуальность и важность оценки возможностей приме-
нения авиационных ГТД для создания энергетических и транспорт-
ных установок обусловливается, в частности, реализацией задачи
конверсии объектов авиационной техники и предприятий, занимаю-
щихся выпуском этой продукции. Конверсия - сложный и длитель-
ный процесс, поэтому все его участники - и руководители, и рядовые
конструкторы, и студенты (будущие специалисты) должны предста-
влять себе возможности таких преобразований, а также технические,
технологические, экономические и даже социальные их результаты.
Основное направление конверсии авиационного двигателестро-
ения должно заключаться в максимальном использовании оборудо-
вания, передовой технологии и конструкторского опыта персонала
конструкторских бюро авиационных заводов. Поэтому для развития
стационарных, транспортных ГТД и совершенствования их проек-
тирования необходимо знакомство с материальной частью, а также
анализ основ методов проектирования авиационных двигателей и их
элементов.
За пятьдесят лет использования авиационные ГТД достигли вы-
сокой степени совершенства. Этому в немалой степени способство-
вало большое внимание, которое уделялось развитию авиации. Важ-
ную роль при этом сыграло и то обстоятельство, что по ряду важных
показателей, особенно по массогабаритным характеристикам, ГТД
оказался идеальным двигателем для летательных аппаратов (само-
летов и вертолетов).
Можно выделить три основных направления проектно-конст-
рукторских и технологических работ при создании стационарной
ГТУ или транспортного ГТД на базе авиационного двигателя:
применение в качестве исходного объекта всего авиационного
ГТД;
применение отдельных узлов (модулей) исходного авиационного
ГТД;
597
использование научного, инженерного и производственного опы-
та авиационного двигателестроения и производственных возможно-
стей предприятий этой отрасли.
Эти три возможных направления определяют и три различных
уровня конверсии.
Первое направление не всегда оказывается целесообразным, пре-
жде всего потому, что специфические условия наземного (морского)
применения делают излишними, а порой и вредными особенности
схемы, конструкции и параметров, определяемых летными условия-
ми. Кроме того, в этом случае все равно не обойтись без некоторой
доработки исходного двигателя.
Третье направление представляется в последнее время целесо-
образным, так как позволяет получить газотурбинную часть новой
установки или двигателя, полностью соответствующую условиям
конкретного применения, при использовании опыта и возможностей
специализированного авиационного производства.
Второе направление может рассматриваться как промежуточ-
ное, и, по-видимому, является наиболее перспективным. Однако в
полной мере ни одно из направлений не реализуется, и подобное де-
ление пригодно лишь для исходной систематизации.
Наличие различных возможностей в использовании авиацион-
ных ГТД, как и многообразие схем и конструкций самих ГТД, обу-
словливают необходимость рассмотрения возможных вариантов пре-
образования исходных ГТД в стационарные и транспортные.
Наиболее простым для использования в качестве энергетической
ГТУ или транспортного ГТД представляется турбовинтовой (турбо-
вальный) авиационный (вертолетный) двигатель, у которого меха-
ническая энергия выводится на внешний вал и может непосредствен-
но использоваться. Мощность таких установок получается неболь-
шой, поскольку она невелика и у исходного двигателя.
В одноконтурных турбореактивных двигателях (ТРД) и двух-
контурных турбореактивных двигателях (ТРДД) свободная энергия
реализуется в виде кинетической энергии выхлопной струи газов,
поэтому необходимы специальные конструкторские мероприятия и
изготовление новых (а иногда удаление лишних) устройств для пре-
образования этой энергии в механическую энергию на вращающемся
валу. Единичные мощности, которые получают в подобных энерго-
установках, могут быть большими (несколько десятков мегаватт), а
соединение нескольких преобразованных двигателей в одну установ-
ку многократно увеличивает эту мощность.
598
г
Рис. 3.102. Схемы турбокомпрессорной части современ-
ных авиационных ТРДД:
а - одновальный; б - двухвальный; в - двухвальный с подпорными
ступенями; г - трехвальный; В (КНД) - вентилятор (компрессор
низкого давления); КСД, КВД, ПК - соответственно компрессоры
среднего, высокого давления и подпорный; КС - камера сгорания;
ТК (ТВД) - турбина компрессора (турбина высокого давления); ТВ
(ТНД) - турбина вентилятора (турбина низкого давления)
Наиболее распространенными в настоящее время и перспектив-
ными являются ТРДД. Кроме того, в ряде случаев может потребо-
ваться воздушный поток второго (внешнего) контура, поэтому целе-
сообразно прежде всего рассмотреть схемы и основные параметры
наиболее распространенных ТРДД.
Возможные схемы турбокомпрессорной части современных авиа-
ционных ТРДД показаны на рис. 3.102.
Подавляющее большинство современных ТРДД выполнено по
двухвальной схеме, поэтому будем рассматривать главным образом
двигатели этого типа.
Возможны два варианта использования двухвальных ТРДД (и
ТРД) для создания ГТУ или газотурбинных частей комбинирован-
ных установок:
599
Рис. 3.103. Возможные схемы преобразова-
ния двухвальных ТРДД для создания ГТУ:
Н - нагрузка; Ред - редуктор; Тсв - турбина сво-
бодная; Тсв(доп) - то же дополнительная
1) в дополнение к исходному ТРДД (рис. 3.103, а) устанавлива-
ется силовая турбина, передающая мощность на вал нагрузки (элек-
трогенератора, газового компрессора, насоса и т.д.);
2) предполагается демонтаж КНД исходного двигателя и пре-
вращение ТНД этого двигателя в свободную (силовую) турбину,
мощность которой используется, например, для привода потреби-
теля (рис. 3.103, б).
Достоинства первого варианта преобразования ТРДД: в каче-
стве исходного используется существующий двигатель, полностью
укомплектованный, со многими необходимыми системами и агрега-
тами; силовая турбина проектируется в соответствии с ТЗ на необ-
ходимую частоту вращения ротора, соединяемого с валом нагрузки,
поэтому не требуется редуктор; компоновка нового двигателя полу-
чается естественной, поскольку вал силовой турбины направляется
в сторону выхлопа газового потока; новый ГТД эксплуатируется на
режимах, близких к расчетным для всех своих элементов.
Основное достоинство второго варианта - отсутствие необходи-
мости разрабатывать и строить новую свободную турбину, что мо-
жет оказаться важным при быстром создании ГТУ на базе имеюще-
гося авиационного ГТД. Однако уменьшение общей степени повыше-
ния давления и соответствующее уменьшение расхода воздуха через
компрессор из-за демонтажа компрессора низкого давления приводит
к заметному снижению термодинамической эффективности ГТУ, т.е.
к уменьшению ее эффективного КПД и мощности установки.
600
12.2. Примеры использования авиационных ГТД
для создания стационарных и транспортных ГТУ и ГТД
Некоторые примеры конструкций установок, созданных на базе
авиационных ГТД, а также подходов к проектированию таких уста-
новок уже были рассмотрены. Так, на рис. 3.48 показана конструк-
ционная схема газотурбинного привода для КПА, спроектирован-
ного на основе ТРДД НК-8 (конструкция блока газогенератора при
преобразовании несколько изменена, а силовая турбина создана зано-
во); в табл. 3.18 приведены, а на рис. 3.51 - 3.53 показаны параметры
и основные конструкционные особенности зарубежного ТРДД типа
RB 211, входящего в состав ГПА нескольких типов; на рис. 3.80 при-
ведены схемы возможных преобразований исходных ВРД двигателей
в корабельные энергетические установки; в 10.1 даны параметры
приводных установок НПО “Авиадвигатель”. Рассмотрим подроб-
нее возможности создания ГТУ на базе авиационных двигателей, со-
зданных в этом НПО.
В МАИ выполнены проектные проработки перспективных энер-
гетических установок на базе двух ТРДД - двигателя Д-30 с неболь-
шой степенью двухконтурности (т = 0,5... 0,6) и двигателя ПС-90
с повышенным значением степени двухконтурности (т = 4,5).
Наиболее простым вариантом преобразования двигателя Д-30 в
стационарную энергетическую или приводную ГТУ представляет-
ся демонтаж КНД. КВД, как и у исходного двигателя, вращается
двухступенчатой ТВД, двухступенчатая ТНД используется как сво-
бодная силовая турбина для привода потребителя мощности. В этом
случае выходной вал свободной турбины направлен в сторону вхо-
да воздуха в двигатель, что не всегда целесообразно по условиям
компоновки установки в целом.
При другом варианте преобразования двигателя Д-30 КНД как
узел новой ГТУ сохраняется, но в заметно измененном виде: либо в
виде компрессора, специально изготовленного для ГТУ, либо в виде
КНД исходного ТРДД с удаленной верхней частью, которая обеспе-
чивает подачу воздуха во внешний контур исходного ТРДД. При
этом расход воздуха, степень повышения давления и температура
воздуха перед камерой сгорания увеличиваются практически до ис-
ходных значений, что обеспечивает существенное возрастание мощ-
ности и повышение экономичности установки. Для вращения тако-
го КНД используется только первая ступень двухступенчатой ТНД
исходного ТРДД (вторая ступень должна быть снята), а свободная
энергия преобразуется в свободной турбине. Число ступеней силовой
601
турбины выбирают, исходя из технического задания на преобразо-
вание двигателя; например, для непосредственного (без редуктора)
привода электрогенератора с частотой вращения п = 3000 мин-1
турбина выполнена четырехступенчатой.
При описанном преобразовании мощность ГТУ равна 25 МВт.
Если вместо КНД, представляющего собой при обоих вариантах
преобразования внутренний контур КНД исходного ТРДД, поста-
вить новый компрессор (с использованием узлов и деталей исходного
КНД) с повышенной тгкнд> то при этом, а также благодаря увеличе-
нию расхода воздуха мощность ГТУ возрастет до 32 МВт.
