Методика поверочного теплового расчета двухконтурной парогазовой установки утилизационного типа

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ РАСТИТЕЛЬНЫХ ПОЛИМЕРОВ»

Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей

Методика поверочного теплового расчета двухконтурной парогазовой установки утилизационного типа

В.В. Барановский

Санкт-Петербург

2010

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. РАСЧЕТ ВОЗДУХОЗАБОРНОГО ТРАКТА ГТУ

2. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУХА КОМПРЕССОРА

3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

3.1 Характеристики топливного газа

3.2 Продукты сгорания топлива

3.3 Давление и температура воздуха в камере сгорания

3.4 Расчет теоретической температуры горения

4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССА В ГАЗОВОЙ ТУРБИНЕ

4.1 Расчет параметров газа перед первой ступенью ГТД

4.2 Расчет давления газов за последней ступенью ГТД

4.3 Оценка температуры газов на выходе из последней ступени ГТД в действительном (необратимом) процессе без учета воздуха на охлаждение проточной части

4.4 Расчет температуры газообразного продукта сгорания топливной смеси на выходе из последней ступени ГТД (t₄) с учетом воздуха на охлаждение проточной части

5. РАСЧЕТ КОЛИЧЕСТВА ГАЗОВ, СООТВЕТСТВУЮЩЕГО ЗАДАННОЙ НАГРУЗКЕ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

5.1 Оценка мощности первичных двигателей ПГУ

5.2 Расчет расхода топлива

5.3 Расчет действительных объемных расходов воздуха компрессора

5.4 Расчет действительных массовых расходов воздуха компрессора

5.5 Расчет внутренней мощности компрессора

5.6 Расчет расхода топлива на ГТУ

5.7 Расчет расхода топлива на ГТУ

5.8 Расчет экономических показателей ГТУ

5.9 Расчет действительных объемных расходов продуктов сгорания из газовой турбины в котел-утилизатор

6. РАСЧЕТ ПАРОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОТЛА-УТИЛИЗАТОРА

6.1 Особенности режимов работы котла-утилизатора

6.2 Выбор температурных напоров в пинч-пунктах и опорных параметров для теплового расчета котла-утилизатора

6.3 Расчет контура высокого давления котла-утилизатора

6.3.1 Расчет питательного электронасоса

6.3.2 Расчет расширителя непрерывной продувки высокого давления (РНП ВД)

6.4 Расчёт пароводяного тракта контура низкого давления (НД) двухконтурного котла-утилизатора (КУ)

6.4.1 Расчет расширителя непрерывной продувки низкого давления (РНП НД)

6.5 Расчет потерь пара и конденсата в паросиловом цикле и расхода пара контура ВД на турбину

6.6 Экономические показатели котла-утилизатора

7. РАСЧЕТ ПРОЦЕССА В ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКЕ

8. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕЖИМА КОНДЕНСАТОРА

9. РАСЧЕТ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПГУ

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

ПРИЛОЖЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Парогазовая установка утилизационного типа (ПГУ-К) предназначена для несения базовой и полупиковой нагрузок [(рис. 1) [1, 2]. На технико-экономические показатели (ТЭП) ПГУ существенное влияние оказывают прежде всего параметры окружающей среды, характеристики топлива и состав работающего оборудования (рис. 2).

Рис. 1. Принципиальная схема ПГУ-325

ВНА - входной направляющий аппарат; ГТД - газотурбинный двигатель; КВОУ - комплексное воздухоочистительное устройство; К - компрессор; КС - конденсатосборник; ГПЗ -главная паровая задвижка; С-р - сепаратор; Г-р - генератор; Контур высокого давления (ВД) КУ: ППВД - пароперегреватель ВД, ИВД - испаритель ВД; ПЭН - питательный электронасос; контур низкого давления (НД) КУ: ППНД - пароперегреватель НД, ИНД - испаритель НД, ГПК - газовый подогреватель конденсата; РЭН - рециркуляционный электронасос контура НД; РПК - регулятор питания котла; ДТ - дымовая труба; КЭН - конденсатный электронасос; К-р - конденсатор; ПСУ - паросбросное устройство; КПУ - конденсатор пара уплотнений паровой турбины (ПТ); РОУ - редукционно-охладительная установка контура НД КУ; БРОУ - быстродействующая редукционно-охладительная установка контура ВД КУ; РУ - редукционная установка собственных нужд (СН); СК - стопорный клапан ПТ; РК - регулирующий клапан ПТ; ЦВД - цилиндр высокого давления ПТ; ЦНД - цилиндр низкого давления ПТ; Ш-р - шибер запорный; ДТ - дымовая труба, БРУ - быстродействующая редукционная установка; РУ - редукционная установка собственных нужд (СН)

Рис. 2. t,s-диаграмма полублока ПГУ-325

Специфической особенностью работы ПГУ утилизационного типа является необходимость обеспечения практически постоянной температуры выхлопных газов перед котлом-утилизатором (КУ) в диапазоне нагрузок не менее 30% (от 100 до 70% от номинальной).

Поддержание контролируемого значения температуры газов за газовой турбиной (ГТ) производится путем автоматического изменения положения входного направляющего аппарата (ВНА), установленного перед первой ступенью компрессора. ВНА служит для управления расходом воздуха, необходимого для поддержания заданной температуры за ГТ [3]. Нагрузка ГТУ в диапазоне 100 60% от номинальной мощности и температура газов на выходе из ГТ, т.е. на входе в КУ, регулируется путем изменения расхода воздуха через компрессор с помощью ВНА и расхода топлива регулирующим топливным клапаном (РКТ) при примерно постоянной температуре выхлопных газов ГТ. Этот диапазон нагрузок является наиболее экономичным, так как в нем незначительно изменяется КПД ГТУ.

Электрическая нагрузка ПГУ-К, т.е. без дожигания топлива в котлах, находится в зависимости от температуры наружного воздуха (рис. 3). Поэтому управление нагрузкой ПГУ утилизационного типа существенно зависит от температуры наружного воздуха.

Рис.3. Режимы работы ГТУ в зависимости от температуры наружного воздуха

Для того, что бы рассчитать любой нормальный режим работы ПГУ с целью его оптимизации, необходимо рассматривать работу оборудования в комплексе. ПГУ-К не способна работать без ГТ. В связи с этим суммарная электрическая мощность ПГУ регулируется воздействием исключительно на ГТ (рис. 4).

