Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Газотурбінна установка

В С Т У П

Газотурбінна установка - енергетична установка: конструктивно об'єднана сукупність газової турбіни, електричного генератора, газоповітряного тракту, системи управління та допоміжних пристроїв (пусковий пристрій, компресор, теплообмінний апарат або котелутилізатор для підігріву мережної води для промислового постачання).

Перетворення теплової енергії в механічну роботу відбувається в теплових двигунах за допомогою робочого тіла. Як робоче тіло в теплових двигунах використовуються :

-продукти згорання (зазвичай у суміші з повітрям),

-водяна пара (а також пари інших речовин),

-повітря (та інші інертні гази).

У теплових двигунах у залежності від типу двигуна існують різні способи перетворення тепла в механічну роботу. У поршневих машинах (парові машини, двигуни внутрішнього або зовнішнього згорання) робоче тіло, що має високий тиск, безпосередньо діє на поршень, від якого механічна робота передається виконуючим механізмам, тобто потенціальна енергія тиску безпосередньо перетворюється в механічну роботу.

У турбінах (парових, газових) потенціальна енергія перетворюється в кінетичну і робоче тіло набуває великої швидкості. Володіючи таким чином великою кінетичною енергією, струмини газоподібного робочого тіла діють на робочі лопатки турбіни, змушуючи її обертатись з великою швидкістю.

У залежності від способу перетворення тепла в механічну роботу, складу і способу використання робочого тіла розрізняють такі типи теплових двигунів:

- Парові машини. Робоче тіло – водяна пара. Потенціальна енергія робочого тіла перетворюється в механічну безпосередньо. Використання робочого тіла одноразове.

- Двигуни внутрішнього згорання (ДВЗ). Робоче тіло – продукти згорання. Потенціальна енергія робочого тіла перетворюється в механічну безпосередньо. Використання робочого тіла одноразове.

- Двигуни зовнішнього згорання (ДЗЗ). Робоче тіло – повітря або інертні гази. Потенціальна енергія робочого тіла перетворюється в механічну безпосередньо. Використання робочого тіла багаторазове.

- Парові турбіни. Робоче тіло – водяна пара. Потенціальна енергія робочого тіла перетворюється в направляючому апараті в кінетичну, яка, в свою чергу, перетворюється в механічну енергію ротора турбіни, що обертається. Використання робочого тіла (у формі водяної пари) одноразове.

- Газові турбіни відкритого циклу. Робоче тіло – продукти згорання в суміші з повітрям. Спосіб перетворення енергії робочого тіла аналогічний способу перетворення в паровій турбіні. Використання робочого тіла одноразове.

-Газові турбіни закритого (замкнутого) циклу. Робоче тіло – повітря, інертні гази (наприклад, гелій). Характер перетворення енергії робочого тіла аналогічний двом попереднім двигунам. Використання робочого тіла багаторазове.

На компресорних станціях магістральних газопроводів застосовуються для привода компресорів (нагнітачів) газотурбінні установки (ГТУ) відкритого циклу середньої потужності (від 6 до 25 мВт). ГТУ цього типу мають певні переваги в порівнянні з іншими типами теплових двигунів. На відміну від поршневих теплових двигунів ГТУ мають більш просту будову. У них відсутній зворотньопоступовий рух, немає складних передач робочого органа (поршня) до силового валу, тому вони більш компактні і транспортабельні. Останнє особливо відноситься до ГТУ компресорних станцій, що створені на базі авіаційних або судових турбін. ГТУ відрізняються високою одиничною потужністю і відповідно малою масою на одиницю потужності. Важливою властивістю ГТУ, як привода нагнітачів, є високообертальність. Сучасні газотурбінні установки мають досить високу економічність (ККД досягає 35-36%), високу механічну надійність, прості в обслуговуванні, зручні для регулювання. У порівнянні з іншими тепловими двигунами ГТУ найбільш екологічно чисті.