Двигатель ТРДД ПС-90 предназначен для установки на самоле-
тах ТУ-204 и ИЛ-96. Схема двигателя ПС-90 - двухвальная с под-
порными ступенями на валу вентилятора - предполагает большое
количество возможных вариантов его использования для создания
ГТУ.
При рассмотрении возможностей преобразования этого двига-
теля в стационарную ГТУ предложены три варианта переделки. В
первом варианте (ГП-1) полностью демонтирован узел КНД (венти-
лятор и три подпорные ступени). В этом случае в ГТУ используется
только газогенератор двигателя (13-ступенчатый КВД и двухсту-
пенчатая ТВД); свободная энергия реализуется в двухступенчатой,
относительно быстроходной (п = 6500 мин-1) силовой турбине.
Во втором варианте (ГП-2) сохранены подпорные ступени, что
позволило существенно увеличить мощность установки при повы-
шении давления и температуры газа в камере сгорания. В этой
схеме кроме исходного газогенератора сохранена одна ступень ТНД
для вращения подпорных ступеней. Свободная турбина выполнена
трехступенчатой, более тихоходной (п = 5300 мин-1), чем при пре-
образовании по первому варианту.
Основные параметры ГТУ на базе ТРДД ПС-90 приведены ниже:
ПС-90 ГП-1 ПС-90 ГП-2
Мощность на валу силовой турбины, МВт .... 12 19,2
Эффективный КПД, %...................... 34,6 38
Температура газа, К:
перед ТВД............................... 1366 1385
при выходе из турбины................. 760 686
Степень повышения давления.............. 15,6 25,3
Расход воздуха через компрессор, кг/с. 45,13 72,7
602
ПС-90 ГП-1 ПС-90 ГП-2
Удельный расход топливного газа, кг/(кВт-ч). . 0,211 0,188
Частота вращения силовой турбины, мин-1 . . 6500 5300
Масса установки с силовой турбиной, т . . . . 2,5 4,6
Общетехнический ресурс, тыс. ч:
газогенератора 50 50
силовой турбины 100 100
Оба варианта использования ТРДД ПС-90 предполагают уста-
новку специально созданной свободной силовой турбины, что обес-
печивает выход вала силовой турбины в сторону выхлопа. В ряде
случаев это делает более удобной компоновку ГТУ с приводимым
агрегатом и является дополнительным доводом в пользу примене-
ния специально создаваемой свободной силовой турбины.
Наконец, на базе ТРДД ПС-90 можно также создать ГТУ с ис-
пользованием четырехступенчатой ТНД исходного двигателя в ка-
честве силовой (третий вариант).
12.3. Конструкционные особенности авиационных ГТД
ТРДД ПС-90
Выше показаны возможности создания на базе двухвального
ТРДД ПС-90 с подпорными ступенями на валу вентилятора несколь-
ких стационарных ГТУ. Для понимания конструкционных измене-
ний, проводимых при этих преобразованиях, перечислим основные
узлы двигателя и дадим их краткую характеристику.
Вентилятор двигателя трансзвуковой, одноступенчатый. Он со-
стоит из обтекателя, рабочего колеса с числом лопаток 18, спрямля-
ющего аппарата с числом лопаток 24. Вентилятор имеет две подпор-
ные ступени с нерегулируемым входным направляющим аппаратом.
КВД 13-ступенчатый, с регулируемыми входным направляю-
щим аппаратом и направляющим аппаратом первой и второй ступе-
ней, с клапанами перепуска воздуха из-за шестой и седьмой ступе-
ней.
ТВД двухступенчатая, имеет охлаждаемые сопловые и рабочие
лопатки. Лопатки первой ступени охлаждаются воздухом, отбирае-
мым из-за седьмой ступени КВД.
603
ТНД четырехступенчатая, лопатки неохлаждаемые.
Основные геометрические параметры двигателя:
Наружный диаметр вентилятора, м................... 2,12
Разделительный диаметр вентилятора, м............. 1,12
Диаметр втулки рабочего колеса вентилятора, м . . . . 0,74
Наружный диаметр компрессора, м................... 0,63
Средний диаметр турбины*, м....................... 1,12
Наружный диаметр турбины*, м...................... 1,56
Диаметр втулки рабочего колеса турбины*, м........ 0,68
* В сечении при выходе из ТНД
Основные термодинамические параметры двигателя на расчет-
ном режиме при М = 0 и Н = 0 :
Суммарная степень повышения давления.............. 30
Температура газа перед турбиной, К................ 1640
Степень повышения давления:
в вентиляторе..................................... 1,7
в подпорных ступенях............................ 1,35
в компрессоре................................... 13,07
Степень двухконтурности........................... 5,2
Сила тяги, даН.................................... 20000
Расход воздуха, кг/с:
через двигатель................................. 622,1
через внутренний контур двигателя............... 100,3
Полная температура при выходе из вентилятора, К. . . . 344,4
Полное давление воздуха при выходе из вентилято-
ра, кПа........................................... 167
Полная температура воздуха при выходе из ком-
прессора, К....................................... 854
Полное давление воздуха при выходе из компрес-
сора, кПа......................................... 2771
Полная температура газа при выходе из турбины,
К................................................. 886,9
Полное давление газа при выходе из турбины, кПа.... 161
Удельный расход топлива, кг/(даН-ч)............... 0,395
Удельная тяга, Н/(кг-с-1)......................... 321,5
604
ТРД Р15Б-300
Общая характеристика*.
Двигатель Р15Б-300 (рис. 3.104, 3.105) рассчитан на условия
полета со сверхзвуковой скоростью (до М« 3) на высотах более
18 км. В соответствии с назначением двигатель имеет относительно
низкую степень повышения давления и систему форсирования тяги
путем дожигания топлива в форсажной камере за турбиной. Раз-
меры двигателя: длина без реактивного сопла 4097 мм; диаметр
по корпусу турбины (максимальный диаметр двигателя со снятым
реактивным соплом, диаметр которого несколько больше) 1355 мм.
Ресурс двигателя до первого ремонта 500 ч.
Приведем параметры двигателя на основных режимах ра-
боты **.
Режим I форсажа (в стендовых условиях): сила тяги
11200 даН; частота вращения 6580 мин-1 (что составляет 94 %
от максимальной частоты вращения); расход воздуха при вхо-
де в компрессор 144,0 кг/с; удельный расход топлива не более
2,70 кг/(даН-ч); степень повышения давления тг* = 4,75; допустимое
время непрерывной работы двигателя на земле без обдува форсаж-
ной камеры 20 с, в полете 15 мин.
Этот режим используется в полете со скоростями, соответству-
ющими М< 1,5. При больших числах М применяется режим II
форсажа.
Режим максимальный (в стендовых условиях): сила тяги
7500 даН; частота вращения 6580 мин-1; расход воздуха 144,0 кг/с;
удельный расход топлива не более 1,25 кг/(даН-ч); степень повыше-
ния давления тг* 4,65; допустимое время непрерывной работы двига-
теля на земле 20 с, в полете - не ограничено.
* В общей характеристике и в дальнейшем описании не будем рассматривать те
узлы и системы двигателя (например, форсажную камеру, реактивное сопло, систе-
мы регулирования и управления), которые имеют чисто авиационное назначение и не
используются при конверсионных переделках.
** На указанных режимах все параметры приведены к стандартным условиям (15°С,
760 мм рт. ст.) и даны без учета влияния гидравлического сопротивления воздухоза-
борника и отбора воздуха на самолетные нужды.
605
Рис. 3.104. Продольный разрез компрессора ТРД Р15Б-300:
1 - обтекатель входного направляющего аппарата; 2 - входной направляющий
корпуса четвертой ступени; 8 - разгрузочная полость компрессора; 9 - патрубок
606
аппарат; 3-6 - корпуса первой - четвертой ступеней соответственно; 7- фланец
стравливания; 10- труба суфлирования; 11 - лента перепуска воздуха
607
Рис. 3.105. Продольный разрез турбины ТРД Р15Б-300:
1 - вал турбины; & - форсунка; 3 - корпус задней опоры; 4 ~ роликовый подшипник;
5 - кольцо лабиринтное; 6 - корпус лабиринтов; 7 - кольцо лабиринтное; 8 - де-
флектор сопловой лопатки; 9- втулка распорная; 10- жаровая труба; 11 - корпус
камеры сгорания; 1S- корпус соплового аппарата; 13- лопатка соплового аппарата;
14 - втулка бандажа; 15 - лопатка турбины; 16- диск турбины; 17- дефлектор;
18 - штифт; 19- втулка вала; S0- кольцо уплотнительное; S1 - труба слива масла;
SS - болт балансировочный (—» - направление течения воздуха)
608
Этот режим используется в полете со скоростями, соответству-
ющими М < 1,5. При числах М> 1,5 применяется указанный ниже
бесфорсажный режим.
Режим малого газа: сила тяги не более 370 даН; частота вра-
щения 2800 мин-1; расход топлива не более 2000 кг/ч; допустимое
время непрерывной работы двигателя на земле 10 мин, в полете - не
ограничено.
Режим II форсажа (при высоте полета 20 км, скорости полета
2500 км/ч и с учетом коэффициента полного давления воздухозабор-
ника <твх = 0,795): сила тяги 4900 даН; удельный расход топлива
2,4 кг/(даН-ч); допустимое время непрерывной работы двигателя в
полете 15 мин.
Режим минимального II форсажа: сила тяги 3750 даН; удель-
ный расход топлива 2,0 кг/(даН-ч); допустимое время непрерывной
работы двигателя в полете - не ограничено.
Режим II форсажа применяется только в полете при М> 1,5.
Время перехода (приемистости) двигателя с режима малого
газа на режим с частотой вращения на 2 % ниже частоты вращения
на максимальном режиме на земле составляет 10-13 с, в полете -
12-15 с; время перехода с установившегося максимального режима
на режим форсажа не более 6 с.
