Файл: Васильев В.К. Термодинамические основы исследовательского проектирования судовых энергетических установок.pdf

ный процесс, и по изобаре р' происходит охлаждение нагретого изо­ энтропийно воздуха. Можно было бы довести это охлаждение до температуры t lt но технико-экономические расчеты показали эко­ номическую невыгодность достижения столь низкой температуры из-за трудности компоновки охладительного устройства и его чрез­ мерно больших габаритов. На основе расчетов была задана конечная температура изобарного охлаждения сжатого воздуха в первой сту­

в третью строку табл. 3. Значение энтропии в этой точке рассчитыва­ лось по формуле (7) по известным значениям (S2)0 и р '.

Т о ч к а 2"'. Конечная точка изоэнтропийного процесса сжатия во второй ступени определяется отношением р Jp' = 4 по заданию и начальной точкой 2”. Рассчитывая этот процесс известным методом,

Т о ч к а 2. Сжатый воздух с температурой 277,58° С идет в регенератор, где подогревается внутренним теплообменом отрабо­ тавших в турбинах газов. Точка 2 является конечной точкой этого подогрева, и температура здесь должна быть в идеализированном те­ плообменном устройстве равна температуре отработавших газов

вконце процесса их расширения (в точке 4). Так как параметры этой точки пока неизвестны, то расчет параметров точки 2 можно отложить. Эта точка на изобаре р 2 отделяет внутренний нагрев воз­ духа путем передачи теплоты от горячих вследствие внешнего на­ грева газов в камере сгорания КС—1. Поскольку конечной точкой суммарного нагрева воздуха является точка 3, можно рассчитать весь процесс изобарного нагрева 2"'—3, пока не разделяя его на внутренней и внешний. Поэтому переходим к определению парамет­ ров точки 3.

То ч к а 3. Температура в точке 3 задана как предельная темпе­ ратура цикла (927° С). Пользуясь таблицами [72], по этой темпера­ туре определяем прочие параметры искомой точки и помещаем их

встроку 5 табл. 3. Энтропию s3 рассчитываем по s° и давлению р г.

Организуя процесс расширения, следует подчинить его требова­ ниям принципиальной тепловой схемы устанбвки (см. рис. 4). Необ­ ходимо сбалансировать мощности компрессора и его турбины в ка­ ждой из двух турбокомпрессорных групп. Это приводит к равенствам

видеальном цикле механических удельных энергий в компрессорах

итурбинах:

Д4твд = Д £ вд и д £ нд = л ;3кнд.

На основе этих равенств на диаграмме Т — s цикла следует отложить по изоэнтропе 3—30 отрезок 3—4', равный отрезку изоэнтропы 2"—2"', измеряющему удельную механическую энергию, идущую на привод компрессора ВД. Таким образом, однозначно определяется точка 4' — конечная точка изоэнтропийного процесса расширения в ТВД.

Т о ч к а 4'. Параметры этой точки следует рассчитывать пб значению энтальпии

f; = k - Л £ ВД = 1277,80 - 181,64 = 1096 кДж/кг.

Имея эту величину, берем строки таблиц [72 ], в интервале между которыми находится полученная энтальпия. Путем интерполяции табличных данных находим другие нужные параметры рассматривае­ мой точки. Давление р" рассчитываем по формуле (23), где известны энтропия S4 = s3, а также полученное из таблиц значение (s4)°. Най­ денные параметры заносим в строку 6 табл. 3.

Т о ч к а 3'. Расширенные в ТВД газы нагреваются по изобаре р", проходя через камеру сгорания КС-2, до заданной температуры is = /3 = 927° С. В расчетах идеального цикла будем пренебрегать механическими сопротивлениями по тракту течения потока рабочего агента и изменением состава газовой смеси вследствие подачи в ка­ меры сгорания топлива и сжигания его в камерах. Расчеты всех трактов тепловой схемы будем проводить для потока чистого атмо­ сферного воздуха, рассматривая обе камеры сгорания лишь как го-

.рячие источники внешнего изобарного теплообмена.