2 ТЕРМОДИНАМІЧНІ ЦИКЛИ І СХЕМИ

ГАЗОТУРБІННИХ УСТАНОВОК

Газотурбінний двигун відноситься до групи теплових двигунів. Згідно з принципами термодинаміки будь-який тепловий двигун повинен складатися з нагрівача , розширювальної машини , охолоджувача і компресійної машини. Для безперервного перетворення теплоти в роботу необхідні послідовні процеси стиснення і розширення робочого тіла за умови, що робота стиснення менша ніж робота розширення. Ця умова виконується , коли процес стиснення відбувається при низьких температурах, а процес розширення – при високих ( після підведення тепла палива до робочого тіла). Корисна робота двигуна дорівнює різниці робіт розширення і стиснення. Ця робота тим більша, чим більша різниця температур у циклі.

Газотурбінний двигун - це тепловий двигун, в якому теплова енергія робочого тіла перетворюється в кінетичну енергію в сопловому апараті газової турбіни і потім в механічну роботу ту на робочих лопатках ротора турбіни. Як робоче тіло в газотурбінних двигунах застосовується газ, що не конденсується – повітря, продукти згорання , інертні гази.

У залежності від способу підведення тепла до робочого тіла, процесів стиснення і розширення робочого тіла газотурбінні установки (ГТУ) можуть бути виконані по відкритому і закритому циклах. У ГТУ відкритого циклу атмосферне повітря стискається, нагрівається продуктами згорання палива , розширяється в газовій турбіні і викидається в атмосферу. Тобто робоче тіло використовується в таких ГТУ одноразово і відбувається постійна заміна робочого тіла. Цикл «відкритий» в атмосферу на вході і виході з ГТУ. У ГТУ закритого циклу постійно циркулює та сама кількість робочого тіла. Крім того, особливістю ГТУ цього типу є відносно високий тиск робочого тіла. У закритих циклах тепло підводиться і відводиться в спеціальних теплообмінниках і робоче тіло не змішується з продуктами згорання. Густина робочого тіла в ГТУ закритого циклу суттєво більша ніж у ГТУ відкритого циклу, тому при однакових потужностях ГТУ закритого циклу більш компактні.

У залежності від термодинамічного процесу підведення тепла розрізняють ГТУ з підведенням тепла при сталому тиску і ГТУ з підведенням тепла при сталому об’ємі. У газонафтовій промисловості застосовуються ГТУ першого типу. Перевагою ГТУ другого типу, в якому не застосовують потужних осьових компресорів, є зменшення роботи стиснення робочого тіла , що призводить до збільшення ККД циклу . Але складність конструкції камери згорання , пульсуючий режим роботи ГТУ , що обумовлюють низьку надійність установки , зводять нанівець переваги циклу цих ГТУ.

. А–одновальна ГТУ ; Б–двовальна ГТУ ; 1- осьовий компресор; 2 – камера згорання ; 3 – газова турбіна ; 4,6 – нагнітач ; 5 - силова турбіна.; ВТ – вторинне повітря.

Рисунок 1.1 - Принципові схеми ГТУ відкритого циклу

Найпростіша газотурбінна установка відкритого циклу з підведенням тепла при сталому тиску складається з газової турбіни (ГТ) , де енергія робочого тіла перетворюється в механічну енергію на роторі турбіни , осьового компресора (ОК) , де відбувається стиснення робочого тіла ( у даному разі, повітря ) , камери згорання (КЗ) , де згорає паливний газ і відбувається змішування продуктів згорання з так званим вторинним повітрям, і фільтра, де очищується повітря, що всмоктуєтся осьовим компресором.

Схема такої газотурбінної установки, що працює по відкритому циклу , показана на рисунку 1.1,А. Така ГТУ має один вал, що з’єднує ротор газової турбіни з ротором осьового компресора і робочим колесом нагнітача. Таким чином при будь-яких режимах роботи газоперекачувального агрегату частота обертів робочого колеса нагнітача і ротора осьового компресора буде однаковою. У цьому випадку зменшення обертів нагнітача ( що може бути необхідним при регулюван- ні режиму роботи КС ) спричиняє суттєве зниження потужно- сьті ГТУ, оскільки разом з тим зменшується продуктивність осьового компресора.