Системы управления, регулирования, запуска, электрооборудо-
вания, топливная, смазки, внешнего охлаждения форсажной камеры
- все они имеют особенности, характерные для авиационных дви-
гателей, и здесь не рассматриваются. Не рассматриваются также
устройства передачи мощности для привода агрегатов (турбостар-
тера, турбохолодильника, гидронасосов, электрогенератора и т.д.),
система отбора воздуха на обслуживание самолета, приборы контро-
ля.
Конструкции двигателя. Компрессор двигателя (см.
рис. 3.104) осевой пятиступенчатый, скорость воздуха перед рабочи-
ми лопатками во всех ступенях околозвуковая. Уменьшение проход-
ных сечений проточной части выполнено путем постепенного уве-
личения диаметра дисков ротора при постоянном диаметре корпуса
компрессора.
Ротор компрессора барабанно-дисковой конструкции; четыре ря-
да лопаток размещены на барабане ротора, а передний ряд (первой
ступени) - на отдельном диске. Ротор опирается на две опоры: пе-
реднюю - радиальную с одним роликоподшипником и среднюю -
радиально-осевую, в которую входят два шарикоподшипника.
20 - 1746
609
Диски ротора, участки барабана между дисками, передняя и
задняя цапфы напрессовываются с натягом. Кроме того, для обес-
печения надежности при работе эти детали скреплены между собой
штифтами, запрессованными в радиальные отверстия.
Для охлаждения диска пятой ступени и задней цапфы внутрь ро-
тора подводится воздух, отбираемый из проточной части отверстия
в барабане диска третьей ступени. Охлаждающий воздух через от-
верстия в дисках и задней цапфе вытекает в полость компрессора,
служащую для разгрузки опор от осевых усилий.
На барабанах дисков второй и третьей ступеней выполнены ла-
биринтные уплотнения гребешкового типа.
Передняя и задняя цапфы ротора состоят из ступицы, кониче-
ской диафрагмы с фланцем по наружному диаметру и гребешков
лабиринта воздушного уплотнения. Внутри ступицы задней цап-
фы выполнены шлицы и закреплена муфта для передачи крутящего
момента от ротора турбины к ротору компрессора и их осевой фик-
сации. Сама муфта фиксируется гайкой. На ступицах цапф уста-
навливаются подшипники, кольцедержатели уплотнительных колец
масляного уплотнения, гайки для затяжки всего пакета деталей на
цапфах. На ступице задней цапфы на двух шпонках расположена
коническая шестерня центрального привода агрегатов.
Для предотвращения возникновения резонансных напряжений
число лопаток на рабочем колесе каждой ступени выбрано некрат-
ным числу лопаток на предыдущем и последующем спрямляющих
аппаратах. Например:
Номер ступени......................
Число лопаток на:
роторе ............................
статоре .........................
1 2 3 4 5
26 41 46 61 67
44 80 90 74 60
Примечание. Число лопаток на статоре входного направляющего
аппарата равно 30.
Для уменьшения вибрационных напряжений на рабочие лопатки
пятой ступени установлены бандажи.
Хвостовики лопаток всех ступеней закреплены в пазах типа “ла-
сточкин хвост”. Фиксация лопаток четвертой и пятой ступеней от
осевых перемещений производится разрезными кольцами, вставлен-
ными в прорези на хвостовиках лопаток и на ободьях дисков. Каждое
разрезное кольцо от перемещения в окружном направлении и выпа-
дания зафиксировано стопором, который вставляется в отверстие на
610
ободе диска в месте стыка кольца и развальцовывается с наружной
стороны обода.
Для вывода концов кольца из канавки при их съеме с двух сторон
стопора в ободе диска выполнены отверстия. Лопатки ротора вто-
рой и третьей ступеней помимо разрезных колец удерживаются от
осевого перемещения упорными штифтами. Лопатки пятой ступени
бандажированы шестью бандажами.
Рабочее колесо первой ступени съемное, на диске установлены
26 лопаток. Диск торцевым выступом центрируется по внутренне-
му диаметру передней цапфы и затягивается призонными болтами.
Диск имеет бурт с гребешками воздушного лабиринтного уплотне-
ния.
Лопатки на ободе диска закреплены от осевого перемещения
штифтами, которые от выпадания удерживаются кольцом. Ана-
логичное кольцо устанавливается и с передней стороны диска. В
обоих кольцах выполнены резьбовые отверстия, в которые вверты-
ваются балансировочные грузики (болты). На переднем торце диска
выполнена резьбовая бобышка для съема и постановки диска в рото-
ре. Ротор компрессора в собранном виде подвергается динамической
балансировке с помощью грузиков.
Статор компрессора (см. рис. 3.104) состоит из входного напра-
вляющего аппарата 2, корпуса компрессора со спрямляющими ап-
паратами, передней и задней опор двигателя, ленты перепуска 11 и
механизма управления ею. Входной направляющий аппарат 2 перед
корпусом компрессора повышает устойчивость работы двигателя с
самолетным воздухозаборником благодаря выравниванию поля ско-
ростей в окружном направлении при входе в первую ступень. Аппа-
рат 2 состоит из наружного обода, 30 лопаток и обтекателя 1. Обод
имеет два фланца, внутри расточен кольцевой пояс на глубину, рав-
ную толщине наружных полок лопаток. Лопатки полками приваре-
ны точечной электросваркой к ободу и обтекателю 1. Для защиты
от обледенения обтекатель и лопатки покрыты слоем водоотталки-
вающего состава. Задним фланцем аппарат 2 крепится болтами к
корпусу компрессора, а передним через проставочное кольцо стыку-
ется с входным устройством самолета.
Корпус компрессора состоит из пяти отдельных корпусов соот-
ветствующих ступеней. При сборке компрессора корпуса центри-
руются относительно внутреннего диаметра корпуса, и фланцы их
скрепляются между собой болтами, часть из которых (призонные)
служат для окружной фиксации корпусов и передачи крутящего мо-
мента на опоры компрессора.
20»
611
Особенностью корпуса первой ступени 3 является наличие пяти
полых спрямляющих лопаток, которые используются не только по
прямому назначению, но и для подвода масла к форсункам передней
опоры; для подвода воздуха, используемого для наддува полостей
лабиринтных уплотнений переднего подшипника (две лопатки); для
слива масла из полости переднего подшипника; для суфлирования
полости переднего подшипника.
Особенность корпуса третьей ступени 5 - наличие утолщенно-
го переднего фланца, в котором выполнены окна перепуска воздуха.
На переменных режимах через окна часть воздуха перепускается из
компрессора в атмосферу, чем обеспечивается согласование расхода
воздуха через все ступени на этих режимах. На расчетном режи-
ме окна перепуска закрываются упругой лентой 11, охватывающей
корпус.
В отличие от корпусов других ступеней, корпус четвертой сту-
пени 6 имеет продольный разъем в вертикальной плоскости (верти-
кальный разъем), необходимый для сборки компрессора. Половины
корпуса стыкуются между собой приваренными поперечными флан-
цами 7 и крепятся призонными болтами.
Для обеспечения осмотра лопаток ротора компрессора и зачист-
ки на них забоин на корпусах первой - четвертой ступеней выпол-
нены смотровые лючки, которые расположены в семь рядов, по два
лючка в ряду (верхний и нижний). Осмотр лопаток первой ступени
проводится через входной направляющий аппарат.
Задний корпус (корпус пятой ступени) компрессора несет в себе
спрямляющий аппарат пятой ступени и корпус подшипников средней
и задней опор двигателя. Он является основным силовым элементом
двигателя, передающим нагрузки от двигателя на самолет. Корпус
подшипников представляет собой тонкостенный силовой цилиндр,
соединяющий среднюю и заднюю опоры двигателя. К переднему
торцу крепится болтами корпус средней опоры, а к задним фланцам:
наружному - коническая силовая опора соплового аппарата турби-
ны, внутреннему - корпус заднего подшипника. Для уменьшения
теплоотдачи от камеры сгорания во внутреннюю масляную полость
корпуса подшипников внутри него приварен экран, а на наружной
поверхности между фланцами и экраном проложена теплоизоляция.
Внутри корпуса проходят трубы подвода и слива масла к средней и
задней опорам. Снаружи корпуса проходят девять труб, через кото-
рые суфлируется полость наддува задней опоры двигателя. Полость
корпуса подшипника суфлируется по трубе 10 через коробку агрега-
тов.
612
Средняя опора двигателя передает нагрузки с радиально-осевых
шарикоподшипников на задний корпус двигателя, к которому она
крепится болтами.
В процессе работы двигателя возникает осевая сила, действую-
щая на ротор компрессора по направлению полета. Вследствие пере-
пада давления на рабочем колесе ротора турбины возникает осевая
сила, направленная в сторону, противоположную полету. Действие
этих сил в значительной мере уравновешивается, однако на боль-
шинстве режимов двигателя осевая сила, действующая на ротор ком-
прессора, больше осевой силы, действующей на ротор турбины. Для
уменьшения этой силы предусмотрена разгрузочная полость 8, кото-
рая образуется задней цапфой ротора компрессора, конической диа-
фрагмой заднего корпуса, лабиринтным и кольцевым уплотнениями.
Повышенное давление в этой полости, возникающее вследствие пе-
ретекания воздуха из тракта компрессора через лабиринтное уплот-
нение, снижается путем выпуска воздуха в атмосферу через три раз-
грузочных патрубка 9. Снижение давления воздуха в разгрузочной
полости уменьшает осевую силу, действующую на среднюю опору.
Камера сгорания. На двигателе установлена трубчато-
кольцевая камера сгорания, состоящая из 12 отдельных жаровых
труб, равномерно расположенных по окружности и заключенных в
общий корпус.
Корпус камеры сгорания цельносварной, является силовой ча-
стью внешнего контура двигателя. Между отдельными секциями
корпуса вварены точеные фланцы, увеличивающие жесткость кор-
пуса. Передним фланцем корпус крепится к компрессору, к заднему
фланцу крепится сопловой аппарат турбины.
