ЦИКЛЫ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Одним из основных недостатков, присущих поршневым двигателям внутреннего сгорания, является неизбежная неравномерность работы двигателя во времени — в течение цикла температуры и давления в цилиндре резко меняются; для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное неизбежно применение кривошипно-шатунного механизма. Средняя скорость рабочего тела относительно двигателя невелика. Все эти обстоятельства не позволяют при создании двигателей внутреннего сгорания сосредоточить большую мощность в одном агрегате. От этих недостатков свободен двигатель внутреннего сгорания другого типа — газотурбинная установка. Цикл газотурбинной установки состоит из тех же процессов, что и цикл поршневого двигателя внутреннего сгорания, но существеннейшее различие заключается в следующем: если в поршневом двигателе эти процессы происходят последовательно, один за другим, в одном и том же элементе двигателя — цилиндре, то в газотурбинной установке эти процессы происходят в различных элементах этой установки и, таким образом, в ней нет такой неравномерности условий работы элементов двигателя, как в поршневом двигателе. В газотурбинных установках средняя скорость рабочего тела в 50— 100 раз выше, чем в поршневых двигателях. Все это позволяет сосредоточить в малогабаритных газотурбинных установках большие мощности. Термический КПД газотурбинных установок высок. Эти важные преимущества делают газотурбинную установку весьма перспективным двигателем. Пока еще ограниченное применение газовых турбин в высокоэкономичных крупных энергетических установках объясняется в основном тем, что из-за недостаточной жаропрочности современных конструкционных материалов такая турбина может надежно работать в области температур, меньших области температур в двигателях внутреннего сгорания поршнего типа (ибо в поршневых двигателях температура рабочего тела меняется во времени и, следовательно, тепловой режим работы поршня, стенок цилиндра и других узлов является не очень напряженным, тогда как в газотурбинной установке многие конструкционные элементы работают в условиях постоянного воздействия высоких температур); это обстоятельство приводит к снижению термического КПД установки. Дальнейший прогресс в создании новых жаропрочных материалов позволит газовой турбине работать в области более высоких температур. В настоящее время газотурбинные двигатели широко применяются в авиации, на магистральных газопроводах, на колесных и гусеничных машинах, во флоте, в некоторых странах применяются на железнодорожном транспорте. Циклы газотурбинных установок разделяются на две основные группы: со сгоранием p=const; со сгоранием при V=const. Таким образом, газотурбинные установки классифицируются по тому же признаку, что и поршневые двигатели внутреннего сгорания, — по способу сжигания топлива. Принципиальная схема газотурбинной установки со сгоранием при постоянном давлении представлена на рис. 10.12. На общем валу находятся газовая турбина 9, компрессор 1, топливный насос 3 и потребитель энергии 8 (на, рис. 10.12 он изображен как электрогенератор; понятно, конечно, что это может быть и любой другой потребитель энергии— гребной винт, ведущее колесо и т. п.). Компрессор засасывает атмосферный воздух, сжимает его до некоторого давления и направляет в камеру сгорания 4. Туда же топливным насосом из бака 2 подается топливо, которое может быть как жидким, так и газообразным; в последнем случае вместо насоса применяется газовый компрессор.