На рисунку 1.1,Б наведена схема двовальної установки, де одна турбіна приводить у дію осьовий компресор (це так звана компресорна турбіна) і друга (силова турбіна ) обертає робоче колесо нагнітача. Таким чином, така ГТУ має два вали, що механічно не зв’язані між собою. На компресорних станці- ях магістральних газопроводів застосовуються в основному двовальні ГТУ. В останні роки на КС застосовують також тривальні ГТУ, що мають два осьових компресора з окремими приводними турбінами.

Розглянемо коротко основні етапи робочого процесу газотурбінних установок простої схеми ( тобто ГТУ без проміжного підігріву або проміжного охолодження робочого тіла, а також без регенерації тепла вихлопних газів). Слід відмітити, що робочі процеси ГТУ простих схем в основі однакові незалежно від кількості валів ГТУ і номінальні параметри робочих процесів знаходяться у відносно вузьких межах.

Етапи робочого процесу відбуваються в такій послідовності : атмосферне повітря після очищення в повітрозабірному пристрої (фільтрі) від механічних часток і крапель рідини надходить на вхід осьового компресора. Тиск на вході в ОК, враховуючи гідравлічні втрати в повітрозабірному пристрої , буде дещо нижчим ніж атмосферний тиск ; температура на вході в ОК практично дорівнює атмосферній . В осьовому компресорі 1 ( Рисунок 1.1) повітря стискається до 0,5 – 2 МПа, температура повітря при цьому зростає до 180 ⁰С – 400 ⁰С. З такими параметрами повітря надходить у камеру згорання 2 , де потік розподіляється на дві частини : менша частина безпосередньо приймає участь у процесі згорання паливного газу , більша частина (це вторинне повітря ) рухається в кільцевому просторі камери згорання , між корпусом і жаровою трубою, охолоджуючи останню. У кінцевій частині камери згорання вторинне повітря перемішується з продуктами згорання, зменшуючи їх температуру до рівня, що залежить від жаростійкості лопаток і дисків газової турбіни ( до 800 ⁰С – 1200 ⁰С для сучасних стаціонарних ГТУ ) . У проточній частині газової турбіни відбувається процес перетворення енергії робочого тіла ( суміші повітря і продуктів згорання ) в механічну енергію ротора, що обертаєть- ся. .Температура робочого тіла в цьому процесі знижується до 400 ⁰С – 550⁰С і по виході з турбіни викидається в атмосферу. Потужність газової турбіни розподіляється між споживаною потужністю осьового компресора (60–70% потужності ГТ ) і споживаною потужністю нагнітача. Таким чином корисна потужність ГТУ дорівнює 30–40% загальної потужності газової турбіни. Показники режимів ГТУ , схеми яких наведені на рис. 1.1 , при однакових параметрах циклу за номінального навантаження практично не відрізняються . Але двовальні ГТУ мають більш високі ККД за умов часткового навантаження , оскільки силова турбіна 5 може працювати при значному зниженні частоти обертів при різному корисному навантаженні, у той же час оберти компресорної турбіни зменшуються незначно, чим забезпечується так зване якісне регулювання ГТУ. Аналогічний характер має процес регулювання режиму роботи тривальних ГТУ.

Ідеальний цикл цієї установки в P-v i T-s координатах приведений на рисунку 1.2.

Рисунок 1.2 - Ідеальні цикли газотурбінної

установки в P-v i T-s координатах

Точка 1 на рисунку відповідає умовам на вході в компресор, точка 2 – умовам на виході з компресора , точка 3 відповідає умовам закінчення процесу згорання ( вихід з камери згорання – вхід у турбіну ) , точка 4 – кінець процесу розширення в турбіні . Відповідно лінія 1-2 відображає процес ізоентропійного стиснення повітря в осьовому компресорі , лінія 2-3 - процес ізобарного підведення тепла ( в камері згорання ) , лінія 3-4 – процес ізоентропійного розширення в газовій турбіні ; ізобару 4-1 називають лінією умовного замикання циклу, оскільки тиски в точках 1 і 4 близьки до атмосферного, а тепло ,що відводиться в ізобарному процесі , відповідає втратам тепла з робочим тілом, що викидається з турбіни в атмосферу.