Для охлаждения внутренней поверхности стенки жаровой тру-
бы в кольцевые щели между четырьмя отдельными секциями через
мелкие отверстия, расположенные в начале каждой секции, подво-
дится воздух, который протекает вдоль стенки и предохраняет ее от
непосредственного воздействия горячих газов (т.е. осуществляет по
сути пленочное охлаждение стенки камеры).
Турбина. Газовая турбина двигателя (см. рис. 3.105) од-
ноступенчатая осевая реактивная. Статор турбины состоит из соп-
лового аппарата, корпуса задней опоры 3, уплотнительного кольца,
корпуса лабиринтов 6, кольца лабиринтного 7, уплотнительной втул-
ки.
Сопловой аппарат включает в себя наружный корпус 12, сопло-
вые лопатки 13, распорные втулки 9, внутреннюю опору, уплотни-
тельное кольцо и лабиринтное кольцо 7. Наружный корпус 12 пред-
ставляет собой силовую кольцевую деталь. Передним фланцем на-
ружный корпус с помощью 96 болтов крепится к корпусу 11 камеры
613
сгорания. Для центровки наружного корпуса относительно корпуса
камеры сгорания в стыке устанавливают 12 призонных болтов. К
заднему фланцу наружного корпуса с помощью 96 болтов крепится
корпус диффузора.
На наружном корпусе имеются четыре ряда радиальных отвер-
стий. Первые два используются для крепления сопловых лопаток
13, остальные - для крепления вставок бандажа, которые служат
для предохранения наружного корпуса от воздействия горячих газов,
фиксации сопловых лопаток в радиальном направлении и облегчения
подбора радиального зазора между ротором и статором по торцу ра-
бочих лопаток 15 турбины. Вставки крепятся к корпусу болтами,
законтренными шайбами.
В сопловом аппарате установлены 48 сопловых лопаток 13. Соп-
ловые лопатки пустотелые, изготовленные литьем без последующей
механической обработки поверхности профильной части. Они охла-
ждаются воздухом, отбираемым за компрессором.
Во внутренней полости каждой лопатки расположен тонкостен-
ный дефлектор 8. Поверхность дефлектора снабжена поперечными
выступами, обеспечивающими наличие зазора между ним и внутрен-
ней поверхностью лопатки. Охлаждение лопатки выполнено по по-
перечной схеме: воздух, поступающий во внутреннюю полость де-
флектора, натекает через щели во входной кромке дефлектора на
внутреннюю поверхность входной кромки лопатки, затем протекает
между дефлектором и внутренней поверхностью профильной части
лопатки и вытекает в проточную часть через щели, выполненные в
лопатке у выходной кромки со стороны вогнутой поверхности.
Для снижения вибрационных напряжений рабочих лопаток соп-
ловой аппарат выполнен “разношагим”. Для этого имеются два типа
сопловых лопаток - с широкими и узкими полками. Лопатки с узки-
ми полками расположены в верхней половине соплового аппарата и
образуют 26 узких межлопаточных каналов, а лопатки с широкими
полками - в нижней половине и образуют 22 широких межлопаточ-
ных канала.
Внутренняя опора - силовая деталь, состоящая из конической
стенки, внутреннего фланца для крепления к заднему корпусу ком-
прессора и наружного обода для соединения с помощью распорных
втулок 9 с наружным корпусом 12 соплового аппарата и центровки
жаровых труб 10. Внутренняя опора служит для передачи радиаль-
ных усилий от ротора турбины через радиальный роликоподшипник
4 на наружный силовой корпус. В наружном ободе опоры имеются
614
два ряда радиальных отверстий: первый для установки втулок, че-
рез которые подводится воздух в лопатки, второй для прохода бол-
тов, крепящих распорные втулки. В конической стенке опоры име-
ются И отверстий для прохода воздуха, охлаждающего диск тур-
бины. Во внутреннем фланце опоры имеются девять отверстий для
суфлирования полости между маслоуплотнительными кольцами 20
и воздушными лабиринтными уплотнениями 5, 6.
Корпус задней опоры 3 предназначен для установки наружного
кольца роликоподшипника 4 турбины. Наружное кольцо подшипни-
ка устанавливается в расточку корпуса и фиксируется от осевого пе-
ремещения пружинным стопорным кольцом. Поверхность расточки
имеет кольцевые канавки для уменьшения теплоотдачи от корпуса
к кольцу.
Ротор турбины включает в себя вал У, диск 16, рабочие лопатки
15, детали бандажирования Ц, лабиринтное кольцо 5, втулку 19
вала с кольцедержателем, детали замкового соединения с ротором.
Вал турбины полый, на его передней части имеются эвольвентные
шлицы, с помощью которых передается крутящий момент от ротора
турбины к ротору компрессора.
Передача осевого усилия от ротора турбины к ротору компрес-
сора осуществляется через сферическую гайку, навернутую на вал
турбины. Затяжка сферической гайки производится за внутренние
шлицы хвостовика специальным сдвоенным ключом, который вво-
дится через центральное отверстие в диске турбины.
Задняя часть вала имеет фланец, на который напрессовывает-
ся диск турбины 16. Для фиксации диска на валу служат 24 ра-
диальных штифта, законтренных от выпадания под действием сил
инерции завальцовкой материала диска. В задней части вала уста-
навливается с натягом втулка 19 вала. Передняя часть втулки вала
служит для установки с натягом внутреннего кольца радиального
роликового подшипника 4- На поверхности втулки вала выполнен
ряд кольцевых канавок для уменьшения теплоотдачи от втулки ва-
ла к подшипнику.
Радиальный роликовый подшипник охлаждается маслом, кото-
рое подается к нему с помощью форсунки 2. Слив масла из полости
подшипника осуществляется через трубу слива масла из задней опо-
ры.
Рабочие лопатки 15 устанавливаются и крепятся на диске в 94
пазах “елочного” типа. В верхней части пера каждой лопатки имеет-
ся утолщение, в котором выполнено отверстие для установки втулки
615
бандажа Ц. Фиксация лопаток в осевом направлении производит-
ся пластинчатыми замками Т-образного типа. Бандажирование ло-
паток турбины выполнено с целью гашения колебаний лопаток по
основному тону. Бандаж включает в себя втулки Ц и пальцы. Ло-
патки попарно связаны между собой втулками бандажа, установлен-
ными в отверстия в перьях лопаток. Втулки бандажа между собой
соединяются пальцами бандажа, которые входят в их отверстия.
С выходной стороны диска имеется бурт для установки дефлек-
тора 17 - дополнительного диска, служащего для направления охла-
ждающего воздуха по задней поверхности диска с целью ее охлажде-
ния. Дефлектор фиксируется с помощью 24 радиальных штифтов 18.
Подвод воздуха в зазор между диском и дефлектором производится
через 12 осевых отверстий, выполненных в теле диска.
Ротор турбины подвергается динамической балансировке. От-
дельно балансируется узел вала (путем снятия металла с наружной
поверхности вала и с торца фланца). Окончательно собранный ро-
тор динамически балансируется с помощью постановки балансиро-
вочных болтов 22 в резьбовые отверстия на ступице диска 16 и торце
дефлектора 17.
Турбина имеет три контура воздушного охлаждения. Первый
контур служит для охлаждения корпуса соплового аппарата и верх-
них полок сопловых лопаток. Охлаждающий воздух - вторичный
воздух из камеры сгорания с температурой, практически равной тем-
пературе за компрессором, через отверстия в центрирующем кольце
камеры сгорания поступает в полость между корпусом соплового ап-
парата 12 и верхними полками сопловых лопаток 13. Далее этот воз-
дух поступает в зазоры между корпусом и вставками бандажа и вы-
текает в проточную часть за турбиной. Второй контур - это контур
охлаждения соплового аппарата. Вторичный воздух из камеры сго-
рания поступает через втулки во внутреннюю полость дефлектора 8
сопловой лопатки (схема охлаждения лопатки описана выше). Тре-
тий контур служит для организации охлаждения диска. Вторичный
воздух из камеры сгорания, пройдя через отверстия в конической
стенке внутренней опоры, растекается в полости между внутренней
опорой и диском турбины 16, охлаждая полотно диска с входной
стороны. Из этой полости воздух через отверстия в диске поступает
в зазор между диском и дефлектором 17, под действием сил инер-
ции течет в радиальном направлении и через щели, образованные
выступами дефлектора, вытекает в проточную часть за турбиной.
Большой воздушный лабиринт 7 служит для уменьшения площади,
616
на которую воздействует давление охлаждающего воздуха, а следо-
вательно, для уменьшения осевой нагрузки на подшипники передней
опоры.
ТРДД 99.01
Общая характеристика. Двигатель 99.01 - ТРДД с форсажной
камерой сгорания, двухвальной, со смешением потоков внутренне-
го и наружного контуров за турбиной, с общей для обоих контуров
форсажной камерой и регулируемым сверхзвуковым всережимным
реактивным соплом.
Двигатель имеет модульную конструкцию, обеспечивающую
высокую технологичность сборки и позволяющую производить заме-
ну модулей при минимальном объеме регулировок и проверок. В чи-
сло модулей входят: КНД; газогенератор (включает КВД, основную
камеру сгорания, воздухо-воздушный теплообменник, ТВД, ТНД,
смеситель); фронтовое устройство форсажной камеры сгорания; ко-
робка приводов двигательных агрегатов с самими агрегатами.
Основные узлы и системы двигателя (рис. 3.106): компрессоры
1 и 3, основная камера сгорания 5, турбины 7, 8, наружный контур
4, форсажная камера сгорания со смесителем и реактивным соплом,
приводы вспомогательных устройств, масляная система, топливная
система, система противообледенения, система запуска.