Рассмотрим пример. ПГУ-325 несет нагрузку 150 МВт при работе в составе полублока (Nгт = 102 МВт и Nпт = 48 МВт). Предположим, что по каким либо причинам, нагрузка паротурбинной части снижается на 3 МВт до Nпт =45 МВт (снижение температуры пара, увеличение присосов воздуха, увеличение дросселирования в регулирующих клапанах, увеличение температуры циркуляционной воды и т.д.). В этом случае САУиР ГТ автоматически компенсирует эту недовыработку увеличением нагрузки ГТ с учетом того, что паровая нагрузка КУ, т.е. нагрузка паротурбинной части, является производной от нагрузки ГТ (Nгт = 104 МВт и Nпт = 46 МВт). При увеличении мощности ГТ на 1 МВт паровая нагрузка КУ вырастет примерно на 0,3-0,5 МВт паротурбинной части в зависимости от величины нагружения ГТ и температуры наружного воздуха.

Рис.4. Структурная схема системы автоматического управления мощностью ПГУ

Определение параметров блока при различных значениях показателей окружающей среды и в зависимости от состава работающего оборудования актуально не только для определения ТЭП, но и для планирования максимальной и минимальной нагрузок. Это особенно важно в условиях работы на рынке мощности и при планировании потребляемого топлива.

В настоящее время методики комплексного расчета ПГУ-К практически отсутствуют. В связи с этим разработана и апробирована применительно к ПГУ-325 методика поверочного теплового расчета ПГУ-К.

Данная методика позволяет рассчитать характеристики режима работы ПГУ-К с учетом фактического состояния следующих величин блока.

1. Состав работающего оборудования.

2. Заданная нагрузка ПГУ-К.

3. Топливо (Вид, состав, влажность).

4. Параметры наружного воздуха (давление, температура, влажность).

5. Расход воздуха на охлаждение камеры сгорания с целью регулирования температуры газов за ГТ.

6. Внесение рециркуляционных газов.

7. Нагрузка теплофикационной установки блока.

8. Давления в барабанах и паропроводах КУ.

9. Состояние конденсатора ПТУ.

10. Температура питательной воды.

Предлагаемая методика включает в себя девять этапов расчета.

1. Расчет параметров процесса подготовки и транспорта воздуха в воздухозаборном тракте газотурбинной установке (ВЗТ ГТУ).

2. Расчет степени сжатия и КПД компрессора при заданной температуре и давлении наружного воздуха, при помощи интерполяции заводских данных.

2.1. Расчет параметров за 5-й, 7-й,10-й и 15-й ступенями компрессора.

2.2. Расчет параметров воздуха за спрямляющим аппаратом и диффузором, расположенными за 15-й ступенью компрессора.

3. Расчет температуры в камере сгорания и перед первой ступенью газовой турбины.

3.1. Расчет внутренней теплоты сгорания и теплоемкости топлива в зависимости от вида и состава топлива (природный газ, жидкое газотурбинное топливо).

3.2. Расчет состава продуктов сгорания

3.3. Расчет теоретической температуры горения

3.4. Расчет КПД камеры сгорания.

3.5. Расчет действительной температуры горения.

4. Расчет параметров процесса в ГТ при заданной температурой газов на входе в КУ.

5. Определение количества газов, необходимых для выработки заданной нагрузки.

6. Расчет паропроизводительности котла-утилизатора.

6.1. Расчет контура высокого давления.

6.2. Расчет контура низкого давления.

6.3. Работа воздуховодяного теплообменника (ВзВТО).

6.4. Определение температуры уходящих газов.

7. Расчет параметров процесса расширения в паровой турбине К-110.

7.1. Расчет процесса расширения пара в турбине в h,s-диаграмме.

7.2. Тепловой расчет ЦВД (1-14 ступени).

7.3. Расчет параметров потока после смешения за 14-й ступенью ЦВД с паром НД котла-утилизатора (15-19 ступени).

7.4. Тепловой расчет 15-й - 19-й ступеней.

7.5. Расчет процесса в выносном сепараторе пара.

7.6. Тепловой расчет ЦНД 20-й - 29-й ступеней.

8. Тепловой расчет конденсатора.

9. Расчет ТЭП блока для фактического состава работающего оборудования (блок - 2ГТ+1ПТ или полублок -1ГТ+1ПТ).

1. РАСЧЕТ ВОЗДУХОЗАБОРНОГО ТРАКТА ГТУ

Расчет параметров воздуха за каждым элементом ВЗТ позволяет получить действительные параметры рабочего тела на входе в компрессор: давление, величину разрежения, температуру, влажность (рис. 5). После, прохождения фильтров КВОУ, воздуховодов, шумоглушителей и ВНА снижается давление воздуха и как следствие температура (рис. 6).

Потери аэродинамического сопротивления потока воздуха по тракту ВЗТ определяются по формулам Вейсбаха и Дарси [13].

Местные потери сопротивления определяются по одной из разновидностей формулы Вейсбаха, бар:

а) через среднюю скорость потока

?p_М = ж • с_НВ • (щ ² / 2) • 10 ^{- 5;} (1.1)

б) через объемный расход рабочего тела

?p_М = ж • (с_НВ / 2) • (1 / F²) • Q² • 10 ^{- 5;} (1.2)

в) или через массовый расход рабочего тела

?p_М = ж • (1 / 2) • (1 / с_НВ) • (1 / F²) • G² • 10 ^{- 5.} (1.3)

Потери давления рабочего тела на трение в канале длиной L определяются по одной из разновидностей формулы Дарси, бар:

а) через среднюю скорость потока

?p_ТР = л • (L / d_Г) • с_НВ • (щ ² / 2) • 10 ^{- 5;} (1.4)

б) через объемный расход рабочего тела

?p_ТР = л • (L / d_Г) • (с_НВ / 2) • (Q² / F²) • 10 ^{- 5} (1.5)

в) или через массовый расход рабочего тела

?p_ТР = л • (L / d_Г) • (1 / 2) • (1 / с_НВ) • (1 / F²) • G² • 10 ^{- 5.} (1.6)

Здесь: ж - коэффициент местного гидравлического сопротивления, определяемый по справочной литературе; с_НВ - средняя по сечению плотность рабочего тела, определяемая обычно по параметрам среды на входе, кг/м³; щ - средняя по сечению скорость (щ = Q / F), м/с; F - сечение для прохода рабочего тела (обычно определяется на входе в местное сопротивление или среднее для линейного участка канала), м²; Q - объемный расход рабочего тела, м³/с; G - массовый расход рабочего тела, кг/с; L - длина канала, м; d_Г = 4•F/П - гидравлический диаметр, м; П - смоченный периметр, м; л = 0,11• (68 / Re + ?_Э / d_Г)^0,25 - коэффициент гидравлического трения для турбулентного режима течения среды (Re > Re*); Re* ? 2300 - критическое число Рейнольдса; Re = (щ • d_Г) / н - число Рейнольдса; н - коэффициент кинематической вязкости, м² / с.