Ефективність ідеального циклу теплового двигуна характеризується величиною термічного ККД :

, (1.1)

де q₁ – кількість питомого тепла , що підводиться в циклі , q₂ – кількість питомого тепла , що відводиться в циклі .

Для ізобарних процесів ( див. рисунок 1.2)

q₁ = C_p(T₃ – T₂) q₂ = C_p( T₄ – T₁) , звідки

, (1.2)

де С_Р – середня теплоємкість робочого тіла, абсолютні температури Т₁ , Т₂ , Т₃ , Т₄ відповідають точкам 1,2,3,4 цикла на рисунку 1.2.

Для ізоентропійного процесу

, звідки ,

де к- показник адіабати, р₁і р₂ - відповідно абсолютні тиски на вході і виході осьового компресора.

Враховуючи останні рівності , вираз термічного ККД набуває форми :

. (1.3)

Позначимо i (останнє відношення називають ступенем підвищення тиску). Після підстановки останніх виразів в (1.3) одержимо

(1.4)

Із останнього виразу випливає , що величина визначається тільки значенням ступеня підвищення тиску і таким чином ідеальні цикли з підведенням теплоти при сталому тиску мають однаковий термічний ККД при однакових значеннях . Зауважимо,що із зростанням ступеня підвищення тиску і , як результат, термічного ККД циклу,(при заданій температурі ) зростає температура, разом з тим зростає і температура .

3 ГАЗОТУРБІННІ УСТАНОВКИ З РЕГЕНЕРАЦІЄЮ ТЕПЛА

Серед методів підвищення економічності газотурбінних установок важливе місце займає регенерація тепла вихлопних газів, при якій повітря після стиснення в компресорі нагрівається у спеціальному теплообміннику (так званому регенераторі або повітронагрівачі) вихідними газами турбін

Рисунок 3.1 - Схема ГТУ з регенерацією

тепла

На рисунку 3.1 показана схема двовальної газотурбінної установки з регенерацією тепла. Робочий процес у такій ГТУ відбувається в такій послідовності. Осьовий багатоступінчастий компресор 5 всмоктує повітря, що попередньо очищується в фільтрі. Стиснене повітря надходить у регенератор 4 , де нагрівається відхідними газами турбіни. Нагріте повітря надходить разом з паливним газом в камеру згорання 3, де відбувається процес згорання газу в потоці первинного повітря і змішування продуктів згорання з вторинним повітрям. З камери згорання робоче тіло надходить у проточну частину турбіни високого тиску 2 , що приводить в дію осьовий компресор, а потім в проточну частину турбіни низького тиску (ТНТ) 1, що приводить в дію нагнітач 6. З ТНТ робоче тіло проходить через регенератор і викидається в атмосферу крізь димову трубу

Рисунок 3.2 - Діаграма циклу ГТУ з регенерацією

тепла

На діаграмі циклу з регенерацією тепла ( рисунок 3.2) ізобара 2^¢ - 5 відповідає процесу нагрівання повітря в регенераторі , ізобара 4^¢ - 6 відповідає процесу охолодження відхідних газів.

Відношення ( 3.1 )

називається ступенем регенерації. В ідеальному циклі з регенерацією тепла температура повітря на виході з регенератора і температура вихлопних газів були б однаковими , однаковими були б і температури ( на виході продуктів згорання з регенератора ) і ( на виході з осьового компресора ). Тобто кількість тепла , що віддають продукти згорання , за цих умов дорівнюватиме кількості тепла , що одержує повітря, і ступінь регенерації в такому ідеальному процесі становила б 100 % . Практично температура < і реальний ступінь регенерації лежить у межах 65-85% . Для збільшення ступеня регенерації , тобто для збільшення частки тепла , що одержує повітря від продуктів згорання , необхідно збільшувати поверхні теплообміну регенератора , що призводить до суттєвого подорожчання установки.