Ротор низкого давления четырехопорный. Передняя опора ро-
тора КНД с роликовым подшипником 1 (рис. 3.107) расположена в
корпусе входного направляющего аппарата, задняя опора с шари-
ковым подшипником 3 - в промежуточном корпусе. Передняя опора
ротора ТНД с роликовым подшипником 4 размещена в валу ведущей
шестерни центральной конической передачи, находящейся в проме-
жуточном корпусе; задняя опора с роликовым подшипником 8 - в
корпусе опоры турбины.
Ротор высокого давления двухопорный. Его передняя опора с
шариковым подшипником 5 размещена в промежуточном корпусе,
а задняя опора с роликовым подшипником 7 смонтирована на валу
ТНД.
Силовая схема двигателя с указанием его основных узлов, пере-
дающих усилия на элементы крепления двигателя к самолету, изо-
бражена на рис. 3.108. Основным элементом силовой схемы является
промежуточный корпус 5.
Наружный контур 4 (см. рис. 3.106) состоит из двух корпусов:
переднего (разъемного) и заднего.
617
OS
н-1
00
Рис. 3.106. Продольный разрез ТРДД 99.01:
1 - КНД; 2 — промежуточный корпус; 3 - КВД; 4 - наружный контур; 5 - основная
камера сгорания; 6 - воздухо-воздушный теплообменник; 7 - ТВД; 8 - ТНД;
9 - форсажная камера сгорания; 10 - реактивное сопло; 11- опора турбины
Рис. 3.107. Схема роторов и опор ТРДД 99.01:
1 - роликовый подшипник передней опоры ротора КНД; 2 - ротор низкого да-
вления; 3 - шариковый подшипник задней опоры ротора КНД; 4 ~ роликовый
подшипник передней опоры ротора ТНД; 5 - шариковый подшипник передней
опоры ротора высокого давления; 6 - ротор высокого давления; 7 - роликовый
подшипник задней опоры ротора высокого давления; 8 - роликовый подшипник
задней опоры ротора ТНД
Рис. 3.108. Силовая схема ТРДД 99.01:
1 - наружный корпус; 2 - ротор низкого давления; 3 - внутренний корпус; 4 ~ ротор
высокого давления; 5 - промежуточный корпус; 6 - узлы крепления к самолету
При работе двигателя воздух из самолетного воздухозаборника
поступает в КНД. В промежуточном корпусе (за КНД) воздух раз-
деляется на два потока - внутренний и наружный. Поток воздуха во
внутреннем контуре поступает из КВД в основную камеру сгорания,
где смешивается с топливом, впрыскиваемым через двухкаскадные
форсунки коллектора основной топливной системы. Смесь воспламе-
няется разрядом полупроводниковых свечей. Продукты сгорания по-
619
ступают последовательно в ТВД и ТНД. Поток воздуха в наружном
контуре обтекает трубчатые модули теплообменника, снижая темпе-
ратуру воздуха, поступающего на охлаждение элементов турбины.
Смешение потоков газа внутреннего контура и воздуха наружного
контура происходит в смесителе за ТНД.
Как и при рассмотрении авиационных двигателей других типов,
в общей характеристике и в дальнейшем описании не будем рассма-
тривать те узлы и системы двигателя, которые не используются при
конверсионных преобразованиях. Упомянем лишь об одной из важ-
ных особенностей данного двигателя - наличии воздухо-воздушного
теплообменника 6 (см. рис. 3.106), который предназначен для сни-
жения температуры охлаждающего турбину воздуха с целью повы-
шения его хладоресурса. В состав теплообменника входят корпус,
трубчатые теплообменные модули и аппарат отключения охлажде-
ния. Система управления охлаждением турбины обеспечивает пода-
чу воздуха от КВД к деталям турбины.
Конструкция двигателя
Компрессор двигателя осевой, двухкаскадный,
включает 13 ступеней. В состав компрессора входят (см. рис. 3.106):
четырехступенчатый КНД /; девятиступенчатый КВД 3 с тремя ре-
гулируемыми направляющими аппаратами (входным и первых двух
ступеней); промежуточный корпус 2 с задней опорой ротора КНД,
передней опорой ротора КВД и выходным направляющим аппара-
том КНД.
КНД состоит из ротора 2 (рис. 3.109) и статора 3.
Статор состоит из входного направляющего аппарата 1, обтека-
теля 13, передней опоры 11, корпусов первой - четвертой ступеней.
Входной направляющий аппарат является силовым элементом
двигателя, выполнен из титана. В нем смонтированы передняя опора
11 КНД, откачивающий маслонасос 12, обтекатель 13. В его состав
входят наружное кольцо, ступица и 23 стойки. Стойки образуют
единую аэродинамическую решетку с регулируемыми поворотными
закрылками. Через семь стоек проходят трубопроводы суфлирова-
ния масляных полостей, подвода, слива и откачки масла.
Передняя опора ротора - силовой элемент двигателя - закреп-
лена на заднем фланце ступицы входного направляющего аппара-
та. В ее состав входят: корпус роликового подшипника, роликовый
подшипник, узел масляного уплотнения, две крышки лабиринтного
уплотнения.
620
to
(Од
Рис 3.109. Продольный разрез компрессора ТРД Д 99.01:
1 — входной направляющий аппарат, 2 — ротор КНД; 3 — статор КНД; 4 — промежуточный корпус;
5 - статор КВД; 6 - ротор КВД; 7 - основная камера сгорания; 8 - вал ротора ТНД; 9 - передняя
опора КВД; 10 - задняя опора КНД; 11 - передняя опора КНД; 12 - откачивающий маслонасос;
13 - обтекатель ("кок")
Корпус роликового подшипника имеет наружный и внутренний
контуры. Упругоподвижную переднюю часть корпуса с неподвиж-
ным фланцем ступицы связывают 50 упругих перемычек. Упругость
корпуса, а также наличие масляной пленки в полости расположения
упругого кольца гасят поперечные колебания ротора.
Корпуса первой - четвертой ступеней выполнены в виде кольце-
вых оболочек. В корпусе над рабочими лопатками за направляющим
аппаратом третьей ступени выполнена полость, которая сообщает-
ся с проточной частью через прорези в корпусе и образует щелевой
перепуск, расширяющий диапазон режимов устойчивой работы ком-
прессора. В корпусах имеются окна для осмотра и текущего ремонта
лопаток ротора. Соединение всех корпусов - фланцевое. Передний
фланец корпуса крепится к входному направляющему аппарату, зад-
ний - к промежуточному корпусу.
Направляющие аппараты первой - третьей ступеней состоят со-
ответственно из лопаток с наружными и внутренними полками, а
также внутренних полуколец, являющихся неподвижными элемента-
ми воздушных лабиринтных уплотнений; подвижными элементами
служат гребешки на барабане ротора.
Ротор КНД имеет барабанно-дисковую конструкцию, опирает-
ся передней цапфой на роликовый, а задней - на шариковый под-
шипник. Число рабочих лопаток по ступеням КНД (от первой до
четвертой) соответственно 37, 45, 57 и 43. В барабане ротора за
диском первой ступени имеются отверстия для подвода воздуха из
проточной части компрессора во внутреннюю полость ротора для
разгрузки осевых сил.
Вал 8 соединяет роторы КНД 2 и ТНД и передает крутящий
момент компрессору от ротора турбины.
Промежуточный корпус - основной элемент силовой схемы дви-
гателя. В промежуточном корпусе воздух, поступающий из КНД,
делится на два потока, один из которых поступает в наружный, а
другой во внутренний контуры.
В промежуточном корпусе установлены выходной направляю-
щий аппарат КНД, задняя опора ротора КНД, передняя опора рото-
ра КВД, центральная коническая передача. Промежуточный корпус
выполнен из титана и состоит из наружного и внутреннего опорного
ободьев, соединенных 12 стойками. Стойки полые, через них прохо-
дят вертикальная рессора центральной конической передачи и рес-
сора привода маслонасоса, осуществляется суфлирование полостей
622
задней опоры ротора КНД и передней опоры ротора КВД, подводит-
ся масло к подшипникам обеих опор, проходит трубопровод откач-
ки масла из полости промежуточного корпуса, производится наддув
уплотнений опор КНД и КВД.
Задняя опора ротора КНД воспринимает суммарную осевую на-
грузку от роторов КНД и ТНД, а также радиальную нагрузку от
ротора КНД.
Передняя опора ротора КВД воспринимает суммарную осевую
и радиальную нагрузку от роторов КВД и ТВД. В конструкции опо-
ры предусмотрено демпфирование шарикового подшипника благода-
ря упругости корпуса, деформации изгиба упругого кольца, являю-
щегося элементом корпуса подшипника, а также от выдавливания
масляной пленки из полости, в которой размещено упругое кольцо.
КВД состоит из статора и ротора. Статор КВД включает кор-
пус входного направляющего аппарата и первой ступени, корпус вто-
рой и третьей ступеней, задний корпус, входной направляющий ап-
парат и девять направляющих аппаратов. Передним фланцем ста-
тор соединен с промежуточным корпусом, а задним - с корпусом ка-
меры сгорания. В корпусах статора имеются окна осмотра лопаток
КВД.
Корпус входного направляющего аппарата и первой ступени вы-
полнен с двумя фланцами и продольным разъемом. В корпусе смон-
тированы лопатки входного направляющего аппарата и направляю-
щего аппарата первой ступени. Корпус второй и третьей ступеней
выполнен с двумя фланцами и продольным разъемом. К корпусу
приварена обечайка коллектора, образующая с ним кольцевую по-
лость отбора воздуха из-за седьмой ступени.
Лопатки входного направляющего аппарата поворотные, двух-
опорные, а поворотные лопатки направляющего аппарата первой и
второй ступеней консольные. Поворот этих лопаток по сигналу си-
стемы управления осуществляется гидроцилиндрами через привод-
ные кольца и систему рычагов.
Направляющие аппараты с третьей по восьмую ступени нерегу-
лируемые. Через прорези в наружном кольце направляющего аппа-
рата седьмой ступени и отверстия в корпусе производится отбор воз-
духа для нужд самолета и системы наддува масляных уплотнений
опор двигателя. Выходной направляющий аппарат КВД выполнен
двухрядным, фланцем на наружном кольце он крепится к корпусу
камеры сгорания.
