Компрессоры 3 страница

Теоретически это соотношение будет максимальным при α₁=0, но это невозможно. На практике угол α₁ для турбин принимают 14-20⁰, что дает выгоднейшее соотношение и /с₁ =0,45-0,49.

Ступень турбины, работающая на данном принципе, называется активной турбиной, поскольку все преобразование энергии происходит на самом рабочем колесе (рис.58).

В такой турбине, при одноступенчатом исполнении, скорость на выходе с ₂ оказывается очень высокой. Так, при начальной скорости с ₁ =1200м/с, окружная скорость рабочего колеса составит примерно 600 м/с, что соответствует частоте вращения вала 20-30 тыс. об/мин.

Для снижения оборотов ротора турбины используют многоступенчатое исполнение.

Многоступенчатые турбины выполняются в двух вариантах: со ступенями скорости и ступенями давления.

Схема активной турбины со ступенями давления приведена на рис.59.

Здесь на одном рабочем колесе1 расположены два ряда лопастей 3 и 5, между которыми располагаются неподвижные лопасти, образующие направляющий аппарат 4.

Из сопла 2 (или нескольких сопел, расположенных по окружности)движется газ со скоростью с ₀. В самом сопле газ теряет давление от р ₀ до р ₁ и увеличивает скорость от с ₀ до с ₁. С этой скоростью газ поступает на первый ряд лопастей (первую ступень), где кинетическая энергия преобразуется в работу. Скорость газа при этом уменьшается от с ₁ до с ₁′, с которой газ поступает в лопасти направляющего аппарата. В направляющем аппарате происходит изменение направления движения потока. Со скоростью с ₁′ газ проступает во второй ряд лопастей рабочего колеса, на которой скорость газа уменьшается до значения с ₂ с совершением полезной работы.

При совмещении треугольников скоростей (рис.60.) углы β₁=β₂, β₁′=β₂′, α₂= α₁′. Тогда или, в общем случае,

(155)

где z - число ступеней.

В реальных условиях для одноступенчатой турбины и / с ₁=0,3-0,35, для двухступенчатой турбины и / с ₁=0,22, для трехступенчатой - и / с ₁=0,15.

График изменения параметров газа приведен на рис.59.

Однако, с увеличением числа ступеней растут потери и падает КПД, поэтому такие турбины с числом ступеней более трех не выпускаются.

Такие турбины используются для приводов насосов и вентиляторов.

В турбинах со ступенями давления между рядами рабочих колес устанавливаются сопла в которых газ, прошедший предыдущую ступень, теряет давление и увеличивает скорость движения. С этой скоростью газ поступает на следующее колесо и совершает работу. Пройдя лопатку колеса газ теряет скорость до значения с ₂. Проходя следующее сопло газ снова приобретает скорость с ₁, теряя давление. График изменения состояния газа приведен на рис.59.

В зависимости от величины полного теплоперепада (энтальпии) число ступеней z принимается от 6 до 25-30. Такие активные турбины строятся на мощности от 30 до 50 тыс. кВт.

Таким образом, разница между ступенями скорости и ступенями давления в том, что в ступени скорости весь располагаемый перепад давлений срабатывается в соплах, а скорости на выходе из каждой ступени уменьшаются, а в ступенях давления абсолютные скорости на входе в каждую ступень остаются приблизительно постоянными, а давление по ступеням уменьшается.

16.3. Реактивная турбина

Для реактивных турбин самым выгодным соотношением является и / с ₁=cosα, что обусловит увеличение окружной скорости в два раза по отношению к активной турбине. Поэтому такие турбины выполняются многоступенчатыми.

В реактивных турбинах площади межлопастных каналов рабочего колеса и направляющего аппарата не остаются постоянными, а сужаются при протекании потока от входа до выхода (рис.61.). Газ с давлением р ₀ попадает в направляющий аппарат ступени. Здесь давление несколько падает, а скорость с ₀ возрастает до с ₁. Сужающийся канал играет роль сопла. Попадая на лопасть рабочего колеса газ продолжает терять давление при снижении абсолютной скорости от с ₁ до с ₂. Относительная скорость возрастает от w₁ до w₂.

При уменьшении абсолютной скорости (абсолютной кинетической энергии) и возрастании относительной скорости (относительной кинетической энергии) совершается работа вращения вала турбины. Далее газ со скоростью с ₂ направляется в второй ряд ло пастей направляющего аппарата, где снова повторяется его расширение и возрастание скорости до с₁. На лопастях рабочего колеса абсолютная скорость понижается от с ₁ до с ₂, а относительная –увеличивается и т.д.