При наявності регенерації тепла витрачається менше теплоти ( і як наслідок і паливного газу ) на нагрівання робочого тіла в камері згорання до необхідної температури Т₃ на вході в турбіну , зростає ККД газотурбінної установки .

Вираз внутрішнього ККД ГТУ з регенерацією тепла можна записати у такій формі

, ( 3.2 )

де

, ,

Після підстановки виразів в (3.2) одержимо

( 3.3 )

Після підстановки Т₅ з ( 3.1) і скорочення в чисельнику і знаменнику С_Р залежність (3.3) можна записати у такому вигляді

(3.4)

Перетворення, аналогічні (2.5)-(2.6), приводять до такого виразу внутрішнього ККД ГТУ з регенерацією тепла

(3.5)

Із врахуванням позначень

i , одержимо

(3.6)

Прийнявши в залежностях (3.5),(3.6) s = 0, автоматично одержимо формули (2.6), (2.7) як часткові випадки.

Враховуючи, що чисельники залежностей внутрішніх ККД ГТУ без регенерації тепла (2.6) і з регенерацією (3.5) однакові , можна зробити висновок, що нульові значення питомої роботи і ККД. в обох випадках співпадають за однакових значень t , h_т , h_к_, тобто відповідають значенням e = 1 і e = А^1/m . Оптимальне значення ступеня підвищення тиску , що відповідає максимуму корисної роботи , визначається також тою самою залежністю ( 2.8).

Оптимальне значення e , що відповідає максимуму внутрішнього ККД. ГТУ , одержимо з виразу , де h_в прийнято в формі (3.6)

Формула (2.7) може бути одержана як частковий випадок з попередньої залежності , якщо в останній прийняти s = 0.

На рисунку 3.3 приведена графічна залежність h_в = f (e) для різних значень ступенів регенерації ( від 0 до 1 ) і для двох значень максимальних температур Т₃ циклу - 650 ⁰С і 700 ⁰С

Із графіка видно, що ККД установки швидко зростає із збільшенням ступеня регенерації і з підвищенням температури робочого тіла перед турбіною.

Із використанням регенерації оптимальний ступінь підвищення тиску в циклі зменшується у порівнянні з циклом s = 0. Якщо для звичайного циклу при температурі на вході в турбіну 700 ⁰С оптимальний ступінь підвищення циклу = 8, то за умови, що ступінь регенерації дорівнює 0,8, оптимальний сту-пінь підвищення тиску зменшується до 3,5. При температурі на вході в турбіну 650 ⁰С відповідні оптимальні ступені підвищення тиску дорівнюватимуть 5,5 і 2,8 . Максимальні значення ККД для ступеня регенерації 0.8 , що відповідають оптимальним ступеням підвищення тиску для максимальної температури 700 ^оС дорівнюють 0.325 , для максимальної температури 600 ^оС дорівнюють 0,285.

Слід зауважити, що для високих температур Т₃ суттєво зростають оптимальні значення ступеня підвищення тиску . Це спричиняє зростання температури повітря на виході з осьового компресора і зменшення різниці температур і (рисунок 3.2 )

За таких умов ефективність регенерації суттєво зменшується і при максимальних температурах циклу 900-1000 ^оС стає технічно неможливою. Тому в новому поколінні газотурбінних установок, що застосовуються на компресорних станціях магістральних газопроводів , регенерація тепла відсутня.

