При использовании газа в качестве рабочего тела турбинная установка приобретает ряд существенных особенностей по сравнению с паротурбинной. Теплоперепад, который используется в проточной части газовой турбины, значительно меньше, чем теплоперепад паровой турбины. Однако объемный и массовый расходы газа, а также уровень температур значительно выше. Это приводит к конструктивным отличиям газовых турбин.
Один из типов газотурбинных установок (ГТУ) имеет в своем составе, кроме собственно газовой турбины и камеры сгорания топлива с топливным насосом, такой обязательный элемент как воздушный компрессор.
Наибольшее распространение получили ГТУ, в камерах которых сгорание топлива происходит при постоянном давлении. Такие установки называют проточными. На рисунке представлены схема (а) и теоретический цикл ГТУ с изобарным сжиганием в координатах p–v (б) и Т–s (в):
В теоретическом цикле ГТУ рассматриваемого типа (рис. в) принимается, что процессы сжатия воздуха в компрессоре 1–2 и расширения продуктов сгорания в газовой турбине 3–4 являются адиабатными, а процессы подвода и отвода теплоты 2–3 (сгорание топлива) и 4–1 – изобарными. Принципиальное отличие этого цикла от цикла двигателей внутреннего сгорания заключается в том, что отвод теплоты осуществляется по изобаре 4–1, тогда как в двигателях внутреннего сгорания – по изохоре 4'–1. Это обстоятельство, обусловленное возможностью полного, до давления р1 расширения газов в турбине, приводит к тому, что термодинамический к.п.д. теоретического цикла ГТУ при одном и том же подводе теплоты оказывается выше, чем для цикла двигателей внутреннего сгорания с изобарным сжиганием (т.е. для цикла Дизеля). Действительно, как показывает рис. б, теплота q0, полезно преобразуемая в работу (площадь, заключенная внутри контура цикла), при изобарном отводе теплоты 4–1 больше, чем при изохорном 4'–1. А так как подводимая теплота (площадь под отрезком 2–3) при этом одинакова, следовательно, к.п.д. цикла ГТУ больше, чем соответствующая величина для цикла Дизеля.
|
|
Основными характеристиками рассматриваемого цикла является степень повышения давления при сжатии β = p2 / p1 и степень предварительного расширения газа в камере сгорания r = v3 / v2. Выразим термодинамический к.п.д. цикла через величину β:
.
Для адиабатных процессов 1–2 и 3–4 имеем и . Разделив левую и правую части второго равенства на соответствующие части первого и учитывая, что р1 = р4 и р2 = р3, получим v4 / v1 = v3 / v2. Но для изобарных процессов 2–3 и 4–1 отношения Т3 / Т2 = v3 / v2 и Т4 / Т1 = v4 / v1, следовательно,
Т4 / Т1 = Т3 / Т2,
и выражение для к.п.д. принимает вид
|
|
.
С другой стороны, для адиабатного процесса 1–2
, ,
следовательно,
,
откуда
.
Таким образом, окончательно получаем
.
Из полученного результата следует, увеличение степени повышения давления β приводит к возрастанию термодинамического к.п.д. ГТУ. Однако в реальных установках эта величина не превышает значений 4...6, поскольку при еще бóльших значениях максимальная температура цикла Т3 повышается до 1100... 1200 °С, и это составляет практический предел жаропрочности лопаток турбины.
Из диаграммы T–s видно, что температура отработавших газов на выходе из турбины Т4 (в точке 4) выше, чем температура воздуха, поступающего из компрессора в камеру сгорания, Т2 (в точке 2). Следовательно, есть возможность повысить термодинамический к.п.д. установки за счет использования принципа рекуперации теплоты.
Отношение действительно рекуперированного количества теплоты qр к тому количеству теплоты, которое получил бы сжатый воздух, если бы дымовые газы смогли охладиться до температуры сжатого в компрессоре воздуха, называют степенью рекуперации σ.
При σ = 1 говорят о полной рекуперации теплоты, при отсутствии рекуперации σ = 0.
Величину термического к.п.д. для идеального (с адиабатными процессами сжатия и расширения) рекуперативного цикла рассчитывают по формуле
,
которая при σ = 0 вырождается в приведенную ранее формулу.
Понимание того, что изохорное сгорание всегда эффективнее, чем изобарное, привело к созданию импульсных ГТУ, в которых удается организовать сгорание топлива при v = const. Рассмотрим схему такой ГТУ:
Условие v = const достигается это благодаря наличию клапанов 1 и 2.
Рассмотрим диаграмму p–v импульсной ГТУ. Если сопоставить эффективность рассмотренных установок, легко убедиться, что импульсная ГТУ обеспечивает большую эффективность.
Основным параметром таких установок, кроме степени повышения давления в компрессоре β, является степень повышения давления в камере сгорания l = р3/р2. Давление и температуру в точке 3 находят по-другому:
р3 = l × р2, T3 = l × T2.
Найдем термический к.п.д. идеального цикла (при адиабатных процессах 1–2 и 3–4), учитывая, что при этом Т2 = Т1 × β(k-1)/k.
.
Тогда
.
Эффективная или полезная мощность ГТУ определяется разностью между мощностью вырабатываемой турбиной, и мощностью, потребляемой воздушным компрессором и топливным насосом. Используя рекуперативный подогрев воздуха и ступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением, можно достичь внутреннего к.п.д. установки до 38 %, т.е. сравнимой с к.п.д. конденсационных турбинных.
Комбинированные установки, в которых используются два рабочих тела – газ и пар, называются парогазовыми (ПГУ). Рассмотрим цикл ПГУ:
Рассмотрим схему простейшей парогазовой установки:
Пояснения к схеме ПГУ: 1 – топливный насос; 2 – камера сгорания; 2 – пароперегреватель; 3 – воздушный компрессор; 4 – газовая турбина; 5 – электрогенератор; 6 – подогреватель; 7 – паровой котел; 8 – пароперегреватель; 9 – паровая турбина; 10 – конденсатор; 11 – питательный насос