Таким образом, работа газа в ступени определяется суммой изменений абсолютной и относительной кинетической энергии

, Дж/кг.

Если теплоперепад (энтальпию) в соплах принять за h ₁, а теплоперепад в рабочих колесах за h ₂, то отношение адиабатного теплоперепада h ₂ к полному адиабатному перепаду ступени h ₀= h ₁+ h ₂ представляет степень реактивности колеса турбины В активных турбинах h ₂=0 и ρ_к=0.

В действительных турбинах активный принцип всегда сопровождается реактивным действием и реактивный принцип – активным действием. Активными считаются турбины с ρ_к≤ 0,4. Турбины с ρ_к> 0,4 являются реактивными. Для реактивных турбин ρ_к обычно находится в пределах 0,8-0,94. Для активных турбин ρ_к – 0,05-0,25.

16.4.Простая газотурбинная установка непрерывного горения

В зависимости от способов организации подвода теплоты к рабочему телу и организации процессов сжатия и расширения, газотурбинные установки могут быть выполнены по открытому (разомкнутому), закрытому (замкнутому) и полузамкнутому циклам.

В ГТУ открытого цикла, представляющих наибольший промышленный интерес и получивших наибольшее распространение, наружный воздух, пройдя систему очистных фильтров, процесс сжатия в компрессоре, систему подвода тепла в камере сгорания и процесс расширения образовавшихся продуктов сгорания в газовой турбине, через выхлопную трубу выбрасывается в атмосферу и его уже нельзя вернуть в установку вновь в качестве рабочего тела.

Принципиальная схема простой газотурбинной установки пока­зана на рис.62. Компрессор 1 засасывает воздух из атмосферы,сжимает его до опреде­ленного давления и по­дает в камеру сгорания 2. Сюда же непрерывно поступает жидкое или газообразное топливо. Сгорание топлива при такой схеме происходит непрерывно, при посто­янном давлении, поэто­му такие ГТУ называют­ся газотурбинными уста­новками непрерывного сгорания или ГТУ со сгоранием при постоян­ном давлении.

Горячие газы, образовавшиеся в камере сгорания в результа­те сжигания топлива, поступают в турбину 3. В турбине газ расширяется, и его внутренняя энергия преобразуется в механическую работу. Отработавшие газы выходят из турбины в окружающую сре­ду (в атмосферу).

Часть мощности, развиваемой газовой турбиной, затрачивает­ся на вращение компрессора, а оставшаяся часть (полезная мощность) отдается потребителю. Мощность, потребляемая компрессором, относительно велика и в простых схемах при умеренной температу­ре рабочей среды может в 2-3 раза превышать полезную мощность ГТУ. Это означает, что полная мощность собственно газовой турбины должна быть значительно больше полезной мощности ГТУ.

Так как газовая турбина может работать только при наличии сжатого воздуха, получаемого только от компрессора, приводимого во вращение турбиной, очевидно, что пуск ГТУ должен осуществляться от постороннего источника энергии (пускового мотора), с помощью которого компрессор вращается до тех пор, пока из каме­ры сгорания не начнет поступать газ определённых параметров и в количестве, достаточном для начала работы газовой турбины.

Из приведенного описания ясно, что газотурбинная установка состоит из трех основных элементов: газовой турбины, компрес­сора и камеры сгорания.

Камера сгорания. Назначение камеры сгорания заключается в повышения температуры рабочего тела за счет сгорания топлива в среде сжатого воздуха. Схема камеры сгорания показана на рис.63.

Сгорание топлива, впрыскиваемого через форсунку 1, происхо­дит в зоне горения камеры, ограниченной жаровой трубой 2. В эту зону поступает только такое количество воздуха, которое необхо­димо для полного и интенсивного сгорания топлива (этот воздух называемся первичным).

Поступающий в зону горения воздух проходит через завихритель 3, который способствует хорошему перемешиванию топлива с воздухом. В зоне горения температура газов достигает 1300...2000 °С. По условиям прочности лопаток газовых турбин такая температура недопустима. Поэтому получающиеся в зоне горения камеры горячие газы разбавляются холодным воздухом, который на­зывается вторичным. Вторичный воздух протекает по кольцевому пространству между жаровой трубкой 2 и корпусом 4. Часть этого воздуха поступает к продуктам сгорания через окна 5, а осталь­ная часть смешивается с горячими глазами после жаровой трубы. Таким образом, компрессор должен подавать в камеру сгорания в несколько раз больше воздуха, чем необходимо для сжигания топли­ва, а поступающие в турбину продукты сгорания получаются сильно разбавленными воздухом и охлажденными.