При отсутствии данных о коэффициентах потерь, падение давления в конфузорном участке ВЗТ, вследствие преобразования части потенциальной энергии рабочего тела (энергии давления) в кинетическую энергию потока, согласно [13] рекомендуется вычислять по формуле Вейсбаха, бар:

?p_КОНФ = ж_К • с_НВ • (щ_К ² / 2) • 10 ^{- 5}, (1.7)

где: ж_К = 0,03 0,1 - коэффициент местного гидравлического сопротивления конфузора, учитывающий потери энергии потока на трение и вихреобразование [13]; с_НВ - плотность воздуха согласно рекомендациям [14] в предварительных расчетах берется приближенно по параметрам атмосферного воздуха, кг/м³; щ_К = 80 100 - скорость потока перед конфузором, м/с.

Таким образом, давление воздуха перед первой ступенью компрессора, определится следующим образом, бар:

p₁ = p_НВ - ?p_ВЗТ = p_НВ - (?p_ФГО + ?p_ФТО + ?p_ВВ + ?p_КОНФ). (1.8)

Температура воздуха перед входным направляющим аппаратом (ВНА), то есть перед первой ступенью компрессора, приближенно определится следующим образом, бар:

T₁ = (p₁ • 10²) / (R_В • с_НВ), t₁ = T₁ - 273,15 ^OC, (1.9)

где: p₁ - бар; T₁ - K; с_НВ - кг/м³; R_В = 0,28715 кДж/(кг•К).

Рис. 5. Схема воздухозаборного тракта (ВЗТ) и теплового укрытия ГТЭ-110:

К - компрессор; КС - камера сгорания; ГТ - газовая турбина; ДИФ. - диффузор соединения ГТ с котлом-утилизатором; КПР - клапан противопомпажной разгрузки; ст. - ступень компрессора (штриховой линией показано предлагаемое решение использования воздуха укрытия ГТД для работы АОС)

Рис. 6. Процессы в h,s-диаграмме изменения состояния воздуха от входа из атмосферы до входа в первую ступень компрессора (до входа в ВНА): характерные точки: А - атмосферный воздух; 1 - воздух на входе в первую ступень компрессора (вход в ВНА); ФГО, ФТО - фильтры грубой и тонкой очистки воздуха; ВВ - воздуховод; Конф. - конфузор; ВНА - входной направляющий аппарат

2. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ВОЗДУХА КОМПРЕССОРА

На данном этапе определяются степень сжатия воздуха и КПД компрессора по паспортной характеристике компрессора.

Последующий расчет поступенчатого сжатия воздуха (рис. 7) позволяет определить параметры отбора воздуха для технологических нужд за 5-й, 7-й, 10-й и 15-й ступенями компрессора (рис. 8, табл. 1).

С учетом величины отборов рассчитываются удельная работа компрессора, необходимая для сжатия поступающего в 1-ю ступень компрессора 1 кг воздуха, а также состояние воздуха на входе в КС.

Рис. 7. Процессы в h,s-диаграмме сжатия воздуха в компрессоре:

К - компрессор; СА - спрямляющий аппарат; Диф - выходной диффузор компрессора.



Рис. 8. Схема охлаждения элементов проточной части ГТД-110

Таблица 1. Распределение отбираемого из проточной части компрессора воздуха для охлаждения элементов проточной части и на компенсацию осевого усилия ГТД-110

№ ступени компрессора, за которой выполнен отбор воздуха на охлаждение ГТ	5	7	10	15
Отбор воздуха, всего (в %-ах от расхода воздуха на всасе компрессора)	0,03	0,2	2,55	10,22
№ охлаждаемого элемента ГТ (КОС - на компенсацию осевого усилия ГТ; 14 - номер ступени ГТ; С - сопловая решетка; Р - рабочая)	КОС	3Р	4Р	2Р	3С	1С	1Р	2С
Распределение отбора воздуха на охлаждение (в %-ах от расхода воздуха на стороне всасывания компрессора)	0,03	0,15	0,05	1,74	0,81	5,8	2,01	2,41
Суммарный отбор воздуха из проточной части компрессора, %	2,78	-
Всего на охлаждение лопаточного аппарата ГТ, %	-	12,7
Суммарный отбор воздуха из компрессора до камеры сгорания, %	13,0
Расход воздуха из компрессора в камеру сгорания, %	87,0

2.1 Вычисление параметров рабочего тела в начале цикла ГТУ

Из табл. [2] по значению t₁ находим значения р₀₁, h₁ и s⁰₁ и по уравнению Клапейрона-Менделеева удельный объем:

р₀₁, h₁, s⁰₁, и ₀₁ = f(t₁); s₁ = s⁰₁ - R •ln p₁; v₁ = RT₁ / (p₁ • 10²). (2.1)

Здесь: h - кДж/кг; R, s - кДж/(кг • К); p - бар (1 бар = 10² кПа); v - м³/кг; T - K.

2.2 Вычисление параметров рабочего тела (воздух) в конце обратимого адиабатного сжатия

Параметры воздуха на выходе из компрессора в теоретическом процессе (точка 2t, рис.7), определяются следующим образом:

а) относительное давление

е₁ = p₂ / p₁ = р_{02 t} / р₀₁ > р_{02 t} = р₀₁• (p₂ / p₁) = р₀₁ е₁; (2.2)

б) энтропия, энтальпия и температура воздуха определится по таблицам путем интерполяции:

t_2t, h_2t, и _{02 t}, s⁰_2t = f(р_{02 t}); v _2t = v ₁ • (и _{02 t} / и ₀₁). (2.3)

2.3 Вычисление параметров воздуха, отбираемого из компрессора

Из проточной части компрессора и после последней ступени компрессора организованы отборы воздуха на охлаждение лопаточного аппарата газовой турбины и компенсацию осевого усилия (рис. 8, табл. 1).

Количество отбираемого воздуха (в %-тах от расхода воздуха на входе в компрессор) приведено в табл. 1.

Для определения параметров отбираемого воздуха за 5-ой, 7-ой, 10-ой и 15-ой (последней) ступенями компрессора, сделаем допущение равенства создаваемых напоров ступенями компрессора:

?p_{СТ К} = ?p _К / z = (p₂ - p₁) / z, (2.4)

где z = 15 - число ступеней компрессора.

