Нагнетатели и тепловые двигатели

• Название: Нагнетатели и тепловые двигатели
• Дата: 18.06.2022
• Размер: 168.86 Kb.
• Имя файла: 28_Lysokon_Kursovaya_rabota.docx
• Тип: Пояснительная записка; #601359
• страница: 4 из 4

Определение потерь на трение и вентиляцию, относительного внутреннего КПД и эффективного КПД турбины

Потери на трение и вентиляцию определяются по формуле А. Стодолы:





где 1_cp - средняя высота рабочей лопатки, см, l_cp = ( 1_л1 + 1_л2) / 2; v₂ - удельный объем пара около диска, м³/кг.

Потери тепла на трение и вентиляцию, кДж/кг,



Потери от утечек пара h_ут, кДж/кг, можно принять равными потерям теп­ла на трение и вентиляцию h_тв

Потери влажности пара определяются по выражению:



где - КПД на окружности с учетом влажности пара; х_ср - средняя степень сухости пара в процессе расширения, которая может быть определена через x_min по h-s - диаграмме для водяного пара в точке 3 (рис. 7.7):

Потери от влажности пара


где h₇ = h_o - (h_c+ hвс+ h_n+ h_TB+ h_ут) = 435,2 – (70,83+13,86+38,88+71,92+71,92) = 167,79 кДж/кг


Рисунок 7.7. –h,s-диаграмма водяного пара для определения x_min
Внутренний относительный КПД для влажного пара



для сухого –



Относительный эффективный КПД турбины

7. Определение действительной мощности на валу турбины

Полученное на основании оценки тепловых потерь значение относительного эффективного КПД турбины позволяет определить значение ожидаемой действительной мощности:


Изображение проточной части в масштабе

В соответствии со значениями величин, полученными в расчете, необходимо вычертить эскиз проточной части турбины (см. рис.7.6).

3. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЦИКЛА ОДНОВАЛЬНОГО ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ С РЕГЕНЕРАЦИЕЙ ТЕПЛА

Исходные данные:

Ne = 1,75 МВт

t₃ = 770 C

t₁ = +10 C

_т = 0,82

_к = 0,84

_т.мех = 0,94

_к.мех = 0,98

 = 0,58

Р_в = 13,0 кПа

Р_кс = 6,5 кПа

Р_р = 4,5 кПа

Р_т = 2,68 кПа

Р₁ = 1,04 кПа

Решение:

Давление и температура в основных точках цикла (рис.10.1) определяются по формулам:

перед лопатками компрессора –

Р₁ = Ра - Р₁ = 101325 – 1040 = 100285 Па

где Р_а = 101325 Па - давление окружающего воздуха;

Т₁ = Т_а = 283 К;

за компрессором – для различных значений _к

Р₂ = Р₁*_к = 100285*_к



где k = 1,4 - показатель адиабаты для воздуха; перед проточной частью турбины –

Р₃ = P₂-Р_в;

Т₃ = t₃ + 273 = 770+273 = 1043 К;

за проточной частью турбины –

Р₄ = P_а + Р_т;


где k' = 1,36 - показатель адиабаты продуктов сгорания; _т - степень расширения газов в турбине,



перед камерой сгорания (считать, что сопротивление выходного патрубка компрессора и сопротивление входного патрубка турбины равны между собой)





где - степень регенерации (см. табл. 9.2);

за регенератором (по газовой стороне)

Р₅ = P_а



Рассчитывается характеристика сети газотурбинной установки:



где:





Приведенный относительный КПД газотурбинной установки



Соотношение граничных значений абсолютной температуры цикла имеет вид:



Соотношение абсолютной температуры в конце Т₂ и в начале Т₁ адиабатного сжатия в компрессоре



Соотношение мощностей компрессора N_k и газовой турбины N_t



Характеристический температурный комплекс



Эффективно-термодинамический КПД цикла



Удельная эффективная работа (работа 1 кг воздуха), кДж/кг,



где: С_р = 1,006 кДж/(кг К).

Расход воздуха (определяется для выбранного расчетного режима), кг/с,

(10.24)

Расход топлива (определяется для выбранного расчетного режима), кг/ч,


(10.25)


где Q_н = 41860 кДж/кг.

Таблица 2

Результаты расчетов основных параметров ГТУ

Параметры	Значение к
	2	4		6		8	10	12
Р1, Па	100285		100285	100285	100285		100285	100285
Т1, К	283		283	283	283		283	283
Р2, Па	200570		401140	601710	802280		1002850	1203420
Т2, К	357		447	508	556		597	631
Р3, Па	187570		388140	588710	789280		989850	1190420
Т3, К	1043		1043	1043	1043		1043	1043
Р4, Па	104005		104005	104005	104005		104005	104005
Т4, К	919,4		791,3	728,3	687,9		658,8	636,4
Р5, Па	101325		101325	101325	101325		101325	101325
Т5, К	593,1		591,4	600,6	611,6		622,7	633,4
Т, К	683		647	636	633		633	634
Р, Па	195070		395640	596210	796780		997350	1197920
	1,08		1,08	1,08	1,08		2,08	3,08
	0,78		0,90	0,94	0,95		0,96	0,97
	0,84		0,98	1,01	1,03		2,00	2,99
	0,73		0,79	0,80	0,81		1,13	1,38
	3,69		3,69	3,69	3,69		3,69	3,69
	1,22		1,49	1,67	1,81		1,93	2,03
	0,492		0,600	0,674	0,731		0,780	0,821
	6,975		2,878	2,036	1,628		1,373	1,191
	0,129		0,181	0,176	0,160		0,140	0,119
	78,14		112,05	111,98	103,06		91,03	77,84
	22,40		15,62	15,63	16,98		19,22	22,48
В	1164,6		831,0	855,5	943,5		1076,3	1262,9

