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

Теми же табличными данными теплофизических свойств рабочих агентов, которые были применены в тепловых расчетах простых циклов, — в частности, использовать таблицы С. Л. Ривкина [72].

При расчетах сложных циклов можно исходить из представления об единичной изобаре, на которой давление постоянно и равно единице, причем эта единица должна быть использована и для изме­ рения всех других давлений в процессах, составляющих цикл.

Переход в газотурбинных циклах от простой тепловой схемы к сложной связан обычно с условиями работы ГТУ в эксплуатации и со стремлением сделать установку более экономичной и более надежной, работающей на менее дефицитных сортах топлива и мате­ риалов, а также придать установке требуемые специфические свой­

ства.

Обратим прежде всего внимание на результаты сравнения про­ стого цикла ГТУ, представленного на рис. 1, с циклом ОК. Расчет этого цикла показал наличие относительных потерь £' и вызывае­ мых заменой изотермических процессов расширения и сжатия циклаэталона изоэнтропийными процессами и изотермических процессов внешнего теплообмена — изобарными процессами. В простом цикле приходится считаться с этими потерями только путем учета их в рас­ четах. Естественно, возникает вопрос о возможности снижения этих потерь путем перехода от простого цикла к сложному, при том, что процессы расширения и сжатия остаются изоэнтропийными, а про­ цессы внешнего теплообмена — изобарными. В настоящее время по­ ставленный вопрос решается заменой непрерывных процессов преры­ вистыми, с чередованием изоэнтропийных процессов с изобарными. Это мероприятие сопровождается в отображенном реальном цикле при такой тепловой схеме ГТУ подъемом изотермы Т3ср и опуска­ нием изотермы Т 1с0 (см. рис. 1), что дает снижение относительных потерь I и t ,

Рассмотрим одну из таких тепловых схем (рис. 4), рассчитанную Б. С. Фрумкиным и опубликованную в труде [94]. Цикл этой уста­ новки является сложным, он включает двухступенчатое сжатие атмосферного воздуха с его промежуточным охлаждением между компрессорами низкого и высокого давлений. Сжатый воздух подо­ гревается в регенеративном устройстве отработавшими в турбинах газами. Пройдя через первую камеру сгорания КС-1 и расширив­ шись в турбине высокого давления ТВД, газы поступают во вторую камеру сгорания КС-2, где вновь подогреваются и затем расширяются в турбинах среднего ТСД и низкого ТНД давления. Таким образом, процесс расширения тоже является прерывистым с одним промежу­ точным изобарным подогревом.

Специфическое требование к такой установке — требование ма­ невренности, которая особенно необходима судну при частых оста­ новках у причалов. Это требование удовлетворено путем создания двух независимых по валу турбокомпрессорных групп. На одном валу размещены компрессор ВД и турбина ВД, причем вся мощность, развиваемая турбиной, идет только на привод компрессора; то же сделано и в турбокомпрессорной группе низкого давления. Таким

40

образом, обе эти турбины работают только на внутренние нужды установки, не отдавая выработанной ими механической энергии основному внешнему потребителю. Турбина СД по валу соединена с гребным винтом через зубчатую передачу, обслуживая только ходо­ вые потребности судна. Таким образом, эта турбина работает в экс­ плуатации по внешней характеристике, определяемой мощностью, расходуемой гребным устройством судна. Независимые один от дру­ гого валы обеих турбокомпрессорных групп позволяют со.гласо-

Рег

Рис. 4. Принципиальная тепловая схема ГТУ сложного цикла.

вторая камера сгорания; Т С Д — турбина среднего давления. Остальные обозначения те же, что на рис. 3.

вать их работу с работой ТСД и увязать ее с ходовыми потребностями судна, что дает возможность полностью подчинить управление всей установкой командам с ходового мостика судна, причем легко может быть осуществлена полная автоматизация управления.

Исходя из тепловой схемы установки (см. рис. 4), построим диа­ грамму Т — s ее идеального цикла. Сначала следует выбрать наи­ высшую и наинизшую температуры цикла. Первая должна быть на­ столько высокой, насколько допускается надежной и безотказной работой турбин в эксплуатации. Гарантировать это качество турбин должен их’изготовитель, и ему принадлежит преимущественное право назначить наивысшую температуру. В рассматриваемой установке она принята /3 = 927° С (1200, 15 К). Здесь не следует входить в об­ суждение такого выбора, так как для нас представляет интерес изу­ чение идеализированного цикла с тех исходных позиций, которые выбраны (или даны заказчиком) при конструировании установки.

41

Рассчитав при этом условии идеальный цикл, мы будем судить о степени приближения к нему той реальной установки, которая рас­

более низкой; ее определяет температура атмосферы (наружного воздуха), при которой придется работать проектируемой ГТУ. Проектировщик должен выполнить технико-экономический анализ, связанный с эксплуатацией судна, и исходя из него назначить эту температуру. В опубликованных материалах t x = 38° С. В нашей работе мы ее такой и принимаем.

Вторым фактором, определяющим работу проектируемой уста­ новки, следует считать отношение наивысшего давления в цикле к наинизшему р г!рх. По соображениям идеализации цикла наинизшее давление принимаем равным физической атмосфере, которая может измеряться так: 1 физ. атм. = 1,01325 бар = 1,01325 • 105Па =

=1,03323. кгс/см2.