Алгоритм вычисления параметров воздуха за ступенью отбора воздуха из компрессора и затраченной работы группой ступеней компрессора приведен в табл. 2.

Таблица 2. К расчету параметров воздуха за ступенью отбора воздуха из компрессора и затраченной работы группой ступеней компрессора

№	Наименование величины	Обозна- чение	Размер- ность	Значение	Источник, способ определения
1	Давление воздуха за ступенью отбора воздуха	p2 (n)	бар		p1 + n•?pСТ К
2	Отношение давлений	е1 (n)	-		p2 (n) / p1
3	Базовое отношение относительных давлений	р02 t (n)	-		р01 • е1 (n)
4	Базовая энтропия	s02 t (n)	кДж/(кг • К)		Таблицы, f(р02 t (n))
5	Энтальпия в обратимом процессе	h2t (n)	кДж/кг		Таблицы, f(р02 t (n))
6	Температура в обратимом процессе	t2t (n)	OC		Таблицы, f(р02 t (n))
7	Удельная работа ступеней (№№1n) в обратимом процессе	?к t (n)	кДж/кг		h2t (n) - h1
8	Удельная работа ступеней (№№1n) в необратимом процессе	?к (n)	кДж/кг		?к t (n) / зкoi
9	Энтальпия за ступенью отбора воздуха в необратимом процессе	h2 (n)	кДж/кг		h1 + ?к (n)
10	Температура за ступенью отбора воздуха в необратимом процессе	t2 (n)	OC		Таблицы, f(h2 (n))

Примечания.

1. n - номер рассчитываемой ступени компрессора, за которой выполнен отбор воздуха.

2. В компрессоре ГТЭ-110 отбор воздуха выполнен за 5-ой, 7-ой, 10-й и 15-ой (последней) ступенями компрессора (n = 5; 7; 10; 15).

2.4 Удельная работа компрессора

Удельная работа (в расчете на 1 кг проходящего рабочего тела) компрессора в обратимом (теоретическом) процессе без учета отбора воздуха из проточной части компрессора, кДж/кг:

?_{к t} = c_pв (T_{2 t} - T₁) = h_{2 t} - h₁. (2.5)

Удельная работа компрессора (на единицу массы рабочего тела) в необратимом (реальном) процессе без учета отбора воздуха из проточной части компрессора на охлаждение элементов газовой турбины, кДж/кг:

?_к = h₂ - h₁ = ?_{к t} / з^к_oi. (2.6)

2.5 Вычисление параметров рабочего тела (воздух) в конце необратимого адиабатного сжатия без учета отбора воздуха из проточной части компрессора

Теплосодержание рабочего тела (воздуха) в конце необратимого процесса сжатия в компрессоре, кДж/кг

h₂ = h₁ + ?_к. (2.7)

По таблицам [2], по значению h₂, путем интерполяции, находим необходимые значения параметров рабочего тела (t₂, s⁰₂, р₀₂):

t₂, s⁰₂, р₀₂ = f(h₂). (2.8)

Давление на выходе из компрессора определится по формуле

е₁ = p₂ / p₁ > p₂ = е₁ • p₁. (2.9)

Согласно [2, 14] энтропия идеального газа при произвольном давлении и температуре вычисляется по формуле:

s(T, p) = s⁰ (T) - R ln p. (2.10)

Здесь: h - кДж/кг; R, s - кДж/(кг • К); p - бар; T - K.

Используя данную зависимость, получим:

?s = s₂ - s₁ = s⁰₂(Т₂) - s⁰₁(Т₁) - R • ln(p₂ / p₁) = s⁰₂ - s⁰_2t, s₂ = s₁ + ?s. (2.11)

Удельная работа (в расчете на 1 кг проходящего рабочего тела) компрессора в необратимом (теоретическом) процессе с учетом отбора воздуха из проточной части компрессора (см. табл. 1 и табл. 2), кДж/кг

?_к = 1,0 • ?_{к (5)} + (1,0 - 0,003)• (?_{к (7)} - ?_{к (5)}) + >

> + (1,0 - 0,003 - 0, 019) • (?_{к (10)} - (?_{к (7)}) + >

> + (1,0 - 0,003 - 0, 019 - 0,039) • (?_{к (15)} - ?_{к (10)}) =

= 1,0 • ?_{к t (5)} + 0,997• (?_{к (7)} - ?_{к t (5)}) + >

> + 0,978 • (?_{к (10)} - (?_{к (7)}) + 0,939 • (?_{к (15)} - ?_{к (10)}). (2.12)

Здесь:

?_{к (5)} - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 15-ой ступенях компрессора;

?_{к (7)} - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 17-ой ступенях компрессора;

?_{к (10)} - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 110-ой ступенях компрессора;

?_{к (15)} - работа сжатия воздуха компрессора в обратимом процессе (в 115-ой ступенях);

(?_{к (7)} - ?_{к (5)}) - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 6-ой и 7-ой ступенях компрессора;

(?_{к (10)} - (?_{к (7)}) - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 810-ой ступенях компрессора;

(?_{к (15)} - ?_{к (10)}) - работа сжатия воздуха в обратимом процессе в 1115-ой ступенях компрессора;

0,003 - доля отбора воздуха за 5-ой ступенью компрессора;

0,019 - доля отбора воздуха за 7-ой ступенью компрессора;

0,039 - доля отбора воздуха за 10-ой ступенью компрессора.

Уточняем параметры воздуха в конце необратимого процесса сжатия в компрессоре с учетом отбора воздуха из проточной части компрессора, кДж/кг

h₂ = h₁ + ?_к; t₂, s⁰₂, р₀₂ = f(h₂), с₂ = (p₁ • 10²) / (R_В • T₂), (2.13)

где: p₂ - бар; T₂ = (t₂ + 273,15 ^OC), K; с₂ - кг/м³; R_В = 0,28715 кДж/(кг • К).

2.6 Расчет параметров воздуха за компрессором с учетом процессов в спрямляющем аппарате и диффузоре

За лопаточным аппаратом компрессора расположен спрямляющий аппарат (СА) и диффузор - нагнетательный патрубок. В СА имеет место потеря давления, а в выходном диффузоре компрессора - повышение давления и снижение скорости потока на входе в камеру сгорания.