Сгорание топлива происходит в камере сгорания при p=const. Продукты сгорания, расширившись в соплах 5 газовой турбины, попадают на лопатки 6 турбины, производят там работу за счет своей кинетической энергии и затем выбрасываются в атмосферу через выпускной патрубок 7. Давление отработавших газов несколько превышает атмосферное (поскольку отработавшим газам нужно преодолеть сопротивление выходного патрубка). Идеализированный цикл рассматриваемой газотурбинной установки изображен в р, υ-диаграмме на рис. 10.13. Принцип построения этого идеализированного цикла такой же, как использованный ранее для поршневых двигателей: предполагается, что цикл замкнутый, т. е. количество рабочего тела в цикле сохраняется постоянным; выход отработавших газов в атмосферу заменяется изобарным процессом с отводом теплоты к холодному источнику; считается, что теплота q1 подводится к рабочему телу извне, через стенки корпуса установки, а рабочим телом турбины является газ неизменного состава, например чистый воздух. В р, υ -диаграмме на рис. 10.13 процесс 1-2 представляет собой сжатие воздуха в компрессоре (как показано в § 7.9, сжатие в компрессоре может быть адиабатным, изотермическим или политропным). По изобаре 2-3 к рабочему телу подводится теплота (этот процесс соответствует сгоранию топлива в камере сгорания). Далее рабочее тело (в действительном цикле — это воздух и продукты сгорания) адиабатно расширяется в сопловом аппарате турбины и отдает работу турбинному колесу (3-4). Изобарный процесс 4-1 соответствует выходу отработавших газов из турбины*. Определим термический КПД цикла газотурбинной установки со сгоранием при p=const, иногда называемого циклом Брайтона. Как и раньше, считаем рабочее тело идеальным газом с постоянной теплоемкостью. Значение ηт рассматриваемой установки будет различным — изотермическим, адиабатным или политропным в зависимости от процесса сжатия, осуществляемого в компрессоре. Рассмотрим вначале цикл газотурбинной установки со сгоранием при p=const с изотермическим сжатием воздуха в компрессоре**. Цикл
* Может возникнуть вопрос — почему при рассмотрении поршневых двигателей внутреннего сгорания мы считаем процесс выхлопа, происходящим по изохоре, а для газотурбинной установки — по изобаре? Дело в том, что поршневый двигатель является машиной периодического действия (т. е. параметры рабочего тела в фиксированной точке цилиндра меняются с течением врем'ени), а турбина является машиной непрерывного действия (в стационарном режиме работы параметры рабочего тела неизменны во времени). Следовательно, давление отработавших газов на выходе из турбины всегда постоянно (р4=const) и близко к атмосферному, тогда как в поршневом двигателе при открытии выхлопного клапана давление в цилиндре снижается до атмосферного практически мгновенно, за время, в течение которого поршень смещается весьма мало (t> = =const). ** В § 7.9 было показано, что единственным путем, обеспечивающим сохранение температуры газа после сжатия равной температуре до сжатия, является применение многоступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением сжимаемого газа в специальных холодильниках-теплообменниках. Понятно, что при этом изотерма 1-2 на рис. 10.14 должна быть заменена линией сжатия в многоступенчатом компрессоре (типа изображенной на рис. 7.29). такой установки в Т, s-диаграмме изображен на рис. 10.14. В этом случае теплота от рабочего тела к холодному источнику будет отводиться и в изобарном процессе 4-1 (площадь b-l-4-c-b на рис. 10.14), и в изотермическом процессе сжатия 1-2 (площадь a-2-l-b-a); при этом количество теплоты, отводимой в изобарном процессе 4-1, составляет: (10.34) а количество теплоты, отводимой в изотермическом процессе 1-2, в соответствии с уравнением (7.22а) составляет: (10.35) таким образом, в сумме (10.36) Количество теплоты, подводимой к рабочему телу в изобарном процессе 2-3, (10.37) Подставляя эти значения q1 и q2 в общее соотношение ηт = 1—q2/ q1 получаем: (10.38) Разделив числитель и знаменатель правой части этого уравнения на cpT1 и учтя, что T1 = T2 и что для идеального газа получим: (10.39) В дальнейшем мы будем использовать введенное в предыдущем параграфе обозначение для степени предварительного расширения р = υ3/ υ2. Отношение давления в конце процесса сжатия к давлению в начале процесса обозначим (10.40) эту величину называют степенью повышения давления в процессе сжатия. Очевидно, что в изобарном процессе 2-3 (10.41) а в адиабатном процессе 3-4 (10.42) или, что то же самое (поскольку р3=р2 и p4=p1); (10.43)
Подставляя (10.41) и (10.43) в (10.39) и учитывая при этом, что получаем выражение для термического КПД газотурбинной установки со сгоранием при р=const (изотермическое сжатие воздуха): (10.44)
Зависимость ηт от р для разных значений β (при κ=l,40), описываемая уравнением (10.44), представлена в виде графика на рис. 10.15. Из уравнения (10.44) можно найти максимальное значение ηт для каждой степени предварительного расширения р. Возьмем для этого первую производную от ηт по степени увеличения давления β при p=const. После соответствующих преобразований получим: (10.45) Приравнивая теперь это выражение нулю, получаем следующее условие максимального термического КПД: (10.46) Следует отметить, что при цикл приобретает, своеобразный вид «треугольника». Заменяя в соотношении (10.44) β по уравнению (10.46), получаем уравнение для максимального ηт при данном р; (10.47) На графике рис. 10.15 максимальные значения т]т нанесены штриховой линией*. Рассмотрим теперь цикл газотурбинной установки со сгоранием при p=const для адиабатного сжатия воздуха в компрессоре. Такой цикл в Т, s-диаграмме изображен на рис. 10.16. В данном случае (10.48) Отсюда следует, что термический КПД этого цикла определяется выражением
(10.49) или . (10.50) *Рассматривая приведенную на рис. 10.15 зависимость , следует иметь в виду, что при р>3 получаются нереально высокие значения степени повышения давления β. Поэтому для этих значений р приведенная зависимость представляет ограниченный интерес.