16.5. Показатели эффективности циклов ГТУ

Циклом теплового двигателя называют круговой термодинами­ческий процесс, в котором теплота превращается в работу. Все термодинамические процессы действительного цикла, осуществляемо­го в реальном двигателе, в той или иной степени необратимы. Необратимость процессов вызывается наличием трения в потоке рабо­чего тела, теплоотдачей от рабочего тела в стенки и т.п. Необратимость процессов снижает эффективность преобразования тепло­ты в работу. В анализе эффективности циклов двигателей решают две задачи:

1) определяют, от каких факторов зависит к.п.д. обратимого термодинамического цикла и какими должны быть процессы цикла, чтобы его к.п.д. имел наибольшее значение при заданных конкретных ограничительных условиях;

2) находят степень необратимости процессов действительного цикла и устанавливают, какие процессе целесообразно совершенст­вовать c целью уменьшения необратимых потерь и повышения к.п.д. цикла.

Основным показателем, достаточным для суждения о термодина­мической эффективности обратимого цикла, служит термический к.п.д. цикла:

(156)

где: - полезная работа цикла; - подведенная за цикл теплота; - отведанная за цикл теплота.

Степень совершенства необратимых действительных циклов ха­рактеризуется величиной индикаторного к.п.д. цикла (двигателя):

(157)

где: - полезная внутренняя работа действительного цикла ГТУ;

- отведенная теплота в действительном цикле.

Необратимость процессов действительного цикла уменьшает его полезную работу () поэтому индикаторный к.п.д. всегда меньше термического к.п.д. (при сравнимых условиях).

Индикаторный к.п.д. сам по себе не дает возможности оценить степень необратимости цикла. Поэтому при анализе действительных циклов используют метод их сравнения с обратимым циклом. Величи­на отклонения от и показывает степень необратимости действительных циклов.

16.6. Обратимые термодинамические циклы

газотурбинных двигателей

Термодинамические циклы представляют упрощенную тепловую схему и облегчают теоретическое исследование различных теплоси­ловых установок, а также дают возможность сопоставить экономичность циклов тепловых двигателей.

При рассмотрении термодинамических циклов тепловых двигате­лей делаются следующие допущения.

1. Химический состав рабочего тела в течение всего цикла не изменяется. Тем самым процесс сгорания топлива заменяется процессом подвода тепла q₁, извне и, следовательно, не учитыва­ются потери, возникающие при сгорании топлива.

2. Процессы теплообмена и массообмена продуктов сгорания с окружающей средой заменены процессами отвода тепла q₂ от ра­бочего тела.

3. Процесс сжатия и расширения протекает адиабатно, т.е. без теплообмена с окружающей средой.

4. Количество рабочего тела при протекании цикла не изме­няется. Поэтому не учитываются потери, возникающие при замена отработавших газов свежим зарядом.

5. Теплоемкость рабочего тела не зависит от температуры, т.е. принимается, что рабочим телом является идеальный газ.

Изучение термодинамических циклов дает возможность устано­вить относительное влияние основных факторов (степень сжатия, степень повышения давления и т.д.) на эффективность термодинамического цикла.

Имеются два основных типа ГТУ: с подводом теплоты при по­стоянной давлении и с подводом теплоты при постоянном объеме. Наибольшее распространение получили установки с подводом теплоты при постоянном давлении.

ГТУ с подводом теплоты при постоянном давлении

На рис.64 изобра­жен термодинамический цикл ГТУ на PV- и TS-диаграммах. Рабочее тело вначале сжимается в компрессоре по адиабате 1-2, затем к нему подводятся теплота q ₁ при постоянном давлении (изобара 2-3), после чего рабочее тело расширяется в турбине без теплообмена с внешней средой (адиабата 3-4) до давленая окружаю­щей среды. Изобарный процесс 4-1 является процессом отдачи теплоты q ₂ холодному источнику теплоты (окружающей среде).

Основные характеристики цикла определяются отношением объе­мов и давлений в узловых точках цикла. К ним относятся степень адиабатного сжатия ; степень повышения давления в процессе адиабатного сжатия степень повышения температуры в цикле .

Основные показателем любого идеального цикла, характеризую­щим его экономичность, является термический к.п.д.

Для установления характера и степени влияния параметров цикла на термический к.п.д. преобразуем уравнение (155), под­ставив в него значения:

и

где: с_р - теплоемкость рабочего тела при постоянном давлении.