Давление на выходе из компрессора (на выходе из диффузора) определится следующим образом, бар:

p_{2 К} = p₂ - ?p_СА + ?p_{Д К}, (2.14)

где: p₂ - давление рабочего тела (воздух) за последней ступенью компрессора, бар; ?p_СА = ж_СА • с₂ • (щ₂ ² / 2) • 10 ^{- 5} - потеря давления потока в спрямляющем аппарате, бар; ж_СА = 0,05 0,1 - коэффициент местного гидравлического сопротивления СА, учитывающий потери энергии потока на трение и вихреобразование [13]; с₂ - плотность воздуха за последней ступенью компрессора, кг/м³; щ₂ = 80 120 - скорость потока на выходе из диффузора, м/с.

ПРИМЕЧАНИЕ. Полагаем, что в СА имеет место процесс дросселирования, то есть h = const.

Процесс сжатия газа в компрессоре в h,s-диаграмме представлен на рис. 7.

Давление воздуха за спрямляющим аппаратом, бар:

p_{2 СА} = p₂ - ?p_СА. (2.15)

Для выходного диффузора компрессора степень повышения давления (е_{Д К} = p_{2 СА} / p_{2 В}) обычно выбирается в пределах:

е_{Д К} = 1,01… 1,1. (2.16)

Давление воздуха за выходным диффузором компрессора, бар

p_{2 К} = е_{Д К} • p_{2 СА}. (2.17)

Повышение давления в диффузоре, бар:

?p_{Д К} = p_{2 К} - p_{2 СА.} (2.18)

Изоэнтропийный тепловой перепад энтальпий в диффузоре, кДж/кг:

?H_{Д К t} = h_{2t К} - h₂ ? c_{P 2} • T₂ • (е_{Д К} ^{(k - 1) / k} - 1). (2.19)

Действительный тепловой перепад энтальпий в диффузоре, кДж/кг:

?H_{Д К} = h_{2 К} - h₂ = ?H_{Д К t} / з_Д. (2.20)

Здесь: p_{2 К} - давление воздуха за выходным диффузором компрессора (собственно за компрессором, то есть перед камерой сгорания), бар; p_{2 СА} - давление воздуха за спрямляющим аппаратом компрессора, бар; h₂ = h_{2 СА} - энтальпия воздуха за спрямляющим аппаратом компрессора, кДж/кг; h_{2t К} - энтальпия воздуха в теоретическом процессе за диффузором компрессора, кДж/кг; h_{2 К} - энтальпия воздуха в действительном процессе за диффузором компрессора, кДж/кг; c_P2 - удельная изобарная теплоемкость газов за последней ступенью компрессора, кДж/(кг • K); T₂ - температура воздуха в действительном процессе за последней ступенью компрессора, K; з_Д ? 0,6 0,8 - КПД диффузора, учитывающий аэродинамические и тепловые потери энергии потока газа.

Параметры воздуха в конце необратимого процесса сжатия за компрессором, то есть на входе в камеру сгорания, кДж/кг

h_{2 К} = h₂ + ?H_{Д К}; t_{2 К}, s⁰_{2 К}, р_{02 К} = f(h_{2 К}). с_{2 К} = (p_{2 К} • 10²) / (R_В • T_{2 К}), (2.21)

где: p - бар; T = (t + 273,15 ^OC), K; с - кг/м³; R_В = 0,28715 кДж/(кг • К).

ПРИМЕЧАНИЯ.

Следует обратить внимание, что степень повышения давления в компрессоре может определяться по различным условиям:

а) общая, по полным параметрам (нв) между атмосферными условиями (p_НВ) и состоянием воздуха за выходным диффузором компрессора (p_{2 К}), то есть перед камерой сгорания

е_{1 НВ} = p_{2 К} / p_НВ; (2.22)

б) в лопаточном аппарате (ла) компрессора (входной направляющий аппарат - последняя ступень компрессора)

е_{1 ЛА} = p₂ / p₁; (2.23)

в) собственно в компрессоре (к), то есть от входа в ВНА до входа в камеру сгорания

е_{1 К} = p_{2 К} / p₁. (2.24)

3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

Целью данного этапа расчета являются расчет действительной температуры горения в КС и перед 1-й ступенью ГТ (рис. 9).

3.1 Характеристики топливного газа

По заданному составу топлива определяются внутренняя теплота сгорания, молекулярная масса и теплоемкость на входе в КС.

В качестве примера рассмотрим природный газ, имеющий следующий состав [18]:

метан (СН₄) - 98%; этан (С₂Н₆) - 0,45%; пропан (С₃Н₈) - 0,1%; бутан (С₄Н₁₀) - 0,02%; азот (N₂) - 0,63%; кислород (О₂) - 0,78%; диоксид углерода (СО₂) - 0,02%.

Плотность топливного газа с_ПГ = 0,7231 кг/м^3..

Температура топливного газа t_ПГ = 16 ⁰С.

Молекулярная масса топливного газа (смеси газов) для данного состава природного газа, кг/кмоль

µ_ПГ = (3.1)

Примечания.

1. Молекулярные массы газов, входящих в с10остав газообразного топлива, см. в табл. П 1.3. приложения 1.

2. Учитывая, что в смеси газов преобладает метан (98%), можно принять µ_ПГ =16,04 (погрешность ).

Низшая теплота сгорания сухой массы топлива (1 м³ при НФУ (нормальных физических условиях) в данном случае, кДж/нм³,

(3.2)

Соотношение между рабочей массой топлива и сухой [1] пересчитывается при помощи множителя

, (3.3)

где W^Р - содержание влаги в составе топлива.

В составе топлива, приведенном выше, влага отсутствует (W^Р = 0), поэтому .

Примечания.

1. В тепловых расчетах необходимо учитывать, в каких единицах, объемных (кДж/нм³) или массовых (кДж/кг), применяется теплота сгорания топлива. Удобнее в формулах применять в кДж/кг. Это упрощает вид формулы, однако при этом целесообразно проверять размерности величин, входящих в формулу и размерность получаемого результата вычислений.

2. Перевод теплоты сгорания рабочей массы топлива из (кДж/нм³) в (кДж/кг) выполняется по соотношению

.

= R

. (3.4)

Здесь - давление в камере сгорания (принято равным давлению воздуха в камере сгорания), бар; - газовая постоянная природного (топливного) газа, кДж/(кг · К); - плотность природного газа, кг/м³.

Удельная массовая изобарная теплоемкость топливного газа, отнесенная к 1 м³ сухого газа, согласно [1] определяется по формуле, кДж/(кг·К),

, (3.5)

где - удельная массовая изобарная теплоемкость компонентов топливного газа, кДж/(кг · град);

, … - объемное содержание газа в газовой смеси.

Удельную массовую изобарную теплоемкость топливного газа можно оценить по приближенной формуле (расчет по метану)

.