Поставим перед собой задачу количественной оценки таких до­ пущений в дальнейших расчетах. По таблицам [72] по температуре 927° С находим нужные параметры точки 3'. Они будут отличаться от тех же параметров точки 3 только энтропией и давлением. Давле­ ние определяется изобарой процесса нагрева р ", а энтропию находим расчетом:

идет непрерывно до конца на изобаре р г. По условию конструирова­ ния тепловой схемы (см. рис. 4) следует только распределить полез­ ную отдачу этого процесса между турбинами СД и НД. Для этого

s4= s° = 7,5455 кДж/(кг-К).

В таблицах [72] ищем строки, в интервале между которыми содержится указанное значение s4, и путем интерполяции по s° находим прочие параметры искомой точки. Они занесены в строку 8 табл. 3.

Т о ч к а 4". Эта точка характеризуется переходом потока из ТСД в ТНД, причем в идеализированном цикле этот переход опре­ деляется процессом, сводящимся к одной точке, без нарушения не­ прерывности процесса расширения 3'—4.

52

Имея параметры точки 4, можно удовлетворить требование обе­ спечения работы турбокомпрессорной группы НД:

А (™д = Д/КНД =151,67 кДж/кг.

Прибавляя эту величину к энтальпии точки 4, получаем энталь­ пию точки 4" на изоэнтропе 3'-—4:

= г4+ д;™ д = 694,21 + 151,67 = 845,88 кДж/кг.

Используя таблицы [72], найдем в них температурный интервал, включающий-значение полученной энтальпии, и путем интерполяции определим другие параметры искомой точки. Они занесены в строку 9 табл. 3.

Давление в точке 4" находим по формуле (7):

То же давление можно рассчитать и по значению величины Яо4:

Вообще во всех изоэнтропийных процессах по величине л 0 можно рассчитать отношения давлений. Приведем здесь такой расчет для процессов рассматриваемого цикла.

Сжатие в процессах:

Расширение в процессах:

Общее отношение давлений процессов сжатия в цикле

53

Общее отношение Давлений процессов расширения в цикле

Величина л 0 зависит только от температуры и в изоэнтропийных процессах расширения и сжатия изменяется в зависимости от тем­ пературы. В изобарных процессах (теплообмена) тоже меняется температура, а вследствие этого меняется и значение величины л 0, как видно было в проделанных выше расчетах. Поэтому прерывистые изоэнтропийные процессы, отделяемые один от другого изобарами, имеют различные значения я 0 в точках изобарного перехода с одной изоэнтропы на другую, несмотря на то, что давления в этих точках одинаковы.

Т о ч к а 5. Изотерма 5—2"' ограничивает область внутреннего регенеративного теплообмена между отработавшими газами и сжа­ тым воздухом. В идеальном цикле температуры tb и &' должны быть одинаковы:

*6 = *2 = 277,58° С.

По этой температуре, пользуясь таблицами [72], находим путем интерполяции прочие параметры точки 5 и заносим их в строку 10 табл. 3. Поскольку эта точка лежит на единичной изобаре, имеем

s5 = s“ = 7,3196 кДж/(кг-К).

От точки 5 по изобаре 5—1 идет внешний теплообмен с холодным источником Q2 до точки 1. Далее цикл повторяется.

Параметры характерных точек цикла дают возможность построить диаграмму Т—s цикла (см. рис. 5). Нанесенные на этой диаграмме процессы позволяют рассчитать все внешние обмены тепловой и ме­ ханической энергии с окружающей средой. Учитываемые при пост­ роении диаграммы цикла внутренние теплообмены и энергообмены представлены на диаграмме цикла. В идеальном цикле мы принимали во внимание только внутренний теплообмен в регенераторе и меха­ ническую энергию, расходуемую на привод компрессоров.

§7. ОЦЕНКА КОЛИЧЕСТВЕННЫХ И КАЧЕСТВЕННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ИДЕАЛЬНОГО СЛОЖНОГО ЦИКЛА

ПО ЕГО ДИАГРАММЕ T—s

Диаграмма Т—s идеального сложного цикла ГТУ, построенная на основе расчетов параметров характерных точек цикла, позволяет произвести количественный анализ эффективности рассматриваемого цикла. Сделаем это, пользуясь конкретным примером расчетов иде­ ального цикла ГТУ, тепловая схема которой дана на рис. 4, а цикл построен на рис. 5, причем характерные точки обозначены теми же цифрами, что на схеме рис. 4 и в тексте. Расчеты сведены в табл. 4,

54