Рисунок 1– изменение эффективного кпд цикла от степени сжатия в компрессоре



Рисунок 2 – изменение удельной эффективной работы цикла от степени сжатия в компрессоре
Наибольший кпд цикла получается для степени сжатия = 4-5.

В связи с этим выбираем параметры и характеристики цикла для этой степени сжатия.

После построения графических зависимостей основных параметров и характеристик цикла от значения _к и выбора расчетного режима (в точках максимума КПД цикла) следует изобразить схему двигателя (рис.10.1) и на ней указать расчетные значения давления, температуры, расхода воздуха и топлива.



Рисунок 3 – схема газотурбинной установки с регенерацией

В курсовой работе выполняется расчет трех видов распространенных и часто используемых в народном хозяйстве типов тепловых двигателей. Несмотря на различия в принципе действия и используемом рабочем теле все три типа двигателей позволяют получить на выходе механическую работу, в этом и заключается их основное назначение.

Выбор типа теплового двигателя осуществляется на основании технико-экономического расчета, в котором необходимо учитывать условия эксплуата­ции и наличие соответствующего топлива, особенности климата региона, где предполагается использовать данный тип теплового двигателя.

По данным исследований при мощности электростанции до 6000 - 10000 кВт себестоимость 1 кВт’ч газотурбинной установки меньше, чем паро­турбинной. Стоимость газотурбинных установок на единицу мощности по сравнению со стоимостью паротурбинных примерно в два раза меньше, пот­ребность в обслуживающем персонале - в 1,5 - 2 раза меньше. Объем помеще­ний на 1 кВт полезной мощности газотурбинной установки в 3,5 - 5 раз мень­ше, чем объем помещений паротурбинной.

В сравнении с двигателями внутреннего сгорания газовые турбины име­ют следующие преимущества:

• 
  меньшие размер и вес;
  
• 
  использование более дешевого тяжелого жидкого топлива (в перспекти­ве - возможность применения твердого топлива);
  
• 
  отсутствие поступательно движущихся частей;
  
• 
  полное расширение газов сгорания.
  

Дальнейшие успехи металлургии по увеличению жаропрочности и уменьшению ползучести материалов для проточной части газовых турбин мо­гут обеспечить применение такой высокой температуры газа, что разница в экономичности газовой турбины по сравнению с двигателем внутреннего сго­рания станет значительно меньше или вообще ее не будет

Библиографический список

Основная литература

1. 
   Пахомов Ю. А. Основы научных исследований и испытаний тепло­вых двигателей / Ю. А. Пахомов. М.: Транслит, 2014. 432 с.
   
2. 
   Ведрученко В. Р. Тепловые двигатели и нагнетатели / В. Р. Вед- рученко, В. В. Крайнов, Н. В. Жданов / Омский гос. ун-т путей сообще­ния. Омск, 2012. Ч. 1. 137 с.
   

Дополнительная литература

3. 
   Прокопенко Н. И. Экспериментальные исследования двигателей внутреннего сгорания / Н. И. Прокопенко. М.: Лань, 2010. 592 с.
   
4. 
   Лиханов В. А. Испытания двигателей внутреннего сгорания и топ­ливной аппаратуры двигателей / В. А. Лиханов, Р. Р. Деветьяров / Вятская гос. сельскохоз. акад. Киров, 2008. 106 с.
   
5. 
   Основы теории тепловых процессов и машин / Н. Е. Александров, А. И. Богданов и др. М.: Бином, 2006. Ч. 1. 57 с.; Ч. 2. 57 с.
   
6. 
   Киселёв И. Г. Нагнетатели и тепловые двигатели на железнодорож­ном транспорте / И. Г. Киселёв, А. Б. Буянов. М.: Маршрут, 2006. 331 с.
   
7. 
   Ведрученко В. Р. Топливо, смазочные материалы и охлаждающие жидкости / В. Р. Ведрученко, П. Я. Блюденов, В. В. Овсянников / Омс­кий гос. ун-т путей сообщения. Омск, 1999. 108 с.
   
8. 
   Щегляев А. В. Паровые турбины: В 2 кн. М.: Энергоатомиздат, 1993. 384 с.
   

Ведрученко В. Р. Топливоиспользование в тепловозных двигателях. Системные методы исследований / В. Р. Ведрученко / Омский ин-т инж. ж.-д. трансп. Омск, 1990. 89 с.