Энтальпия топливного газа, кДж/кг,

. (3.6)

3.2 Продукты сгорания топлива

Определяются продукты сгорания топлива, теоретически необходимый объем воздуха, состав продуктов сгорания при заданном избытке воздуха. Окончательный избыток воздуха перед 1-й ступенью ГТ находится после расчета температуры газов за последней ступенью ГТ. Избыток воздуха в КС принимается в пределах 1,2 ч 1,6 с таким условием, чтобы температура ядра факела не превышала 1600 ^оС.

Теоретический объем воздуха V⁰, необходимый для сгорания 1 м³ газа, согласно [1] определяется по формуле, нм³/нм³,

(3.7)

Количество продуктов сгорания:

а) объем сухих трехатомных газов (), м³/м³,

), (3.8)

б) объем азота, м³/м³,

, (3.9)

в) объем водяных паров, м³/м³,

(3.10)

где объемная доля горючих газов в топливе, %, - влажность газа согласно нормам расчета [1].

Коэффициент избытка воздуха в камере сгорания [4]

(3.11)

Избыток воздуха в КС, м³/м³,

= () (3/12)

Суммарный объем продуктов полного сгорания, м³/м³,

(3.13)

Примечания:

1. Обычно расчет ведут в объемных долях:

;

;

;

;

2. Состав продуктов сгорания задают или представляют по результатам расчетов в процентах:

3. Размерность (м³/м³) читается как объем продуктов сгорания (м³), получающийся при сжигании 1 м³ топливного (природного) газа.

Избыток воздуха за НТД

. (3.14)

Здесь - коэффициент, учитывающий содержание кислорода в уходящих газах, принят по данным эксплуатации (по показаниям приборов) ГТД - 110.

3.3 Давление и температура воздуха в камере сгорания

При попадании воздуха после компрессора в камеру сгорания его давление () уменьшается вследствие дросселирования в жаровых трубах (). Следовательно, давление воздуха в камере сгорания (см. рис. 9)

, (3.15)

где бар.

Примечание. В зависимости от степени открытия ВНА (%) расход воздуха через компрессор будет изменяться, следовательно в общем случае . Учитывая, что положение ВНА может изменяться в пределах от 0⁰ до - 35⁰, согласно инструкции по эксплуатации [11]. Можно считать величину постоянной.

Относительное давление с учетом дросселирования воздуха в жаровых трубах

/ . (3.16)

Стандартное отношение относительных давлений

. (3.17)

Стандартная энтропия воздуха в камере сгорания

= . (3.18)

Действительная энтропия воздуха в камере сгорания

= / .

, кДж/(кг•К) (3.19)

3.4 Расчет теоретической температуры горения

Суммарная энтальпия продуктов сгорания (h_Т), соответствующая теоретической температуре горения (t_Т), равна теплу, подведенному в камеру сгорания (Q_KС) и складывается из тепла реакции горения топлива (Q^Р_Н), тепла, внесенного с воздухом (h_B) и физического тепла топливного газа (h_ПГ). Следовательно, теоретической температуре горения отвечает равенство:

h_Т(t_Т) = Q_KС = Q^Р_Н + h_B(t_{2 В}) + h_ПГ(t_ПГ). (3.20)

Учитывая, что

h_Т(t_Т) = c_{Р Г}(t_Т) • t_Т, (3.21)

зависимость для теоретической температуры горения имеет вид

t_Т = t_{2 В} + t_Т = t_{2 В} + h_Т(t_Т) / c_{Р Г}(t_Т). (3.22)

Расчет этой температуры проводится с учетом зависимости теплоемкости продуктов сгорания от температуры. Учитывая, что процесс сгорания протекает при постоянном давлении, расчеты ведутся по изобарной теплоемкости (массовой или молярной). Учитывая тот факт, что расчеты теоретической и действительной температур горения можно проводить через молярные или массовые величины, алгоритм вычислений выглядит следующим образом.

1. Молекулярная масса газообразного продукта сгорания топлива (смеси газов), кг/кмоль:

_Г = ?(_i • r_i) = м_H2O • r_H2O + м _RO2 • r_RO2 + м _N2 • r_N2+ _В • r_B =

= 18,016 • r_H2O + 44,01 • r_RO2 + 28,15 • r_N2+ 28,97 • r_В. (3.23)

2. Газовая постоянная газообразного продукта сгорания топливной смеси определится из соотношения, кДж/(кг•К):

R_СМ = мR /м_СМ > R_Г = 8,3145 /м_Г. (3.24)

3. Вычисляется молярная энтальпия газообразного продукта сгорания топлива, соответствующая теоретической температуре горения, кДж/кмоль:

H_Т(t_Т) = Q^Р_Н • V_Н + H_B(t_{2 В}) + H_ПГ(t_ПГ) = Q^Р_Н • V_Н + h_{2В КС} • _В + h_ПГ • _ПГ, (3.25)

где: Q - кДж/м³; H - кДж/кмоль; V_Н = 22,414 м³/кмоль - объем 1 кмоля любого газа при НФУ; h - кДж/кг; - кг/кмоль.

4. Задаемся рядом возможных теоретических температур горения (например, t_Т = 1000; 1050; 1100; 1150; 1200; 1250 ^OC).

5. Для каждого значения температуры по таблицам [2] вычисляются удельные молярные энтальпии (H) компонентов газообразного продукта сгорания топлива, кДж/кмоль:

H_H2O, H_RO2, H_N2, H_В = f(t_Т). (3.26)

6. По правилу смешения вычисляется энтальпия газообразного продукта сгорания топлива (H _Г), кДж/кмоль:

H _Г = r_H2O • H_H2O + r_RO2 • H_RO2 + r_N2 • H_N2 + r_B • H_В. (3.27)

7. По результатам вычислений путем интерполяции, учитывая, что в молярных величинах H_Г = H_Т, находим приращение температуры горения, ^OC (рис. 10)

t_Т = f(H_Г = H_Т). (3.28)

8. Вычисляем теоретическую температуру горения, ^OC

t_Т = t_{2 В} + t_Т. (3.29)

9. Общий КПД камеры сгорания можно выразить в виде произведения:

з_КС = з^Т_КС • з^А_КС. (3.30)

Здесь: з^Т_КС - тепловой КПД КС; з^А_КС - аэродинамический КПД КС.