Отношения температур в уравнении (10.50) легко выражаются через р и β. В самом деле, для адиабатного процесса 1-2 (10.51) вместе с тем, из того, что р3=р2 и p4=p1, следует: Таким образом, для рассматриваемого цикла (10.52) и ηт = 1–Т1/Т4 или (10.53) Зависимость ηт этого цикла от β (при κ=1,40) изображена на рис. 10.17. Сравнение эффективности циклов газотурбинной установки со сгоранием при p=const для изотермического и адиабатного сжатия, проводимое при условии равенства в обоих циклах подводимых теплот q1, максимальных давлений р3 и максимальных температур Т3 цикла (поскольку в обоих случаях начальное давление цикла р4 равно атмосферному, то условие равенства значений р3 соответствует условию равенства значений β), показывает, что термический КПД цикла с адиабатным сжатием превышает КПД цикла с изотермическим сжатием: (10.54) Этот вывод очевиден, в частности, из рассмотрения Т, s-диаграммы, на которой совмещены анализируемые циклы (рис. 10.18). В соответствии с принятыми нами условиями сравнения давление в процессе подвода теплоты (2.3) и давление в процессе выхлопа (4-1'-1) одинаковы в обоих циклах; для этих циклов одинаковы также значения q1 и T3. Из Т, s-диаграммы очевидно, что работа цикла с адиабатным сжатием (площадь 1-2-3-4-1) больше, чем работа цикла с изотермическим сжатием (площадь 2-3-4-1'-2). При одном и том же значении q1 это приводит к неравенству (10.54) Понятно, что термический КПД газотурбинной установки со сгоранием р=const для случая, когда сжатие воздуха осуществляется по политропе с показателем 1<n<k, будет иметь значение, промежуточное между и . Термический КПД газотурбинной установки со сгоранием при р=const может быть увеличен за счет применения регенерации теплоты. Понятие о регенерации теплоты было введено в § 3.6 при рассмотрении обратимых циклов, где показано, что использование регенерации повышает термический КПД цикла, так как в этом случае увеличивается коэффициент заполнения цикла.