Рисунок 3.3 – Криві ККД ГТУ

4 Елементи теорії осьових турбомашин

4.1 Геометричні характеристики лопатевого апарата

Набір соплових і робочих лопаток турбінного ступеня являє собою замкнуті кільцеві решітки. Для спрощення теоретичних розрахунків течії робочого тіла в лопатевому апараті турбіни (або осьового компресора) розглядають так звану плоску решітку – нескінчений ряд лопаток тотожного профілю, що знаходяться на однаковій відстані. Відстань між двома подібними точками суміжних профілів лопаток називають кроком (t₁,t₂ на рисунку 4.1).

Рисунок 4.1 - Профілі соплових (а) і робочих (б) лопаток, 1-1 площини перпендикулярні осі турбіни.

Для плоских решіток крок по висоті лопаток однаковий. В кільцевих решітках крок зростає із збільшенням відстані від осі вала.

Розміри a₁ і a₂, що показані на рисунку, відповідають ширині вихідних перерізів міжлопаткових каналів. Ширина решітки визначається розміром d. Розмір b між точками п і к середньої лінії профілю (пунктирна лінія на рисунку 4.2) називають хордою. Це один із характерних розмірів профілю як соплових, так і робочих лопаток. У заводській практиці як хорду часто приймають проекцію профілю лопатки на дотичну в тих точках (розмір b). Кут між дотичною до середньої лінії профілю в точці к (лінія 2) і лінією 1 (що перпендикулярна до осі вала) називають розрахунковим кутом b₁ потоку, що надходить на лопатку.

При так званому безударному вході на лопатку потік надходить паралельно лінії 2. При нерозрахункових умовах потік відхи- ляється від напряму лінії 2, що призводить до додаткових вит- рат енергії в лопатевому апараті. Кут між напрямом потоку і напрямом лінії 2 називають кутом атаки. Якщо кут напряму потоку b_П менше розрахункового кута b₁, то кут атаки додатній, тобто , і, навпаки, якщо , кут атаки від’ємний, тобто .

Лопатковий апарат турбін і осьових компресорів склада- ється з направляючих ( соплових ) і робочих лопаток різних типів. Лопатки, що мають однаковий переріз по висоті і од- наковий кут установки ( b_у на рисунку 4.2 ) називають лопатками постійного профілю. Лопатки із змінним по висоті профілем , але з постійним кутом установки, називають лопатками змін- ного профілю. І , накінець , лопатки із змінним перерізом по висоті і змінним кутом установки називають лопатками змін- ного профілю закрученого типу.

Рисунок 4.2 - Профіль лопатки

4.2 Робочий процес у турбінному ступені

Сукупність направляючого (соплового) апарата і розташованого за ним робочого колеса створюють турбінний ступінь. У направляючому сопловому апараті потенціальна і внутрішня енергія перетворюється в кінетичну. Канали соплового апарата звужуються , тобто мають форму конфузора, робоче тіло в таких каналах розширюється, абсолютна швидкість на виході з направляючого апарата зростає із C₀ до С₁ (див. рисунок 4.3). Тиск робочого тіла і температура зменшуються. Кінетична енергія потоку перетворюється в роботу на валу турбіни в робочому колесі. Лопатки робочого колеса рухаються з коловою швидкістю U. Відносна швидкість W на виході з каналу соплового апарата визначається з відповідного трикутника швидкостей, оскільки напрям і величина абсолютної швидкості С₁ відомі.

На виході з каналів робочого колеса може бути визначена величина відносної швидкості W₂ (як відношення об’ємної витрати робочого тіла до загальної площі перерізу каналів робочих лопаток). Напрям швидкості W₂ (кут b₂) визначається геометрією робочих лопаток. Таким чином у трикутника швидкостей на виході з робочого колеса можливо визначити величину і напрям абсолютної швидкості С₂, з якою робоче тіло надходить у наступний направляючий апарат (для багатоступінчастих турбін), де відбувається подальше перетворення енергії.

Рисунок 4.3 - Схема активного

ступеня газової турбіни.