Тепловой КПД камеры сгорания, учитывающий все тепловые потери [4], определяется по формуле:

з^Т_КС = 1 - (Q_НС + Q_ОХЛ) / (Q^Р_Н)), (3.31)

где: Q_НС - потери теплоты от неполного сгорания топлива (химический и физический недожог), кДж/м³, (кДж/кг). У современных КС эти потери не должны превышать 15 % общего расхода теплоты при работе во всем диапазоне рабочих нагрузок и 13 % при работе на расчетной нагрузке;

Q_ОХЛ - потери за счет отдачи теплоты в окружающее пространство нагретой поверхностью КС и примыкающих к ней трубопроводов. Эти потери обычно бывают не более 0,5 % расхода теплоты, кДж/м³, (кДж/кг).

В существующих камерах сгорания тепловой КПД при работе на расчетном режиме:

з^Т_КС = 0,97 … 0,98. (3.32)

Полные потери давления в камере сгорания складывается из следующих составляющих:

а) гидравлические (аэродинамические) потери, которые возникают без подвода теплоты в камере в результате потерь на трение при прохождении газового потока и наличия местных сопротивлений от воздухонаправляющих рёбер, завихрителей и т.д. Эти потери определяются при холодной продувке камеры:

б) дополнительные потери давления, вызванные нагревом газа при сгорании топлива в камере. Плотность газа в этом случае уменьшается, а скорость газового потока увеличивается (за счет увеличения объёмного расхода газа).

Потери давления в камере сгорания снижают КПД ГТУ. Это можно учесть с помощью аэродинамического КПД камеры сгорания з^А_КС, который обычно составляет:

з^А_КС = 0,98 … 0,99. (3.33)

Общий КПД современных камер сгорания согласно [5, 6]:

з_КС = з^Т_КС • з^А_КС = 0,95 … 0,98. (3.34)

Расчет действительной температуры горения базируется на алгоритме расчета теоретической температуры горения. Последовательность вычислений аналогична вычислению теоретической температуры горения. Расширенный алгоритм вычислений приводится в молярных величинах.

1. Вычисляется молярная энтальпия газообразного продукта сгорания топлива, которой соответствует действительная температура горения (действительная температура газов перед первой ступенью ГТ: t₃ = t_Д):

H_Д(t_Д) = H₃(t₃) = Q_KС • з_ТП = [Q^Р_Н • V_Н + H_B(t_{2 В}) + H_ПГ(t_ПГ)] • з_ТП, (3.35)

где: Q - кДж/м³; H - кДж/кмоль; V_Н = 22,414 м³/кмоль - объем 1 кмоля любого газа при НФУ; з_ТП = 0,97 … 0,98 - КПД теплового процесса горения, учитывающий тепловые потери КС в окружающую среду, так как корпус ГТД не имеет тепловой изоляции и применяется тепловое укрытие с применением вентиляторов отсоса воздуха из него, вследствие чего имеют место увеличенные потери в окружающую среду (рис. 11).

2. Задаемся рядом возможных теоретических температур горения (например, t₃ = 1000; 1050; 1100; 1150; 1200; 1250 ^OC).

3. Для каждого значения температуры по таблицам [2] вычисляются удельные молярные энтальпии (H) компонентов газообразного продукта сгорания топлива, кДж/(кмоль):

H_H2O, H_RO2, H_N2, H_3В = f(t₃). (3.36)

4. По правилу смешения вычисляется энтальпия газообразного продукта сгорания топлива (H _Г), кДж/(кмоль•К):

H₃ = r_H2O • H_H2O + r_RO2 • H_RO2 + r_N2 • H_N2 + r_B • H_3В. (3.37)

5. По результатам вычислений путем интерполяции, учитывая, что H₃ = H_Д, находим приращение температуры горения, ^OC

t_Д = f(H₃ = H_Д). (3.38)

6. Вычисляется действительная температура горения, ^OC

t₃ = t_{2 В} + t_Д. (3.39)



Рис. 9. Процесс в h,s-диаграмме изменения давления воздуха в камере сгорания

Рис. 10. H, ?t-диаграмма продукта сгорания топлива для определения теоретической и действительной температур горения

Рис. 11. Схема теплового укрытия ГТЭ-110: К - компрессор; КС - камера сгорания; ГТ - газовая турбина; Диф. - диффузор соединения ГТ с котлом-утилизатором

4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССА В ГАЗОВОЙ ТУРБИНЕ

Расчет параметров процесса ГТ осуществляется с учетом влияния на характер процесса расширения газов в ГТ воздуха, подводимого из компрессора на охлаждение элементов проточной части (рис. 12).

Особенностью работы ПГУ утилизационного типа является необходимость поддержания практически постоянной температуры выхлопных газов за газовой турбиной, т.е. перед котлом-утилизатором (КУ) в диапазоне нагрузок от 100 до 70% от номинальной нагрузки [15].

Для турбин ГТД-110 производства НПО «САТУРН» значение температуры газов за ГТ определено заводом-изготовителем на уровне 517^оС [3]. Контролируемая величина этой температуры определяется как среднее значение, рассчитываемое программно-техническим комплексом (ПТК) ГТУ по 20-и датчикам, размещенных на выходе отработанных газов из ГТ. Количество точек измерения температуры соответствует количеству жаровых труб, расположенных в камере сгорания.

Поддержание контролируемого значения температуры газов за ГТ согласно инструкции по эксплуатации ГТД-110, работающей на КУ [3], производится путем автоматического изменения положения входного направляющего аппарата (ВНА), установленного перед первой ступенью компрессора. ВНА служит для управления расходом воздуха, необходимого для поддержания заданной температуры за ГТ [3]. Нагрузка ГТУ в диапазоне 100 60% от номинальной мощности и температура газов на выходе из ГТ регулируется путем изменения расхода воздуха через компрессор с помощью ВНА и расхода топлива регулирующим топливным клапаном (РКТ) при примерно постоянной температуре выхлопных газов ГТ. Этот диапазон нагрузок является наиболее экономичным, так как в нем незначительно изменяется КПД ГТУ.



Рис. 12. Принципиальная схема охлаждения воздуха компрессора ГТД-110: а) предлагаемое решение; б) существующее решение; 1 - бак замкнутого контура (ЗК); 2 - насос ЗК; 3 - теплообменник ЗК; 4 - ВзВТО; 5 - ВНА; 6 - компрессор ГТД; 7 - КС; 8 - ГТ; 9 - генератор; 10 - узел регулирования; 11 - воздухоуловитель; ц.в. - циркуляционная (охлаждающая) вода; РК - регулирующий клапан; М - исполнительный механизм; РТ - регулятор температуры; ДТ - датчик температуры; ДУ - дроссельное устройство

В излагаемой методике расчета процесса расширения газов в ГТ определение конечной точки процесса (рис.13, т. 4) производится итерационным приближениеи полученной в процессе расчета температуры к заданной на входе в КУ путем изменения избытка воздуха перед 1-й ступенью ГТ.