Расчеты всех идеальных циклов ГТУ, замыкающихся через ат­

мосферу (открытых циклов), не должны отступать от этого наинизшего давления. Может возникнуть вопрос, как связано назначение наинизшей температуры цикла с наинизшим давлением? Следуя1 по изобаре наинизшего давления от выбранной точки наинизшей температуры в сторону ее увеличения или уменьшения, мы будем получать различные значения энтропии s° начальной точки процесса сжатия воздуха в компрессоре. Таким образом, начальное давление с начальной температурой процесса сжатия связано величиной эн­ тропии s° этой точки, лежащей на единичной изобаре. Можно ска­ зать, что в исследованиях и расчетах сложных циклов эта изобара будет играть ту же роль, что и в расчетах простых циклов. Поэтому и дальше рекомендуется измерять давление в физических атмосфе­ рах с переводом результатов измерений в другие единицы давления.

Используемые в предлагаемых расчетах таблицы [72] явно не включают значения энтропии и давления в точках, определяющих параметры состояния газа. Однако каждой температуре соответ­ ствует только одно значение s°, определяемое формулой (6) и необ­ ходимое для расчетов давления р по формуле (7):

или при заданной температуре t и энтропии s — для расчета давления. Выше было установлено, что в простых циклах существует пре­

дельное значение отношения давлений, при котором A i\ = A iKs и установка не дает полезной энергии потребителю, расходуя всю работу турбины на привод компрессора (внутренние нужды). В про­ стом цикле, начиная с единичного отношения давлений, при увели­ чении отношения давлений полезная выработка механической энер­

42

гии растет, достигая максимума при некотором значений Отноше­ ния p jp i- При дальнейшем увеличении этого отношения она умень­ шается и падает до нуля при предельном значении отношения да­ влений.

Основной причиной таких свойств простого цикла является на­ грев изоэнтропийного сжимаемого воздуха, что вытесняет при за­ данной температуре Т3внешний теплообмен-Qx, доводя его в предель­ ном случае до нуля. Поэтому первой и основной задачей перехода к сложному циклу является снижение температуры конца изоэн­ тропийного сжатия, и путь к такому снижению — охлаждение сжимаемого газа. Очевидно, наилучшее решение этого вопроса за­ ключается в переходе от изоэнтропийного процесса сжатия к изо­ термическому.

Обратимся к диаграмме рис. 1. Идя по изотерме 15° С от точки 1, где давление р х = 1, до точки 2Т с давлением р 2 = 6, получим, пользуясь таблицами [72] для воздуха, работу сжатия при темпера­ туре 7^ = 288,15 К:

где sx — s2x — разность энтропий в начале и конце изотермического процесса сжатия. Значения энтропии в этих точках определяются,

переходит в тепловую энергию Q2t с ее непрерывным отбором и пере­ дачей холодному источнику:

Q2t = 148,18 кДж/кг.

Этот внешний теплообмен суммируется с внешним теплообменом по изобаре р х = 1 от точки 4 до точки 1:

Q2s = t4 — ix = 657,86 — 288,30 = 369,56 кДж/кг.

Таким образом, суммарный теплообмен с холодным источником в цикле будет

Q2 = Q2t + 0.2s = 148,18 + 369,56 = 517,74 кДж/кг.

Как видно, значение Q2 в простом цикле с изоэнтропийным про­ цессом сжатия, равное 369,56 кДж/кг (см. табл. 1), меньше значе­ ния Q2 в том же цикле с изотермическим процессом сжатия.

Но одновременно с увеличением внешнего теплообмена с холод­ ным источником увеличивается и внешний теплообмен с горячим,

43

начинаясь не от точки 2 на изобаре р 2, а от точки 2Т и заканчиваясь в точке 3 — той же, что и при изоэнтропийном процессе сжатия. Для простого цикла ГТУ, работающей без регенерации тепла отра­ ботавших в турбине газов, при изотермическом процессе сжатия имеем

Qi = h — h = 1083,80— 288,30 = 795,50 кДж/кг.

К. п. д. этого цикла

Для простого цикла без регенерации при изоэнтропийном про­ цессе сжатия тот же к. п. д. будет

Как видно, из-за добавочной потери в окружающую среду тепло­ вого эквивалента работы изотермического сжатия к. п. д. такого цикла оказываются меньшим, чем к. п. д. цикла с изоэнтропийным сжатием.

Однако простой цикл с изотермическим процессом сжатия все же заслуживает внимания. Сравним его с тем же циклом, но при изо­ энтропийном сжатии, рассчитав при одинаковых отношениях пре­ дельных температур и предельных давлений величину полезной мощ­ ности на 1 кг массового расхода рабочего агента. Используя данные

LT— LK= AtJ — Дt's — 232,63 кДж/кг.

При тех же условиях в случае изотермического процесса сжатия:

LT— LK= Д/s — 7 iAsi_ 2T== 277,76 кДж/кг.

Такой результат получается из-за снижения затраты мощности при изотермическом сжатии по сравнению с изоэнтропийным.

Эти свойства простого цикла давно известны (см., например, [70]) и используются в адиабатных компрессорах. В этом случае изоэнтропийный процесс сжатия один или несколько раз прерывается и сжатый газ подвергается изобарному охлаждению. Изоэнтропийный процесс осуществляется ступенчато, и между компрессорами, работающими в ступенях, встраивают изобарные охладители, сни­ жающие температуру газа, сжатого изоэнтропийно в ступенях. Но это уже будет не простой, а сложный цикл.

Если бы число ступеней такого сжатия принять бесконечно боль­ шим, получился бы изотермический процесс с непрерывным охла­ ждением сжимаемого газа до начальной температуры. Обычно ока­ зывается нецелесообразным применять много ступеней изоэнтро­

44