Площадь а21b представляет удельную работу l _к, затраченную на адиабатное сжатие в компрессоре. Работа в компрессоре составит l _к= i ₂- i ₁. Площадь а34b представляет удельную работу l _т, получаемую от турбины, которая равна l _т= i ₃- i ₄. Удельная работа, получаемая от идеальной ГТУ составит l = l _т-│ l _к│.

Термический КПД установки с изобарным подводом теплоты, определяемый по выражению (156), составит ‌‌

(158)

Для адиабатно протекающих процессов сжатия и расширения и (159)

В данном идеальном цикле р ₁= р ₄ и р ₂= р ₃, тогда

ε= v ₁/ v ₂ = v ₄/ v ₃ или v ₃/ v ₂ = v ₄/ v ₁. Для изобарных процессов v ₄/ v ₁= Т ₄/ Т ₁ и v ₃/ v ₂= Т ₃/ Т ₂, тогда Т ₄/ Т ₁ = Т ₃/ Т ₂.

Используя эти соотношения и выражение (47), получим

А поскольку и π =ε^к , то

, или (160)

Формула (160) показывает, что термический к.п.д. рассматриваемого цикла зависит от работы компрессора и от природы рабочего тела (показателя адиабаты к). Чем выше к и чем больше сжимается воздух компрессором, тем выше (рис. 65).

16.7.Реальный цикл ГТУ с подводом теплоты

при постоянном давлении

Рассмотренные термодинамические циклы ГТУ являются обратимыми, т.е. в них не учитывается какие-либо потери в процессах сжатия и расширения рабочего тела, в процессе подвода теплоты, потлива и т.д. В реальных условиях процессы во всех элементах ГТУ оказываются далекими от обратимых, и поэтому определение показателей ГТУ (в частности, к.п.д.) на базе обратимых эталонных циклов не представляет практического интереса и может быть оправдано лишь с точки зрения методологии получения сравнительных результатов.

Рассмотрим цикл ГТУ в TS-диаграмме, показанный на рис. 66, без учета потерь давления в воздушном и газовом трактах. Установлено, что эффективность ГТУ особенно сильно падает в области малых значений степени повышения давления (p < 3). Реальный цикл состоит из следующих процессов: 3-4 – политропное расширение рабочего тела в турбине; 4-1 – условный замыкающий процесс, соответствующий охлаждению газов, покидающих турбину; 1-2 - политропный процесс сжатия воздуха в компрессоре; 2-3 - подвод теплоты в камере сгорания. Штриховые линии 3-4S и 1-2S соот­ветствуют изоэнтропным процессам расширения, в турбине и сжатия в компрессоре. Располагаемая работа рабочего тела расходуется не только на со­вершение полезной работы, а частично затрачивается на преодоле­ние сил трения.

Полезная работа, вырабатываемая реальной турбиной, равна произведению полезной работы идеальной турбины l_t на внутренний относительный к.п.д. турбины :

(161)

Потери энергии в компрессоре увеличивает работу, затрачиваемую на сжатие воздуха, т.е. затрачиваемая в компрессоре работа идет не только на повышение внутренней энергии воздуха, а частично расходуется на преодоление сил трения.

Значит работа, потребляемая реальным компрессором, равна отношению работы, потребляемой идеальным компрессором l _к, к внутреннему адиабатному к.п.д. компрессора:

(162)

Полезная внутренняя работа ГТУ определяется как разность работ турбины и компрессора:

(163)

Выражение для внутреннего к.п.д. простейшей ГТУ (без вывода) будет иметь следующий вид:

(164)

где т= (к- 1)/ к.

Отсюда видно, что к.п.д. реального цикла ГТУ зависит от свойств рабочего тела m, от степени повышения давленая p, от степени повышения температуры в цикле и от к.п.д. турбины , компрессора и камеры сгорания Сопоставляя реального цикла с термическим к.п.д. (161) идеального цикла, можно определять степень необратимости действи­тельного цикла.

Увеличение начальной температуры газа перед турбиной является весьма сильным средством повышения экономичности ГТУ. Повышение температуры t ₁ на 50°С увеличивает абсолютное значение приблизительно на 2 %. Поэтому ясно, насколько важно стремиться выполнять ГТУ с высокой температурой газов перед турбиной. Однако повышение этой температуры ограничивается прочностью металлов, которая снижается при высоких температурах.

Температура окружающего воздуха на входе в компрессор t ₃ отказывает также сильное влияние на экономичность ГТУ. Чем меньше эта температура, тем выше к.п.д. ГТУ, поскольку возра­стает с увеличением .

На основании изложенного ясно, что при неизменной температу­ре t ₁ работа ГТУ в районах с низкой средней годовой темпера­турой воздуха более экономична, чем в местности с высокой темпе­ратурой воздуха. По тем же причинам в зимнее время к.п.д. ГТУ оказывается более высоким, чем летом.