Схема газотурбинной установки со сгоранием при р=const и с регенерацией теплоты представлена на рис. 10.19. Отличие газотурбинной установки с регенерацией теплоты от установки без регенерации состоит в том, что сжатый воздух поступает из компрессора 1 не сразу в камеру сгорания 2, а предварительно проходит через воздушный регенератор-теплообменник 3, в котором он подогревается за счет теплоты отработавших газов. Соответственно газы, выходящие из турбины, перед выходом их в атмосферу проходят через воздушный регенератор, где они охлаждаются, подогревая сжатый воздух. Таким образом, определенная часть теплоты, ранее уносившейся отработавшими газами в атмосферу, теперь полезно используется. Изобразим в р, υ-диаграмме (рис. 10.20) цикл газотурбинной установки со сгоранием при р=const и с регенерацией теплоты. Рассматриваемый цикл состоит из процесса сжатия воздуха в компрессоре 1-2, который может быть как изотермическим, так и адиабатным, процесса 2-3, представляющего собой изобарный подогрев воздуха в регенераторе, изобарного процесса 3-4, соответствующего подводу теплоты в камере сгорания за счет сгорания топлива, процесса адиабатного расширения газов 4-5 в турбине, изобарного охлаждения выхлопных газов в регенераторе 5-6 и, наконец, замыкающего цикл условного изобарного процесса 6-1. Полнота регенерации теплоты обычно определяется степенью регенерации т. е. по существу отношением теплоты, которая была фактически использована в процессе регенерации (процесс 2-3), к располагаемой теплоте, соответствующей возможному перепаду температуры от Т5 до Т2. Количество теплоты, воспринятой сжатым воздухом в регенераторе, естественно, должно быть равно количеству теплоты, отдаваемой в нем отработавшими газами, т. е. (10.55) откуда с учетом принятого ранее условия о том, что теплоемкость воздуха не меняется с температурой, получаем: . (10.56) Условимся обозначать отношение температуры воздуха в конце подогрева его в регенераторе Т3 к температуре его перед регенератором Т2 через γ=Т3/Т2. В предельном случае при полной регенерации теплоты очевидно, что Т3=Т5 и, следовательно, степень регенерации σ=1. Этому случаю соответствует и предельное значение γмакс: (10.57) Рассмотрим теперь цикл газотурбинной установки со сгоранием при р=const, с регенерацией теплоты и с изотермическим сжатием воздуха.
Такой цикл изображен в Т, s-диаграмме на рис. 10.21. При наличии регенерации теплота, отводимая на участке 5-6 изобары p2=const, подводится к рабочему телу на участке 2-3 изобары p1=const (следовательно, в Т, s-диаграмме на рис. 10.21 площадь с-б-5-d-c равна площади а-2-З-b-а); этот процесс символически показан стрелкой на рис. 10.21. Подводимая теплота в этом цикле (10.58) отводимая теплота (10.59) Количество теплоты, отводимой с отработавшими газами, можно определить следующим образом, имея в виду уравнение (10.55): (10.60) Тогда (10.61) Термический КПД теперь может быть определен просто: (10.62) Разделив числитель и знаменатель уравнения (10.62) на cρT1 и учтя, что T1 = T2, получим: (10.63) Обозначая отношения p2/p1=β и Т3/Т2=γ, найдем теперь, чему равны отношения температур в уравнении (10.63), учитывая, что
(10.64) Тогда (10.65) (10.66)
Заменяя в уравнении (10.63) для отношения давлений и температур через β,ρ и γ, получаем: (10.67) Из этого соотношения следует, что чем больше значение γ, характеризующее регенерацию, тем выше термический КПД газотурбинной установки со сгоранием при р =const. При предельном значении степени регенерации σ = 1 и, следовательно, γмакс = Т5/Т2 = Т5/Т1. При этом вся располагаемая теплота отработавших газов используется для подогрева воздуха. 1акую регенерацию называют полной. Очевидно, что этот случай может иметь лишь теоретическое значение, так как при нулевой разности температур между отработавшими газами и воздухом, имевшей бы место при полной регенерации, невозможен теплообмен в регенераторе. В Т, s-диаграмме цикл с полной регенерацией представлен на рис. 10.22. Понятно, что площадь а-2-З-b-а равна площади с-1-5-d-c. В этом случае степень предварительного расширения при Т3 = Т5 составит: (10.68) Подставляя это выражение в уравнение (10.67), имеем: (10.69)
Поскольку предельная степень регенерации данного цикла выражается через γмакс = T5/T1 термический КПД такого цикла может быть непосредственно определен температурой конца расширения Т5, т. е.