Рис. 13. Процессы в h,s-диаграмме расширения продукта сгорания топлива в ГТД и изменения давления в спрямляющем аппарате и выходном диффузоре ГТД: ПЧ ГТ - проточная часть газовой турбины; СА - спрямляющий аппарат; Диф. - диффузор, соединяющий выхлоп ГТД с КУ

4.1 Расчет параметров газа перед первой ступенью ГТД

1. По таблицам [2] вычисляются удельные молярные изобарные теплоемкости, кДж/(кмоль•К) компонентов продукта сгорания топлива перед первой ступенью ГТД:

C_pH2O, C_pRO2, C_pN2, C_pВ = f(t₃). (4.1)

2. По правилу смешения вычисляется молярная теплоемкость газообразного продукта сгорания топлива, кДж/(кмоль•К):

C_{p 3} = r_H2O • C_pH2O + r_RO2 • C_pRO2 + r_N2 • C_pN2 + r_B • C_pВ. (4.2)

3. Для удобства дальнейших расчетов переведем молярную теплоемкость в массовую, кДж/(кг•К)

c_{p 3} = C_{p 3} / _Г, (4.3)

а молярное теплосодержание - в массовое, кДж/кг

h₃ = H ₃ / _Г. (4.4)

4. Плотность газообразного продукта сгорания (смеси газов) топлива определим по уравнению Клапейрона-Менделеева, кг/м³:

p_СМ•v_СМ = R_СМ•T > с₃ = (p_{2В КС} •10²) / (R_Г • T₃), (4.5)

где: p_{2В КС} - бар; R - кДж/(кг•К); T - K.

5. По температуре газов перед ГТ (t₃), пользуясь таблицами [2], находим стандартные энтропии компонентов газовой смеси перед первой ступенью ГТ.

s⁰_{3 RO2}, s ⁰_{3 H2O,} s ⁰_{3 N2,} s ⁰_{3 В} = f(t₃); (4.6)

6. Базовая энтропия продукта сгорания (газовой смеси) на входе в ГТД, кДж/кг:

s⁰₃ = r_H2O • s⁰_{3 H2O} + r_RO2• s⁰_{3 RO2} + r_N2 • s⁰_{3 N2} + r_В • s⁰_{3 В.} (4.7)

7. Давление газа (газообразный продукт сгорания топливной смеси) на входе в первую ступень ГТ, с учетом падения давления в жаровых трубах, будет несколько ниже, чем в камере сгорания:

p₃ = p_КС • з^а_ЖТ, (4.8)

где: з^а_ЖТ = 0,778 - коэффициент аэродинамического сопротивления (аэродинамический КПД) жаровых труб камеры сгорания;

p_КС = p_{2В КС} - давление газов в камере сгорания, так как повышение температуры в камере сгорания происходит при постоянном давлении.

8. Учитывая, что p_КС = p_{2В КС,} изменение энтропии в камере сгорания можно определить по формуле:

?s_2-3 = s₃ - s_{2 КС} = s⁰₃ - s⁰_{2В КС} - R • ln(p₃ / p_{2В КС}) = s⁰₃ - s⁰_{2В КС}. (4.9)

9. Действительная энтропия газовой смеси на входе в ГТ:

s₃ = s₂ + ?s_2-3. (4.10)

4.2 Расчет давления газов за последней ступенью ГТД

1. Давление газа (продуктов сгорания) в конце процесса расширения в ГТ принимаем из следующих соображений.

а) продукты сгорания, покидающие ГТД, последовательно, по газовому тракту до выхода в атмосферу, преодолевают суммарное аэродинамическое сопротивление (?p_ГВТ) в составе:

?p_ГВТ = p_НВ + [?p_ДИФ + ?p_КУ + ?p_КОНФ + ?p_{Г ТРАКТ} + (?p_ДТ - ?p _{С-ТЯГИ ДТ})]. (4.11)

Здесь:

?p_ДИФ - повышение давления в диффузоре (местное сопротивление), соединяющий выходной диффузор ГТД с КУ;

?p_КУ - падение давления по газовому тракту собственно КУ (?p_КУ = 1,891 3,004 кПа - перепад полных давлений в газовом тракте котла-утилизатора, в зависимости от нагрузки [16].

Примечание. ?p_КУ вычисляется как сумма местных потерь и потерь давления на трение с учетом геометрии каналов газового тракта котла-утилизатора, например, по методике, изложенной в [3]);

?p_КОНФ - понижение давления в конфузоре (местное сопротивление), соединяющем КУ с газоотводящим трактом;

?p_{Г ТРАКТ} - потери давления в газоотводящем тракте, соединяющий КУ с дымовой трубой, определяются как сумма потерь давления на местных сопротивлениях и потерь давления на трение с учетом геометрии газоотводящего тракта;

(?p_ДТ - ?p _{С-ТЯГИ ДТ}) - перепад давлений в дымовой трубе (с эффектом самотяги).

p_НВ - атмосферное давление. Выброс отработавших газов осуществляется в атмосферу через дымовую трубу. Расчетное давление наружного воздуха согласно [12] здесь принято:

p_НВ = 101,3 кПа (760 мм рт. ст.).

Точный расчет составляющих аэродинамического сопротивления газового тракта можно выполнить по соответствующей методике [13].

Давление газов за выходным диффузором ГТД (на выходе из ГТД) можно определить по формуле:

p_Н = p_НВ + ?p_ГВТ. (4.12)

2. Приближенный расчет диффузора ГТД и оценку параметров продукта газовой смеси за ГТД, перед соединительным диффузором с котлом-утилизатором, можно выполнить следующим образом.

В выходной части ГТД, непосредственно за последней ступенью, расположен спрямляющий аппарат и выходной диффузор. Рассмотрим их как одно устройство (диффузор), пренебрегая потерей давления в спрямляющем аппарате вследствие его малой величины.

Применение диффузора за последней ступенью турбины позволяет уменьшить давление в потоке непосредственно за последней ступенью по отношению к давлению среды, в которую производится выход газов из турбины. Вследствие этого увеличивается располагаемый тепловой перепад и, как следствие, возрастает мощность и КПД турбины. Однако выходной диффузор турбины увеличивает габариты и металлоемкость турбины, усложняет конструкцию турбины. Оптимальная конструкция диффузора может быть получена в результате вариантных расчетов совместно с проточной частью ГТД.