Потери энергии в турбине и компрессоре, характеризуемые к.п.д. и оказывают существенное влияние на эко­номичность газотурбинной установки. Это объясняется тем, что полезная мощность ГТУ составляет небольшую долю полной мощности самой турбины и получается как разность двух больших величин: мощности турбины и мощности компрессора (161).

Поэтому, даже относительно небольшое снижение к.п.д. или вызывает весьма существенное относительное уменьшение полезной работы l_i, а, следовательно, и изменение к.п.д. ГТУ.

16.8. Цикл ГТУ при постоянном

давлении с регенерацией

Для повышения термического КПД газотурбинной установки используют регенеративные устройства.

Максимальная температура цикла ГТУ (и степень сжатия ε) ограничена предельным значением, при котором лопатки могут работать достаточно длительное время, поэтому наблюдается снижение термического КПД. На рис.67. приведена принципиальная схема ГТУ с изобарным подведением тепла и устройством регенерации. Отработавшие газы турбины используются для подогрева воздуха, поступающего из компрессора в камеру сгорания.

На рис.68. показан цикл ГТУ с полной регенерацией теплоты в координатах PV и Ts.

Из Ts - диаграммы видно, что удельная теплота, подводимая на участке 2-4′ изобары р ₂ равна удельной теплоте, отводимой на участке 2′-4 изобары р ₁. Передаваемые количества теплоты q_р не только равны друг другу, но находятся в пределах температур от Т ₁ до Т ₂.

При внедрении в цикл специального теплообменника появляется возможность передать теплоту, отводимую на участке 2′-4 от отработавших газов турбины, воздуху, нагнетаемому в камеру сгорания.

Наличие регенерации теплоты существенно повышает КПД газотурбинной установки, поскольку от внешней среды подводится количество теплоты q ₁′= q ₁- q_p а во внешнюю среду отводится q ₂′= q ₂- q_p, где q ₁ и q ₂ подводимое и отводимое количество теплоты в цикле без регенерации.

В этом случае термический КПД цикла определяется, как

(165)

Отношения Т₂/ Т₁ и Т₃/ Т₄ равны друг другу, поэтому

или (166)

так как Т₁/ Т₄ и Т₂/ Т₃ = v₂/v₃=1/ρ. (167)

Формула (166) показывает, что термический КПД цикла с изобарным давлением и полной регенерацией тепла зависит только от температуры Т ₄ в конце адиабатного расширения газа в турбине. Температура Т ₁ изменяется незначительно, так как является температурой внешней среды.

РЕКОМЕНДУЕМЫЙ БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Рис. В.Ф. Центробежные компрессорные машины. М.: Машгиз,1981.

2. Сакун П.А. Винтовые компрессоры. М.: Машгиз,1970.

3. Смородин С.С. Анализ индикаторных диаграмм поршневых компрессоров. Изд. ЛГИ. Л.: 1985.

4. Смородин С.С., Смородин А.С., В.В. Классен. Рудничные пневматические установки. Изд. ЛГИ. Л.: 1991.

5. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. Энергоатомиздат. М.: 1984.

6.Михайлов А.К., Ворошилов В.П. Компрессорные машины. Энергоатомиздат, М.: 1989.

7. Руководство по установкам сжатого воздуха. Фирма Atlas Copco, Стокгольм, 1998.

8. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. Машгиз, М.: 1960

9. Арнольд Л.В., Михайловский Г.А., Селиверстов В.М. Техническая термодинамика и теплопередача. Высшая школа, М.: 1979.

СОДЕРЖАНИЕ

1. Компрессорные установки ………………………………………..3

1.1. Классификация компрессорных установок……………3

1.2. Коэффициент сжимаемости газов …………………… 5

2. Принцип работы и конструктивные элементы

поршневых компрессоров ………………………………………… 7

3. Теоретические основы термодинамических

процессов в компрессорах ………………………………………….9

4. Теоретические циклы в поршневом компрессоре

одноступенчатого сжатия …………………………………………..20

4.1 Теоретический рабочий цикл компрессора при

изотермическом сжатии ……………………………………23

4.2. Теоретический рабочий цикл поршневого

компрессора при адиабатическом сжатии …………..25

4.3. Теоретический рабочий цикл поршневого

компрессора при политропном процессе сжатия ………...32

4.4 Сравнение теоретических циклов ………………………34

5. Действительный рабочий цикл в поршневом компрессоре …….35

Дата добавления: 2015-06-27