(10.70) Чем выше температура T5 тем соответственно выше термический КПД цикла. Зависимость ηт цикла рассматриваемой газотурбинной установки с полной регенерацией от степени увеличения давления β для равных значений Т5 представлена на рис. 10.23. Нетрудно показать, что регенерация увеличивает термический КПД цикла — это очевидно, например, из Т, s-диаграммы (рис- 10.22). В самом деле, работа, производимая в цикле газотурбинной установки, lц будет одной и той же и при наличии регенерации, и без нее (эта работа изображается площадью 1-2-3-4-5-1), тогда как теплота q1, подводимая в цикле, будет в случае цикла без регенерации изображаться площадью a-2-3-4-5-d-a, а в случае цикла с регенерацией — площадью b-3-4-5-d-b. Из выражения для термического КПД цикла, представленного в виде ηт = lц / q1, с учетом того, что площадь b-3-4-5-d-b меньше площади a-2-3-4-5-d-a, следует, что ηт для регенеративного цикла выше, чем для цикла без регенерации. Определим теперь термический КПД газотурбинной установки со сгоранием при p=const с регенерацией при адиабатном сжатии воздуха. В Т, s-диаграмме такой цикл изображен на рис. 10.24. Теплота, отдаваемая в регенераторе выхлопными газами, изображается площадью с-б-5-d-c, а теплота, воспринимаемая в регенераторе сжатым воздухом, — площадью а-2-З-Ь-а. Подводимая теплота (10.71)
отводимая теплота
(10.72)
но так как , то (10.73) Термический КПД цикла тогда будет иметь следующий вид: (10.74) Поделив числитель и знаменатель уравнения (10.74) на получим: (10.75) Выразим отношения температур в уравнении (10.75) через ρ,β и γ . Из уравнений адиабат для процессов 1-2 и 4-5 имеем: т.е. T2/T1==T4/T5, или T5/T1 = T4/T2. Таким образом, Отсюда (10.76) Предельно возможная степень регенерации имеет место при Т3=Т5, т.е. при γмакс = T5/T2. Т, s-диаграмма цикла с предельной регенерацией представлена на рис. 10.25. Так же как и в Т, s-диаграмме на рис. 10.24, теплота, отдаваемая отработавшим газом в регенераторе, изображается площадью с-б-5-d-c, а теплота, воспринимаемая в регенераторе сжатым воздухом,—площадью а-2-З-Ь-а. В этом случае имеем T5/T1 = T3/T1 и
Тогда (10.77) Выражение (10.77) можно преобразовать так, чтобы была видна зависимость от температуры газа в конце его расширения T5 Как известно, при предельной степени регенерации
отсюда (10.78) Таким образом, термический КПД газотурбинной установки со сгоранием при p=const с предельной регенерацией* и адиабатным сжатием воздуха зависит только от весьма важной, определяющей конструкцию турбины температуры в конце адиабатного расширения газа T5 (начальная температура T1 принимается обычно постоянной). Значения в зависимости от температуры Т5 при T1=300°С приведены на рис. 10.26. Сравним теперь два газотурбинных цикла — с изотермическим сжатием и полной регенерацией и с адиабатным сжатием и предельной регенерацией при разных начальных давлениях и температурах и равных максимальных давлениях и температурах (при этом температуры конца расширения обоих циклов одинаковы, рис. 10.27). Термический КПД цикла с изотермическим сжатием и полной регенерацией теплоты
а термический КПД цикла с адиабатным сжатием и предельной регенерацией Так как подводимая извне теплота q1 в этом случае у обоих циклов одинакова (площадь b-З-4-d-b), а производимые работы — разные, причем цикл с изотермическим сжатием производит большую работу (площадь 1-2-4-5-1 больше площади 1-2'-4-5-1), то и термический КПД цикла * Термин «предельная регенерация» в отличие от термина «полная регенерация», рассмотренного для цикла с изотермическим сжатием, введен для того, чтобы подчеркнуть, что в случае цикла с адиабатным сжатием даже при Тз=Т5 в регенераторе отводится не вся теплота, уносимая отработавшими газами (поскольку T1<T2). Часть этой теплоты, изображаемой на рис. 10.25 площадью a-l-6-c-a, представляет собой теплоту q2, отдаваемую холодному источнику; в цикле же с изотермическим сжатием q2 — это теплота, отводимая в процессе сжатия воздуха.