Для аналізу теплового процесу в каналах соплових і робочих лопаток турбін застосовується рівняння ентальпії

, ( 4.1 )

де і₁ , і₂ - питомі ентальпії відповідно на вході і виході каналів між лопатками ( дж/кг ) ; с₁ і с₂ - абсолютні швидкості робочого тіла (м/с) ; q_e - тепло, що підводиться ( дж/кг ) , l – робота , що відводиться ( дж/кг ).

Для каналів направляючого апарата, очевидно, l=0. Враховуючи,що температура робочого тіла в каналах соплових лопаток однакова, передача тепла крізь тіло лопаток практично відсутня, тобто q_e = 0 . Отже рівняння ентальпії потоку робочого тіла в каналах соплових лопаток має форму

, ( 4.2)

де і_о , с_о - параметри потоку перед сопловими каналами ; і_1t , c_1t - теоретичні значення параметрів потоку на виході з каналів соплових лопаток.

Із рівняння ( 4.2 ) одержуємо теоретичне значення абсолютної швидкості робочого тіла на виході з соплових каналів

, ( 4.3 )

де - ентальпія загальмованого потоку ; різницю називають наявним теплоперепадом .

Дійсна швидкість робочого тіла на виході з соплового апарата с₁ = j_с×с_1t , де j_с - коефіцієнт втрати швидкості , що визначається експериментально ( реально значення j_с лежить в межах 0.95 - 0.98 ) .

Питомі втрати теплоти при розширенні в каналах соплових лопаток

, ( 4.4 )

Наявний теплоперепад Н_t може бути представлений як функція абсолютної швидкості робочого тіла на виході з каналів соплових лопаток

, ( 4.5 )

Для каналів між робочими лопатками рівняння ентальпії має вигляд :

i₁ – i₂ + (c₁ – c₂ )/2 – l = 0 , ( 4.6 )

звідки питома робота може бути визначена рівняннями :

_, (4.7)

де Т^* = Т + с²/2С_р температура гальмування.

4.3 Перетворення енергії на лопатках газової турбіни

Перетворення потенціальної енергії робочого тіла (продуктів згорання в суміші з повітрям ) в механічну енергію обертання вала турбіни здійснюється різними способами. У залежності від характеру перетворення потенціальної енергії робочого тіла в кінетичну розрізняють ступені турбін – активні , реактивні і комбіновані ( активно-реактивні ).

Розширення робочого тіла від початкового Р₀ до кінцевого Р₁ тиску відбувається в каналах соплових лопаток (рисунок 4.3), що розташовані в корпусі турбіни перед робочими лопатками. Зниження тиску робочого тіла в соплових каналах супроводжується зменшенням його тепловмісту. У процесі розширення робочого тіла в соплових каналах швидкість його зростає від початкової величини С₀ до швидкості С₁ за соплами. У каналах робочих лопаток швидкість знижується до С₂, тобто зменшується кінетична енергія робочого тіла, виконуючи механічну роботу на валу ротора турбіни.

Турбіни, в яких процес розширення робочого тіла відбувається тільки в каналах соплових лопаток, а кінетична енергія перетворюється в механічну роботу на робочих лопатках без розширення робочого тіла, називають активними ( рисунок 4.3).

На рисунку 4.4 показаний процес перетворення енергії в так званих реактивних турбінах.

Розширення робочого тіла (тобто перетворення потенціальної енергії у кінетичну ) відбувається послідовно в каналах соплових лопаток і в каналах між робочими лопатками. Загальний перепад тепла розподіляється між ними приблизно порівну.

Рисунок 4.4 - Схема реактивного ступеня газової турбіни

В активно-реактивних турбінах наявний тепловий перепад розподіляється нерівномірно: більша частина потенціальної енергії перетворюється в кінетичну в каналах соплових лопаток, менша в каналах між робочими лопатками.

Основою для розрахунків проточної частини турбіни (і осьового компресора) є друга теорема Ейлера, яка формулюється так: момент зовнішніх сил, що діють на ділянку струмини рідини, дорівнює приросту секундного моменту кількості руху на цій ділянці.

Газотурбінна установка 📙 Курсовая → 🆔 59384