Расчет газовой турбины

Адиабатный КПД турбины принят равным h_т = 0,88; коэффициент потерь давления в турбине x = 0,03. Тогда степень понижения давления в турбине составит [10]:

p_т = (1 – x)∙p_к. (2.7)

p_т =(1 – 0,03)∙7,2 = 6,984.

Теоретическая температура продуктов сгорания на выходе из турбины T _{4 t} определяется с помощью уравнения [10]:

S (T _{4 t} ) = S (T ₃) – R∙ln p _т, , (2.8)

где S (T _{4 t} ) – теоретическое значение энтропии воздуха на выходе из

турбины,

S (T ₃) – теоретическое значение энтропии воздуха на входе в

турбину,

S (T _{4 t} ) = 1,4221 – 0,2896∙ln6,984 = 0,8592 .

Тогда T _{4 t} = f [ S (T _{4 t} ), a ] = 348,9 °C [10].

Затем найдем работу расширения газов в турбине из следующего выражения [10]:

Н_а = (i ₃ – i _{4 t} )∙ h_т, кДж/кг, (2.9)

где i ₃ – энтальпия воздуха на входе в турбину, кДж/кг;

i _{4 t} – энтальпия воздуха на выходе из турбины, кДж/кг.

Н_а = (820,91 –365,75)∙0,88 = 400,54 кДж/кг.

Следовательно, действительная энтальпия газов на выходе из турбины может быть найдена из выражения [10]:

i_4а = i ₃ – Н_а,кДж/кг. (2.10)

i_4а = 820,91 – 400,54 = 420,37 кДж/кг.

Тогда действительная температура газов на выходе из турбины составит T_4а = f (i_4а, a) = 398,98 °С [10].

Примем среднюю температуру стенки лопаток T_ст = 600 °С; число охлаждаемых венцов z = 1. Так как , то коэффициенты размерности a и b лопаток будут равны [10]:

a = . (2.11)

a = = 1.

b = . (2.12)

b = = 0.

Найдем среднюю температуру рабочего тела, при которой отводится теплота охлаждения из выражения [10]:

T_q = , °С (2.13)

T_q = = 1023 К = 750 °С.

Принимая коэффициент эффективности охладителя a ^* = 0,02, находим количество теплоты, отводимой от охлаждаемых элементов проточной части из следующего выражения [10]:

, кДж/кг, (2.14)

где — теплоемкость продуктов сгорания.

q_охл= 0,02∙1,1817∙1∙1∙(1023 – 873) = 3,55 кДж/кг.

Коэффициент потери работы при закрытом охлаждении [10]:

(2.15)

Удельная работа расширения газа в турбине с учетом потерь от охлаждения [10]:

кДж/кг. (2.16)

кДж/кг.

Тогда энтальпия газов в конце расширения составит [10]:

кДж/кг. (2.17)

кДж/кг.

Cредняя температура газа, при которой охладитель выводится в проточную часть турбины [10]:

К. (2.18)

К = 600 °С.

Для определения примем, что процесс расширения газа в турбине — политропический с показателем политропы [10]:

(2.19)

Тогда степень понижения давления охладителя [10]:

Принимая коэффициент использования хладоресурса охладителя , будем считать, что на охлаждение дисков и элементов статора потребуется воздуха . Тогда расход воздуха на охлаждение [10]:

(2.21)

где с_р,охл — средняя изобарная теплоемкость охладителя: при

T = 431,34°C.

Cредняя энтальпия охладителя при выводе в проточную часть [10]:

кДж/кг. (2.22)

кДж/кг.

Тогда ºС [10].

Полагая, что политропические КПД процессов расширения газа и охлаждения совпадают, имеем [10]:

(2.23)

Энтропию охладителя в конце процесса расширения газа определим с помощью уравнения [10]:

(2.24)

Тогда энтальпия охладителя в конце расширения =189,62 кДж/кг [10].

Следовательно, работа расширения охладителя составит [10]:

кДж/кг. (2.25)

кДж/кг.

Cуммарная удельная работа расширения газа и охладителя [10]:

кДж/кг. (2.26)

кДж/кг.

Расход охладителя, отнесенный к расходу воздуха через компрессор [10]:

(2.27)

Коэффициент избытка воздуха смеси газа и охладителя [10]:

(2.28)

Энтальпия смеси газа и охладителя за турбиной [10]:

(2.29)

Тогда температура смеси газов и охладителя на выходе из турбины:

°C [10].

Дата добавления: 2015-07-10