Ротор КВД включает диски с рабочими лопатками, вал, перед-
нюю цапфу и лабиринт. Барабан ротора состоит из трех секций
623
дисков: первая секция включает диски первой - третьей ступеней;
вторая - диски четвертой - шестой ступеней; третья - диски седьмой
- девятой ступеней. Ряды рабочих лопаток по ступеням с первой по
девятую имеют соответственно следующее число лопаток: 47, 62, 73,
94, 99, 101,103, 105, 107.
Передней цапфой ротор КВД опирается на шариковый подшип-
ник, смонтированный в промежуточном корпусе.
Основная камера crop ания 5 (см. рис. 3.106) коль-
цевая, состоит из корпуса с диффузором и жаровой трубы. Топливо
поступает в камеру через 28 двухкаскадных форсунок. Воспламене-
ние топливовоздушной смеси при запуске двигателя осуществляется
электрической системой зажигания. Внутренний и наружный корпу-
са камеры сгорания и воздухо-воздушного теплообменника образуют
со стенками жаровой трубы кольцевые каналы, по которым воздух
из КВД поступает в жаровую трубу.
Передняя часть корпуса, представляющего собой элемент сило-
вой схемы двигателя, образует кольцевой диффузор между КВД и
камерой сгорания. Корпус состоит из наружного и внутреннего кор-
пусов, соединенных с помощью 14 полых стоек. На семи стойках
имеются кронштейны для крепления жаровой трубы и топливного
коллектора. Передний фланец наружного корпуса крепится к флан-
цу корпуса КВД, задний - к переднему фланцу корпуса теплооб-
менника. Задний фланец внутреннего корпуса крепится к корпусу
соплового аппарата КВД.
Жаровая труба состоит из набора профилированных обечаек,
соединенных между собой сваркой. Фронтовая часть жаровой трубы
состоит из кольцевой обечайки, имеющей 28 цилиндрических камер
смешения, и лопаточных завихрителей, подвижно установленных на
входе в камеры смешения. Формирование поля температур при вы-
ходе из камеры сгорания осуществляется воздухом, поступающим
через четыре ряда отверстий, расположенных на смесительной ча-
сти жаровой трубы. Для охлаждения стенок жаровой трубы на ее
внутренней и наружной оболочках имеются кольцевые щели, в кото-
рые через отверстия поступает воздух, образующий заградительную
пелену вдоль стенок.
Турбина двигателя осевая двухступенчатая. В со-
став узла турбины входят (см. рис. 3.106): одноступенчатая ТВД 7с
охлаждаемыми воздухом диском, сопловыми и рабочими лопатками,
а также деталями наружного и внутреннего корпусов; одноступен-
чатая ТНД 8 с охлаждаемыми воздухом диском и сопловыми лопат-
ками; опора 11 турбины, в которую входят корпус опоры и корпус
подшипника.
624
ТВД приводит во вращение КВД и агрегаты, установленные
на коробке приводов двигательных агрегатов и на выносной коробке
агрегатов; ТНД вращает КНД. Каждая из турбин содержит ротор
и сопловой аппарат (рис. 3.110).
Опора узла турбины - элемент силовой схемы двигателя. Ра-
диальные усилия от ротора ТВД передаются на опору через межро-
торный подшипник, вал ТНД и расположенный в опоре подшипник
ротора ТНД. В узел входят корпус опоры и корпус подшипника.
Сопловой аппарат 1 ТВД соединен с фланцами обода соплового
аппарата ТНД и корпуса теплообменника, а также телескопическим
соединением с жаровой трубой камеры сгорания. Наружное кольцо
соплового аппарата ТВД имеет отверстия для подвода вторичного
воздуха из камеры сгорания и воздухо-воздушного теплообменника
на охлаждение соплового аппарата и рабочих лопаток 2 ТВД. Вну-
треннее кольцо соплового аппарата ТВД соединено фланцем с аппа-
ратом закрутки и с внутренним корпусом камеры сгорания.
Сопловой аппарат ТВД имеет 42 лопатки, объединенные в 14 ли-
тых трехлопаточных блоков, чем достигается уменьшение перетечек
газа.
Сопловая лопатка пустотелая, охлаждаемая. Внутренняя по-
лость лопатки разделена перегородкой. На входной кромке лопатки
имеется перфорация, выполненная в несколько продольных рядов,
обеспечивающая пленочное охлаждение наружной поверхности пера
у входной кромки. В передней и задней полостях лопатки размеще-
ны тонкостенные дефлекторы с отверстиями для выпуска охлажда-
ющего воздуха в зазоры между дефлекторами и внутренней поверх-
ностью лопатки. Для интенсификации теплообмена на поверхности
у выходной кромки имеются турбулизирующие штырьки.
Ротор ТВД состоит из диска 10, имеющего 90 рабочих лопаток,
цапфы 9 с лабиринтами и маслоуплотнительными кольцами. В дис-
ке с передней стороны выполнены наклонные отверстия 13 для под-
вода охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам. Рабочая лопатка
2 ТВД литая, полая, охлаждаемая. Во внутренней полости ее для
организации охлаждения имеются продольный канал с отверстиями
в перегородке и ребра. Кроме того, на передней кромке лопатки вы-
полнена перфорация для организации пленочного охлаждения. Воз-
дух, охладив лопатку, вытекает в осевой зазор. Хвостовик лопатки
“елочного” типа.
Сопловой аппарат 3 ТНД соединен с корпусом теплообменни-
ка и наружным кольцом ТВД, а также с корпусом опоры турбины.
Сопловой аппарат имеет 33 лопатки, спаянные в 11 трехлопаточных
625
05
to
05
Рис 3.110. Продольный разрез турбины ТРДД 99.01:
1 - сопловой аппарат ТВД; 2 - лопатка рабочего колеса ТВД; 3 - сопловой аппарат ТНД; 4 - лопатка рабочего
колеса ТНД; 5 - напорный диск; 6 - диск ТНД; 7 - цапфа ротора ТНД; 8 - вал ротора ТНД; 9 - цапфа ротора ТВД;
10 - диск ТВД; 11 - вал КВД; 12, 13 ~ отверстия в диске ТНД и ТВД соответственно
блоков для уменьшения перетечек газа. Сопловая лопатка литая, пу-
стотелая, охлаждаемая. Во внутренней полости пера лопатки разме-
щен перфорированный дефлектор. На внутренней поверхности пера
имеются поперечные ребра и турбулизирующие штырьки для орга-
низации направленного течения охлаждающего воздуха. Для разде-
ления полостей между рабочими колесами ТВД и ТНД на сопловом
аппарате ТНД крепится диафрагма.
Ротор ТНД состоит из диска 6, имеющего 90 рабочих лопаток
4, цапфы 7, вала 8 и напорного диска 5. Основной диск имеет пазы
для крепления рабочих лопаток и наклонные отверстия 12 с задней
стороны диска для подвода воздуха к ним. Рабочая лопатка ТНД ли-
тая, полая, охлаждаемая. Интенсификация охлаждения достигает-
ся благодаря поперечным штырькам, отлитым между внутренними
стенками спинки и вогнутой поверхности. Воздух после охлаждения
лопатки вытекает в радиальный зазор. Лопатка на периферийной
части имеет бандажную полку с гребешком лабиринтного уплотне-
ния, обеспечивающим уменьшение радиального зазора между рото-
ром и статором.
Диск ротора ТНД установлен на валу с помощью цапфы 7. Кру-
тящий момент от диска ТНД через цапфу и шлицевые соединения
передается на вал ТНД, с которым соединен вал КНД. На наружной
поверхности передней части цапфы установлены внутренняя обой-
ма роликового подшипника (на который опирается ротор высокого
давления), лабиринт и набор уплотнительных колец, образующих
переднее уплотнение масляной полости задней опоры ТВД.
На цилиндрическом поясе в передней части цапфы имеется на-
бор уплотнительных колец, образующих уплотнение масляной поло-
сти между роторами ТВД и ТНД. На цилиндрическом поясе в задней
части цапфы установлен набор уплотнительных колец, образующий
уплотнение масляной полости опоры ТНД.
Вал 8, с которым соединена цапфа, состоит из трех частей, со-
единенных штифтами. В задней части вала имеется привод отка-
чивающего маслонасоса опоры турбины, в передней части - шлицы,
передающие крутящий момент на ротор КНД через рессору.
С задней стороны диска ТНД установлен напорный диск 5, обес-
печивающий повышение давления охлаждающего воздуха при входе
в рабочие лопатки ТНД. В состав опоры турбины входят корпуса
опоры и подшипника, экран с обтекателями, пеногасящая сетка и
крепежные детали. Корпус опоры состоит из наружного корпуса и
внутренних колец, соединенных силовыми стойками и образующих
силовую схему опоры турбины. Внутри силовых стоек размещены
627
трубопроводы подвода и откачки масла, суфлирования масляных по-
лостей, слива масла. Через полости силовых стоек подводится воз-
дух на охлаждение ТНД и отводится воздух из предмасляной по-
лости. Силовые стойки закрыты снаружи обтекателями. Экран с
обтекателями образует проточную часть газовоздушного тракта за
ТНД.
Корпус подшипника и крышки образуют масляную полость опо-
ры турбины, которая термоизолирована. На корпусе подшипни-
ка установлены маслооткачивающий насос и масляный коллектор.
Между наружной обоймой роликового подшипника ротора ТНД и
корпусом подшипника размещен упругомасляный демпфер.