с изотермическим сжатием и полной регенерацией при принятых условиях сравнения всегда больше термического КПД цикла с адиабатным сжатием и предельной регенерацией. Таким образом, при предельно возможной регенерации теплоты изотермическое сжатие более выгодно. Наряду с турбиной со сгоранием при p=const возможно осуществление газотурбинной установки со сгоранием при V=const. На рис. 10.28 изображена принципиальная схема установки, а на рис. 10.29 представлен в р, υ-диаграмме цикл подобной установки. Компрессор 2, сидящий на одном валу с собственно турбиной 1, сжимает атмосферный воздух до требуемого давления (процесс 1-2). Сжатие воздуха может производиться как изотермически, так и адиабатно. Одновременно с воздухом в камеру сгорания 5 подается топливным насосом или компрессором 3 жидкое или газообразное топливо. Иногда в камеру сгорания вместо воздуха и топлива, поступающих раздельно, подают заранее приготовленную в карбюраторе горячую смесь. В камере сгорания при закрытых клапанах происходит зажигание топлива, обычно от электрической свечи 4. Сгорание топлива (процесс 2-3) происходит при постоянном объеме. После окончания сгорания открывается выхлопной клапан и продукты сгорания поступают в сопла 6 турбины, где они адиабатно расширяются (процесс 3-4) до атмосферного давления. Истекающие из сопл газы поступают на лопатки 7 турбины, производят соответствующую работу и выбрасываются через выхлопной патрубок турбины 8 в атмосферу. Полезная работа установки воспринимается потребителем энергии 9. Замыкается цикл условным изобарным процессом 4-1. Несмотря на некоторые преимущества в термическом КПД, газотурбинные установки со сгоранием при V=const (или, как их иногда называют, газотурбинные установки периодического сгорания) получили значительно меньшее применение по сравнению с газотурбинными установками со сгоранием при p = const. Это объясняется обычно меньшим значением абсолютного эффективного КПД этой установки по сравнению с абсолютным КПД газотурбинной установки со сгоранием при p=const, несмотря на больший термический КПД, что в основном обусловлено неэкономичной работой турбины из-за переменности во времени параметров газа, поступающего в турбину (ведь в отличие от газотурбинной установки со сгоранием при p=const, где процесс горения топлива непрерывен, в данном случае топливо подается в камеру сгорания определенными порциями, как в поршневом двигателе внутреннего сгорания). Кроме того, конструкционно газотурбинная установка внутреннего сгорания при V=const намного сложнее установки со сгоранием при p=const. Как двигатели внутреннего сгорания поршневого типа, так и газотурбинные установки, циклы которых были рассмотрены выше, работают по разомкнутому циклу. Так, в рассмотренных циклах турбин внутреннего сгорания компрессор засасывает из атмосферы воздух, а из выходного патрубка турбины (в установке, работающей по регенеративному
циклу, из регенератора) в атмосферу выбрасываются отработавшие газы. Таким образом, в газотурбинную установку разомкнутого (открытого) цикла постоянно поступает рабочее тело- Изображение и рассмотрение в ρ,υ и Т, s-диаграммах таких циклов в виде замкнутых было, как мы отмечали, условным. Можно, однако, осуществить действительно замкнутый цикл, имеющий иногда определенные преимущества перед разомкнутым циклом. На рис. 10.30 изображена принципиальная схема газотурбинной установки при р=const, работающей по замкнутому циклу. В компрессоре 6 рабочее тело сжимается до нужного давления и далее направляется в регенератор 4, где оно подогревается при p=const за счет теплоты газа, выходящего из турбины. Затем подогретое в регенераторе рабочее тело поступает в подогреватель 3, где и происходит подвод теплоты извне. Подогреватель по существу подобен паровому котлу, в котором вместо воды и пара нагревается газ. Подвод теплоты в подогревателе осуществляется за счет сгорания топлива, подаваемого топливным насосом 2 (если топливо жидкое). Необходимый для сгорания топлива воздух подается вентилятором 1; этот воздух предварительно подогревается за счет теплоты отходящих газов в подогревателе 3. Нагретое в подогревателе при p=const рабочее тело поступает в турбину 7, где, расширяясь, производит работу. Отработавшие газы из турбины направляются в регенератор, где они отдают часть располагаемой