Приложение
НИЗШАЯ ТЕПЛОТА СГОРАНИЯ Q* И ТЕОРЕТИЧЕСКИ
НЕОБХОДИМОЕ КОЛИЧЕСТВО ВОЗДУХА 10
Топливо QP , кДж/кг /о
Природные газы:
березовский 49 030 15,83
войвожский 42 210 13,69
дашавский 50 410 16,84
карадагеказский 49 380 16,51
ленинградский 47 790 15,96
саратовский 46 900 16,34
ставропольский 48 800 16,85
щебелинский 40 100 15,93
Попутные газы:
жирновский 44 340 13,89
ключевский 48 240 13,49
небитдагский 48 980 15,38
ромашкинский 43 470 12,25
туймазинский 43 450 12,48
Искусственные газы:
антрацит 4 490 1,182
водяной 14 410 3,895
доменный 3 010 0,779
коксовый очищенный 34 160 9,908
подземной газификации 3 610 0,995
Жидкие топлива:
бензин 43 750 14,91
дистиллят 41 030 13,82
керосины Т-1, ТС-1, Т-2 43 000 14,61
соляровое масло 42 300 14,35
мазуты Ф-5, Ф-12 41300 13,31
629
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Арсеньев Л.В. Комбинированные установки электростанций: Учеб, пособие.
- СПб.: СПбГТУ, 1993.
Арсеньев Л.В., Тырышкин В.Г. Комбинированные установки с газовыми тур-
бинами. - Л.: Машиностроение, 1982.
Бодров И.С., Куландин А.А., Родионов Н.Н. Воздухоаккумулирующие газо-
турбинные установки. - Л.: Машиностроение, 1991.
Газотурбинные установки зарубежных кораблей: Зарубежное кораблестрое-
ние (1975 - 1985) / Гартвиг В.В. и др. - Л.: Судостроение, 1986.
Голубев Н.В. Проектирование энергетических установок морских судов:
Учеб, пособие для вузов. - Л.: Судостроение, 1980.
Емин О.Н. Использование авиационных ГТД для создания наземных транс-
портных и стационарных энергетических установок: Учеб, пособие. - М.:
Изд-во МАИ, 1998.
Курзон А.Г., Маслов Л.А. Судовые турбинные установки: Учеб, пособие. -
Л.: Судостроение, 1991.
Манушин Э.А. Газовые турбины - проблемы и перспективы. - М.: Энерго-
атомиздат, 1986.
Манушин Э.А. Газотурбинные двигатели колесных и гусеничных машин //
Итоги науки и техники. - М.: ВИНИТИ, 1984. (Сер. “Турбостроение”,
Т. 3).
Манушин Э.А. Комбинированные энергетические установки с паровыми и
газовыми турбинами // Итоги науки и техники. - М.: ВИНИТИ, 1990.
(Сер. “Турбостроение”, Т. 4).
Ольховский Г.Г. Энергетические газотурбинные установки. - М.: Энерго-
атомиздат, 1985.
Проектирование авиационных ГТД: Учеб, пособие / Ахмедзянов А.М., Ала-
торцев В.П., Гумеров Х.С. и др. - Уфа: Изд-во Уфимск. авиац. ин-та,
1987.
Регулирование и вспомогательные системы газотурбинных и комбинирован-
ных установок: Учеб, пособие для вузов / Михальцев В.Е., Панков О.М.,
Юношев В.Д. - М.: Машиностроение, 1982.
Сорока Я.Х. Теория и проектирование судовых газотурбинных двигателей:
Учеб, пособие для вузов. - Л.: Судостроение, 1982.
630
Стационарные газотурбинные установки / Арсеньев Л.В., Тырышкин В.Г.,
Богов И.А. и др.; Под ред. Арсеньева Л.В. и Тырышкина В.Г. - Л.:
Машиностроение, 1989.
Таленс Я.Ф. Работа конструктора. - Л.: Машиностроение, 1987.
Теплообменные устройства газотурбинных и комбинированных установок:
Учеб, пособие для вузов / Грязнов Н.Д., Епифанов В.М., Иванов В.Л., Ма-
нушин Э.А. - М.: Машиностроение, 1985.
Теплотехника: Учеб, для втузов / Архаров А.М., Исаев С.И., Кожинов И.А.
и др.; Под общ. ред. Крутова В.И. - М.: Машиностроение, 1986.
Транспортные машины с газотурбинными двигателями / Попов Н.С., Изотов
С.П., Антонов В.В. и др.; Под общ. ред. Попова Н.С. - 2-е изд., перераб. и
доп. - Л.: Машиностроение, 1987.
Турбомашины и МГД-генераторы газотурбинных и комбинированных уста-
новок: Учеб, пособие для втузов / Бекнев В.С., Михальцев В.Е., Шабаров
А.Б., Янсон Р.А. - М.: Машиностроение, 1983.
Христин В.А., Тумановский А.Г. Газотурбинные двигатели и защита окру-
жающей среды. - Киев: Техника, 1983.
Цанев С.В., Чухин И.М. Расчет на ЭВМ тепловых схем газотурбинных уста-
новок в составе парогазовых установок тепловых электростанций: Учеб,
пособие для вузов. - М.: Изд-во МЭИ, 1986.
Энергетические установки космических аппаратов / Подшивалов С.А., Ива-
нов Э.И., Муратов Л.И. и др.; Под общ. ред. Невяровского Д.Д. и Викто-
рова В.С. - М.: Энергоиздат, 1981.
Ядерные газотурбинные и комбинированные установки / Манушин Э.А., Бек-
нев В.С., Осипов М.И., Суровцев И.Г.; Под общ. ред. Манушина Э.А. - М.:
Энергоатомиздат, 1993.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие........................................................ 3
Условные обозначения и сокращения.................................. 4
Введение........................................................... 7
В1. Ранние отечественные исследования в области газотурбинных
установок....................................................... 7
В2. Классификация газотурбинных и комбинированных установок .... 18
ВЗ. Совершенствование газотурбинных установок................... 20
Раздел первый. Теория газотурбинных и комбинированных установок с
подводом теплоты при постоянном давлении......................... 25
1. Простейшие ГТУ............................................... 25
1.1. Схема и основные параметры ГТУ . ........................ 25
1.2. Идеальный цикл........................................... 29
1.3. Расчет процессов с реальным рабочим телом................ 35
1.4. Протекание действительных процессов в ГТУ................ 42
1.5. Параметры действительного цикла.......................... 58
1.6. Процессы сжатия и расширения с теплообменом.............. 64
2. Многоагрегатные ГТУ.......................................... 78
2.1. ГТУ с регенератором...................................... 78
2.2. Многоагрегатные ГТУ с регенератором, промежуточным
охлаждением и подогревом..................................... 90
2.3. Многоагрегатные ГТУ без регенератора и с промежуточной
регенерацией (цикл Уварова)................................. 101
2.4. ГТУ для воздухоаккумулирующих электростанций............ 112
3. Замкнутые и полузамкнутые ГТУ............................... 121
3.1. Замкнутые ГТУ........................................... 121
3.2. Замкнутые ГТУ с конденсацией рабочего тела.............. 132
3.3. Замкнутые ГТУ на диссоциирующих газах................... 136
3.4. Полузамкнутые ГТУ....................................... 143
3.5. ГТУ на твердбм горючем.................................. 152
632
4. Комбинированные установки с ГТУ............................ 158
4.1. Параметры паротурбинных установок...................... 159
4.2. Парогазовые и газопаровые установки.................... 165
4.3. Комбинированные установки с МГД-генератором............ 172
4.4. Газотурбинные установки с МГД-генератором.............. 185
4.5. Замкнутые установки с МГД-генератором.................. 195
Раздел второй. Теория и проектирование газотурбинных установок пе-
риодического сгорания........................................... 201
5. Теория ГТУ ПС с трех- и двухклапанными камерами............ 201
5.1. Схемы ГТУ.............................................. 201
5.2. Процессы сжатия воздуха и наполнения камеры сгорания.. 205
5.3. Процессы сгорания и расширения в турбине............... 217
5.4. Удельные параметры ГТУ....................... 231
6. Теория ГТУ ПС с одноклапанными камерами.................... 237
6.1. Схемы ГТУ.............................................. 238
6.2. Процесс сгорания с газовой подушкой (режим 7).......... 243
6.3. Процесс сгорания при полном наполнении камеры (режим II) . . . 257
6.4. Скорость тепловыделения в камере ПС.................... 268
7. Эффективность ГТУ периодического сгорания.................. 283
7.1. Выбор параметров ГТУ ПС................................ 283
7.2. Эффективность установок ПС в различных областях техники . . 293
7.3. Параметры ГТУ ПС на переменных режимах................. 307
7.4. Повышение эффективности ГТУ р = const при ПС
на режиме максимальной мощности............................ 313
Раздел третий. Проектирование стационарных и транспортных газотур-
бинных и комбинированных установок.............................. 322
8. Общие задачи, современные методы и принципы проектирования . . . 322
8.1. Проектирование и конструирование....................... 322
8.2. Техническое задание на проектирование.................. 324
8.3. Техническое предложение и эскизный проект.............. 326
8.4. Технический проект..................................... 328
8.5. Рабочая и эксплуатационная документация................ 329
8.6. Автоматизация проектирования установок................. 332
633
9. Стационарные энергетические газотурбинные и комбинированные
установки...................................................... 336
9.1. Особенности и основные параметры установок.............. 336
9.2. Технико-экономические показатели энергетических установок,
требования к ним............................................. 358
9.3. Выбор схемы и параметров энергетических установок
на органическом топливе...................................... 367
9.4. Выбор схемы и параметров энергетических комбинированных
установок с использованием твердого топлива.................. 395
9.5. Комбинированные установки с МГД-генератором и ГТУ
открытого цикла............................................. 404
9.6. Выбор схемы и параметров энергетических полузамкнутых и
замкнутых установок на органическом топливе.................. 410
9.7. Выбор схемы и параметров энергетических установок на
нетрадиционных источниках энергии............................ 416
9.8. Выбор рабочего тела установок на ядерном топливе....... 422
9.9. Особенности выбора схемы и параметров ЗГТУ
с МГД-генератором............................................ 436
9.10. Проектирование основных узлов энергетических
установок на Органическом топливе........................... 439
9.11. Учет влияния систем охлаждения турбин на
эффективность установок..................................... 455
10. Стационарные приводные ГТУ................................ 458
10.1. Особенности и параметры приводных ГТУ.................. 458
10.2. Технико-экономические показатели приводных ГТУ . . .... 468
10.3. Выбор схемы и параметров ГТУ для газоперекачивающих
станций..................................................... 471
10.4. Типы и конструкции основных узлов ГТУ для газопроводов . . . 475
10.5. Выбор схемы и параметров промышленных ГТУ.............. 484
10.6. Типы основных узлов промышленных ГТУ................... 492
11. Транспортные газотурбинные и комбинированные установки... 494
11.1. Особенности и параметры транспортных установок......... 494
11.2. Технико-экономические показатели и требования, предъявляемые
к транспортным установкам................................... 509
11.3. Общие особенности транспортных установок............... 530
11.4. Особенности проектирования судовых установок........... 535
11.5. Особенности проектирования локомотивных ГТУ............ 563
11.6. Особенности проектирования ГТД колесных
и гусеничных машин.......................................... 568
634
11.7. Особенности проектирования ГТУ для космических
и подводных объектов........................................ 583
12. Преобразование авиационных ГТД в стационарные и транспортные
ГТУ и ГТД.................................................... 597
12.1. Авиационные ГТД как объект конверсии.................. 597
12.2. Примеры использования авиационных ГТД для создания
стационарных и транспортных ГТУ и ГТД....................... 601
12.3. Конструкционные особенности авиационных ГТД........... 603
Приложение...................................................... 629
Список литературы............................................... 630
ММПП “САЛЮТ” — первый в России
Первый в России авиамоторный завод “Гном” возник в 1912 г. Это
были полукустарные мастерские, весь управленческий и технический пер-
сонал — французы. На заводе выпускались двигатели “Гном” мощностью
80 л.с., которые собирались из деталей и узлов, поставляемых из Фран-
ции. Двигатели устанавливали на самолеты “Ньюпорт-4”, “Фарман-16”
и другие. В 1918 г. вся авиационная промышленность была национали-
зирована. Завод “Гном” сначала переименовали в завод № 2 “Икар”,
затем в 1927 г. объединили с заводом № 4 “Мотор” и назвали “Завод
№ 24 им. М.В. Фрунзе”. С 1942 г. — это завод № 45, с 1963 г. — ММ3
“Салют”, с 1982г. — ММПО “Салют”, с 1993г. — ММПП “Салют”.
Уже в начале 1920-х годов на заводе было освоено производство пер-
вых отечественных двигателей М-5 и М-4. Эти двигатели мощностью до
400 л.с. устанавливали на истребители И-1 и И-2, разведчики Р-1, Р-2
и МР-1, бомбардировщик ТБ-1, учебно-тренировочный самолет У-2. В
1930 г. началось серийное производство двигателя АМ-34 конструкции
А.А. Микулина — один из лучших поршневых двигателей в мире. Его
устанавливали на бомбардировщик ТБ-3, специальный самолет АНТ-25,
самолет-разведчик Р-7, пассажирские самолеты Д-7 и МП-1, а двигатель
ГАМ-34 — на торпедные катера и морские охотники.
1930-е годы — период расцвета отечественной авиации, рекордов и
исторических перелетов. В их числе 12 выдающихся перелетов, совершен-
ных экипажами на самолетах с двигателями, произведенными на заводе.
В годы войны завод выпускал двигатели АМ-38 для ИЛ-2. Всего
было произведено более 36 000 этих замечательных самолетов, 10 000 из
них летало с нашими двигателями.
Послевоенный период — время освоения и развития производства
реактивных двигателей. Уже в 1947 г. началось производство первого
отечественного реактивного двигателя ТР-1 конструкции А.М. Люлька,
а в 1948 г. — ВК-1 конструкции В.Я. Климова, которые устанавливали
на истребители МИГ-15 бис, МИГ-17, ИЛ-28 и ТУ-14. Яркими страница-
ми в истории предприятия стали 1960-е годы. Бурное развитие реактив-
ной техники сопровождалось освоением и серийным выпуском двигателя
АД-7Ф-1 (1957-1968 гг.) конструкции А.М. Люлька для СУ-7Б и СУ-9;
АЛ-21Ф (1972-1984 гг.) для МИГ-23, СУ-17 и СУ-24; Р-15Б-300 (1965-
1986 гг.) конструкции С.К. Туманского для МИГ-25; АЛ-31Ф (с 1984 г.)
для СУ-27 и его модификаций.
636
Завод осваивает производство двигателей Д-436Т1 для самолетов
ТУ-334, БЕ-200, АН-74 и других, ТВД-1500 для АН-38 и С-80; РД-600
для вертолета КА-62. Начато освоение двигателя Д-27 для самолета
АН-70.
В настоящее время завод обладает мощным потенциалом:
литейным производством, в том числе участками вакуумного литья
по выплавляемым моделям, литья с ориентированным расположением зе-
рен и монокристаллического литья;
кузнечно-прессовым производством (листовая штамповка и сварка);
цехами термообработки и гальванопокрытий;
механическим производством с высокопроизводительным и высоко-
точным отечественным и импортным оборудованием;
инструментальным производством для изготовления технологиче-
ской оснастки (штампы, пресс-формы, приспособления, режущий и
контрольно-измерительный инструмент);
станкостроительным и другими цехами для изготовления и ремонта
различного технологического оборудования.
Сегодня ММПП “Салют” является базовым предприятием по раз-
работке и внедрению новых технологических процессов, использованию
достижений науки и техники в области авиационного двигателестрое-
ния совместно с ведущими институтами: ВИАМ, ЦИАМ, НИИД, МГТУ
им. Н.Э. Баумана, МАТИ, МАИ и другими. На предприятии действует
большая сеть социально-бытовых объектов: санаторий-профилакторий,
поликлиника, детские лагеря в Подмосковье и на Черноморском побере-
жье, комбинат питания, дом отдыха, спортивный комплекс, Дом культу-
ры и другие.
Двигатели, изготавливаемые, ремонтируемые
и обслуживаемые на ММПП “Салют”
Двигатель “Гном” мощностью 80 л.с. (выпуск 1912 г.) устанавли-
вали на самолеты “Ньюпорт-4”, “Фарман-16” и др. Двигатель АЛ-21Ф
(генеральный конструктор А.М. Люлька) мощностью 80000 л.с. изгота-
вливали на заводе в период с 1972 по 1983 год и устанавливали на са-
молетах МИГ-23, СУ-17М, СУ-24. Фронтовой штурмовик СУ-24 до сих
пор несет службу в ВВС России. Производство этого двигателя на заводе
организовывали директор А.И. Горелов и главный инженер М.М. Тома-
шевский.
Двигатель АЛ-21Ф
Двигатель АЛ-31Ф (генеральный конструктор А.М. Люлька и
В.М.Чепкин). Тип двигателя — двухконтурный, двухвальный со сме-
шением потока внутреннего и наружного контуров за турбиной, с общей
для двух контуров форсажной камерой и регулируемым сверхзвуковым
всережимным реактивным соплом. К характерным особенностям двига-
теля АЛ-31Ф, обеспечивающим его успешное применение, относятся:
высокая газодинамическая устойчивость компрессора;
электронная система регулирования режимов работы двигателя и
дублирующая ее гидравлическая система регулирования;
малый удельный расход топлива;
высокие контролепригодность и эксплуатационная технологичность
двигателя.
Устанавливается на самолетах класса СУ.
tut!
Двигатель АЛ-31Ф
638
Двигателями Р-15Б-300 (генеральный конструктор С.К. Туманский)
с 1965 по 1986 г. комплектовались самолеты МИГ-25, на которых поста-
влено более 20 мировых рекордов скорости, высоты и грузоподъемности.
Двигатель Р-15Б-300
Авиационный турбореактивный двухконтурный двигатель Д-436Т1
предназначен для самолетов авиалиний малой и средней дальности поле-
та Ту-134М, Ту-334-100, Ту-334-200, Ту-230, а также для других само-
летов. Двигатель Д-436Т1 является новой модификацией двигателя Д-36
увеличенной тяги и улучшенной экономичности, разработанной с учетом
международных требований к двигателям такого класса.
Основные особенности двигателя Д-436Т1/Т2:
высокая степень двухконтурности;
трехвальная схема с малым количеством опор;
реверс тяги;
универсальная подвеска;
электронно-гидромеханическая система регулирования;
модульная конструкция;
низкий удельный расход топлива и малая удельная масса;
высокая надежность и простота обслуживания;
низкие уровни эмиссий и шума;
высокая эффективность системы технического контроля и диагно-
стики.
Двигатель изготавливается по кооперации с заводами России и Укра-
ины.
Двигатель Д-436Т1
Учебное издание
Елисеев Юрий Сергеевич
Манушин Эдуард Анатольевич
Михальцев Всеволод Евгеньевич
Суровцев Игорь Георгиевич
Осипов Михаил Иванович
ТЕОРИЯ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ГАЗОТУРБИННЫХ И КОМБИНИРОВАННЫХ УСТАНОВОК
Учебник для вузов
Редактор Е.Н. Ставицкая
Художник С. С. Водчиц
Корректоры О.Ю. Соколова, Л.И. Малютина
Компьютерная верстка В.И. Товстоног
Оригинал-макет подготовлен в Издательстве
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Изд. лиц. N° 020523 от 25.04.97. Подписано в печать 25.12.99.
Формат 70x100 1/16. Бумага офсетная N° 1. Печать офсетная.
Печ. л. 40. Усл. печ. л. 51,6. Уч.-изд. л. 51,18.
Тираж 1000 экз. Заказ N° 1746
Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана.
107005, Москва, 2-я Бауманская, 5.
Отпечатано с оригинал-макета в ППП «Типография «Наука»
121099, Москва, Шубинский пер., 6