теплоты сжатому газу, поступающему из компрессора. Из регенератора отработавшие газы поступают в охладитель 5, в котором при p=const газ охлаждается до низшей температуры цикла. В качестве охлаждающего вещества обычно используется вода. Из охладителя рабочее тело снова направляется в компрессор. Таким образом, одна и та же порция рабочего тела непрерывно участвует в производстве работы. Цикл, по которому работает рассмотренная установка, с точки зрения термодинамики принципиально не отличается от исследованного выше цикла со сгоранием при p=const и с регенерацией теплоты. Поэтому для такого замкнутого цикла справедливы выведенные выше формулы для ηт цикла со сгоранием при р = const и с регенерацией теплоты. Посмотрим, каковы преимущества и недостатки замкнутого цикла перед разомкнутым. Поскольку в установке, работающей по замкнутому циклу, участвует неизменное количество вещества, то таковым может быть не только воздух и продукты сгорания, а любой газ. Рассмотрим целесообразность замены воздуха иным рабочим телом. Выведенные выше выражения для ηт цикла с подводом теплоты при p=const и с регенерацией дают зависимость термического КПД не только от β,ρ и γ но также, при прочих равных условиях, и от вида рабочего тела. Действительно, во всех выражениях для ηт помимо величин β,ρ и γ фигурирует показатель адиабаты k, зависящий в основном от атомности газа *. * Значения показателя адиабаты (изоэнтропы) k для идеальных газов различной атомности были приведены в § 7.4
Отсюда очевидно влияние свойств рабочего тела, используемого в замкнутом цикле, на его термический КПД. Анализ уравнений (10.67) и (10.76) для ηт такого цикла показывает, что при равных β,ρ и γ с увеличением показателя адиабаты термический КПД цикла увеличивается. Также очевидно, что при применении газа с большим показателем адиабаты при том же значении ηт и тех же ρ и γ можно работать с меньшей степенью повышения давления. По этой причине замкнутый цикл имеет определенные преимущества, позволяя применять рабочее тело, имеющее максимальное значение показателя адиабаты. Такими рабочими телами в первую очередь могут являться одноатомные газы — гелий и аргон (напомним, что для одноатомного идеального газа k = 1,67, тогда как для воздуха мы принимали κ —1,40). Вместе с тем применение замкнутой схемы позволяет работать при наивыгоднейших в технико-экономическом отношении давлениях цикла. Если в разомкнутой схеме низшим давлением цикла является атмосферное давление, то в замкнутом цикле при той же степени увеличения давления начальное давление цикла может быть выбрано значительно большим, чем атмосферное. Это позволяет вести работу при больших давлениях, что ведет к значительному уменьшению объемов газа, пропускаемых через элементы установки. При этом уменьшаются габаритные размеры установки, снижаются необходимые площади поверхностей нагрева теплообменников и облегчается создание турбин больших мощностей. Для увеличения термического КПД газотурбинной установки целесообразно введение ступенчатого сжигания топлива и ступенчатого охлаждения сжимаемого рабочего тела. Т, s-диаграмма подобного цикла с большим числом ступеней приведена на рис. 10.31. Заканчивая рассмотрение циклов газотурбинных установок, следует вновь обратить внимание на то, что анализ эффективности этих установок проводился в предположении обратимости циклов, а также на то, что рабочим телом был принят идеальный газ, теплоемкость которого не зависит от температуры. При рассмотрении реальных газотурбинных установок, так же как и при рассмотрении поршневых двигателей внутреннего сгорания, анализ циклов следует вести с учетом потерь из-за необратимости, в частности посредством введения относительных внутренних КПД установки.
Популярное: Как построить свою речь (словесное оформление):
При подготовке публичного выступления перед оратором возникает вопрос, как лучше словесно оформить свою... Как распознать напряжение: Говоря о мышечном напряжении, мы в первую очередь имеем в виду мускулы, прикрепленные к костям ... Личность ребенка как объект и субъект в образовательной технологии: В настоящее время в России идет становление новой системы образования, ориентированного на вхождение... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (1497)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |