CC BY
14
ИЗВЕСТИЯ
ТОМСКОГО ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ ПОЛИТЕХНИЧЕСКОГО Том 66, в. 2 ИНСТИТУТА имени С. М. КИРОВА 1§48 г.
НЕКОТОРЫЕ ВОЗМОЖНОСТИ УВЕЛИЧЕНИЯ ОТДАЧИ ТЕПЛОВЫХ УСТАНОВОК
Г. И. ФУКС 1
Из всех предложений, которые были сделаны за последние годы с целью увеличения отдачи тепловых установок, особенное внимание заслуживает установка Велокс. Анализ работы паросиловой установки [3] показывает, что наиболее уязвимым местом в цепи превращения энергии является паровой котел, несмотря на его высокий КПД. Котел Велокс, кроме резкого сокращения размеров установки и прочих общеизвестных преимуществ, интересен как первая удачная попытка воздействия на процесс горения в топке. Дело не в высоком КПД котельной установки Велокс. Если этот КПД покупается за счет добавочной мощности, подводимой для сжатия воздуха, то это даст не повышение, а понижение общей отдачи установки [4]. Но когда компрессорно-турбинная группа начнет выдавать работу, получается увеличение экономического КПД установки при обычных значениях КПД котельной части. Современные достижения в области газовых турбин делают этот путь достаточно реальным.
Но установки Велокс требуют применения особого, вообще говоря, дефицитного топлива. Нам неизвестно ни одной установки этого типа, рассчитанной на пылевидное топливо, а тем более—на сжигани^ топлива
в слоевом процессе. Работа котла с сверхдавлением в газовой части также не всегда желательна, поэтому представляется целесообразным такое видоизменение установки Велокс, которое позволило бы использовать ее термические преимущества в соединении с обычными паросиловыми установками.
Схема такой установки приведена на рис. 1, а процесс в тепловых (Г5) координатах на рис. 2. Компрессор сжимает'воздух до давления р2, процесс 1—2, Сжатый воздух проходит через воздухоподогреватель, работающий за счет тепла отходящих газов котельной установки, нагрева-
ется до состояния 4, процесс 2—4, и поступает в турбину. После турбины воздух поступает в топку котла (состояние 5). На котельных поверхностях идет охлаждение продуктов сгорания от К до 4', в воздухоподогревателе газы охлаждаются в процессе 4'—6, а затем направляются в водяной экономайзер, где идет процесс 6—7.
Здесь ставится задача оценки относительной выгодности рассмотренной схемы, поэтому расчеты проведены с некоторыми упрощениями. Так, пренебрегается влиянием изменения химсостава в процессе горения на энтальпию /ш3, присосами воздуха в котельной установке и т. п. мало существенными величинами. При этих условиях работа, снимаемая в данной установке с нмг воздуха, будет
АЬ = АЬт + -Щ [(¿,. - ,у) + (/в - 1-) - ^. (1 >
Приняты обозначения:
АЬт—избыточная работа компрессорно-турбинной группы, равная разности эффективных работ турбины и компрессора на нм3 воздуха
АЬт = А1те — АЬке, (2)
т|" —термический эффективный КПД паровой части.
Выражение в квадратных скобках представляет собою тепло, переданное пару и воде (на «ж3 воздуха), 1К—теоретическое значение энтальпии воздуха (газа) после горения, —сумма потерь котельной части в внешнюю среду.
Но по рис. 2
(4 — г"4) + (/в — *?) = (¿к — г7) — (¿'4 — 4). (а)
к к ал
Если тепловыделение на нмь воздуха будет д-и КПД топки "V«, то
нм}
Ьс^Н + 'Чтд- (в)
Тепловой баланс воздухоподогревателя
— к = Н — (с)
следовательно,
— ¿'4) + ('6 — ¿7) — = г{\тц — — (¿7 ¿1) — (¿4-/2) + (к—ь) • (3) Величина
-(\тд—Ъък — (¿7 — ^1) представляет собою использованное тепло котельной установки,
у\тд — — (/7 — ¿0 = ч\куд. (4)
Величина
(¿4 — к) — {к — Н)
согласно рис. 2 представляет собою разность подвода и отвода тепла в компрессорно-турбинной группе. Она равна разности внутренних работ турбины и компрессора
(¿4 ~ Ь) — (Ь — ¿1) = А1тг — А1Ки (<1)
Но
АЬ те — АЬтгЦмт у (е)
АЬке=^, (/)
где *1\мт и -*\мк—механические КПД турбины и компрессора соответственно. Удобно также ввести отношение работ (эффективных мощностей) компрессора и турбины
А / \
А1
Тогда
(/4 — /2) — (4 — 1Л)
ли
\ — Ы}
--------- ЦП\МК
\чт
(5)
Из (1), с учетом (3),.(4) и (5), получим
щУъ%Ч +
1-
---ж%нк
В обычной паросиловой установке величина работы на нм> воздуха буде т
Аи = тД, д — г^у'Ъе Я I»
Введение компрессорно-турб*шной группы принесет выгоду в том случае, если второй член правой части (б) будет положительным. Для этого необходимо соблюдение 2 условий:
А1т> О,
\ 1)мт
—у\мк
■ги)
>0
Из соотношений (2) и (д) имеем
' = АЬте(]—
Турбина всегда выдает работу
Жи(> 0,
поэтому условие (7) дает
1
Из условия (8) после несложных преобразований можно получить
п
(3)
(4)
1
1Ю <
Ук.
У]мт
1
-гЬе'Цмк
(I)
(10)
гг
«V1—*—
ц_
1-
£
Так как гЦе и -г\мм всегда представляют собою правильные дроби, то величина 1Ю также будет правильною дробью, поэтому условие (/) является лишним. Остается одно условие (10), соблюдение которого необходимо и достаточно, чтобы добавка компрессорно-турбннной группы принесла повышение экономического КПД паросиловой установки.
На рис. 3 даны результаты подсчетов предельных значений отношений эффективных мощностей компрессора и турбины для двух значений механического КПД. Из рисунка очевидно, что даже при низком для ротационных машин механическом КПД
кЫ
14
Л--1
Ч\мт = 'Цмк = 0.95
Рис. 3
и высоких значениях работа сжатия должна быть менее 90% работы турбины. Не представляет труда осуществить установку с относительной затратой работы на сжатие в 75—82%[5]. На основании (6) и (10) это обозначает, что добавка компрессорно-турбинной группы должна практически вести к увеличению экономического КПД установки.
9*. Изв. ТПИ, т. 6$, ». 2
129
Прежде чем перейти к оценке выгоды, которая получается от введения в установку компрессорно-турбинной группы, остановимся на условиях работы последней. Из соотношения (6) ясно, что добавка в работе, получаемая от введения компрессорно-турбинной группы при заданных условиях работы паровой части, зависит не только от работы А1т, но и от соотношений работ компрессора и турбины чю, механической степени совершенства г/жт и г\мк и абсолютного значения термического КПД гр Величины АЬ т и определяются условиями температур и давлений, в которых работает компрессорно-турбинная группа. Действительно, эффективную работу на ня% в турбине и компрессоре можно подсчитать так:
А1{
с0ТА
Р\
1
к
юе>
А1,
СрТх
Здесь обозначено:
ср — теплоемкость
и РУ I
воздуха в
к кал
нмъград
Ъое — относительный эффективный КПД турбины, 4{тг—адиабатический КПД компрессора, к —показатель адиабаты. В расчете принято я —1.40.
Вводя обозначение
()
\ Рх /
х,
ПОЛУЧИМ
(11) (12)
(Я)
т
л¿,
чю
'Чад
А Сег:
А1*ет
(х-\), Тхх
Т4 У\ое%д
(13)
(14)
(15)
На основе этого, с учетом (2) составляется из (6) функция и, имеющая максимальное значение при том же х, что и значение АЬ
и = ( дг-1)
(Т^ое__Т_±
Ч\ад
)
/
Тгх
п
■Гц*-
'1 мт Т^ЦеЧад-Ц
\
мк
1 -
Тхх
т яз
I МоеЧ
ад
Условие максимума этой функции
йи йх
дает
х =
1
т, Г,
■п
тп
т
(16)
(17)
На рис. 4 и 5 приведены результаты подсчетов наивыгоднейших отно-
по (17) и (а) и соответствующих им величин ю по
шений давлений
Рг
Pi
^15) для разных гЦе при различной степени совершенства компрессорно-турбинной группы. Во всех случаях наивыгоднейшее соотношение давлений лежит в пределах 1.8—3.0, что нетрудно получить в аксиальном ¿компрессоре и легко используется в турбинах с небольшим числом сту-
1 t.-WWC 1
0.98; l«-
1 1 T
t,«SOO'C !
М«Т гШ
1
за
t л "If с
L1J_4
К?
Рис. 4
Рис. 5
зеней. Так, проф. Стодола [5] приводит данные испытания газовой турбины, работавшей газами с ¿ — 490—550°С, причем значения относительных КПД оказались
= 0.884, 7^ = 0.846—0.849,
отношение мощностей
w
0.74 —0.78.
Турбина и компрессор имели небольшое количество ступеней. При низких показателях, которые положены для сравнительного подсчета на рис. 5, величина тзу не превышает 78°/0 при самых малых значениях ч\%.
Конкретное представление о выгодности установки по приведенной схеме и условиях ее работы можно получить, подсчитав по (6) Л£и КПД установки по общему соотношению
AL
W
Каждый раз при этом выбирается наивыгоднейшее для данного случае отношение давлений компрессорно-турбинной группы. Работа последней АЬт по приведенному выше соотношению (2) будет
ALm—ALme ALKe. Для эффективной работы турбины имеем
ALme = (/4 — ¿5 а)
(2)
1Н , , .
W j (ft)
где /5в—энтальпия воздуха на 1 ни5 в конце адиабатйческого расширения 4 — 5а (рис. 2).
Но
На — [ 1
1ьа
и
— I ^ л
1 —
ба
и
По уравнению адиабаты
ьа
Т<
— (
Рг
к-1 л*
и
¿4
4 л)
г.
Г,
следовательно,
А1 ~—±—Т
п^те — 1 4
*4
т Ъое.
Аналогично для работы компрессора
¿1
Ж,
*х
(х-1)
И ПО (2)
АЬт —
Т<
X
■с -
¿1
"Чад
>
1)
т
(20)
Результаты соответственных подсчетов даны на рис. 6, 7, 8 и 9. Рис. 6 сводит данные при хорошей, но достижимой отдаче компрессорно-турбинной группы и температуре пе-
МСцпнЬю ликии-а= боо^тстше -аъЪ
ред турбиной ¿4 — 500°С Для сравнения взяты 2 тепловыделения не
ккал ккал нм" —- оОО- и ч/Ъ ------- , что
нм* нм3
охватывает достаточный диапазон топлив и избытков воздуха. Подсчитаны абсолютные значения экономического КПД установки т^. экономия в расходе топлив по соотношению
Э =
— К
а также % работы, выдаваемой компрессорно-турбинной группой АЬ и работа турбины в % от общей А1тс%,
Непосредственно видно, что добавка к обычной паросиловой установке компрессорно-турбинной группы увеличивает общий КПД. установки. Это увеличение больше при малом тепловыделении на нмъ, когда доля работы, выдаваемой компрессорно-турбинной установкой, растет.
Обычно паросиловые установки работают с экономическим КПД порядка 20—35%,,чему в расчетах соответствует —25 —40%. При это&£
ч
экономия в расходе топлива составит 9—4%. Компрессорно-турбинная ✓ труппа выдает 13—7% от общей работы установки. Работа турбины составляет 5>Г—26от общей группы работы установки. При этом проточная часть турбины будет иметь достаточные размеры, что обеспечит ее достаточно высокий внутренний относительный КПД.
Рис. 7 дает сводку результатов подсчетов при более высокой температуре перед турбиной
^ = 600°С,
Показатели установки явно улучшаются. Экономия в топливе доходит до 13—6%. Но ясно, что это получается за счет долговечности установки. Так, стенки воздухоподогревателя при этом будут иметь на горячем конце температуры порядка 650°С.
Для сравнения на рис. 8 и 9 приведены результаты аналогичных подсчетов при значительно худших показателях компрессорно-турбинной группы (данные надписаны на рисунке). Экономия в расходе топлива при этом снижается до 5—2% при температуре 500°С перед турбиной и до 9—4°/0 при 600°С. Таким образом, степень совершенства компрессорно-турбинной группы имеет большое значение. Однако, снижение совершенства компрессорно-турбинной группы сказывается на отдаче всей установки не так сильно, как в случае газовой
1 "0.95 = 0.75;*^ бзо'С
Жирнее яимии-(^>&еО?ЗЭ£ ^тон-ие-С^-
Г\ Т т
ЛСч-вв -<; -Я«
1 • 1
к
м
А
— -—
пм4 V
— 7Аг жГ -
Рис. 7
Рис. 8
турбины. Причина этого очевидна: потери компрессорно-турбинной уста: ковки, за исключением механических, переходят в теплоту и частично используются в паровой части.
В целом можно считать установленным, что паросиловая установка с компрессорно-турбинной группы по схеме рис. 1, не изменяя работы паровой части, может дать экономию в "топливе порядка 13—5%. Такая же экономия будет получаться в установке Велокс, которая принципиально отличается от схемы рис. 1 тем, что через турбину проходит не воздух, а продукты сгорания. Установка Велокс будет иметь то преимущество, что в ней легче реализовать более высокие температуры перед турбиной. Поэтому там, где позволяет топливо и прочие условия, лучше так и выполнять установку. Но установка по схеме рис. 1 обладает тем преимуществом, что позволяет применение любой паровой части и любого топлива в ней. С другой стороны,, в указанной схеме неизбежно имеется высокая температура воздуха при входе в топку (порядка 400—460°С), что иногда может создать затруднения при конструировании топки.
Повышение температуры воздуха перед турбиной от 500°С до 600®С увеличивает экономию в расходе топлива от 9—4% до 13—6%. При этом воздухоподогреватель становится в тяжелые условия, так как температур® металла на горячем его конце должна дойти до 650°С. Но достаточно высокая температура перед турбиной может быть получена иным путем: сжиганием в сжатом воздухе некоторого количества топлива. Для этого должно быть в распоряжении небольшое количество жидкого или газообразного топлива, которое можно сжечь в камере горения перед газовой турбинойГ Схема такой установки дана на рис. 10, а процесс в теп-
Рис. ю
Рис. и
ловых (TS) координатах—на рис. 11. После подогрева сжатого в компрессоре воздуха (процесс 2—8) температура газа повышается до tA за счет сжигания топлива.
Для данного случая, как и для предыдущего,
AL — ALm -f К«* - Q + ('« . (1)
Но
(*« - ¿4 ) + (*е - h) = (*« — h) — (и — hl <«)
iK~ib + rimgi , (в)
где gt — тепловыделение в топке на нм3 воздуха. Из теплового баланса воздухоподогревателя
«V ~~ h — h — h — (А — h) — (*< — 4). (с>
Повышение температуры от t8 до tA получается за счет сжигания топлива г камере сгорания, т. е. тепловыделении при р — idem,
i4 — iH=zqt$ (d)
где q% — тепловыделение в камере сгорания на нм3 воздуха, засасываемого компрессором. Учитывая, кроме того, что
(iA — H) — {i% — ii)
AU /1
1 — W \ y\Mf
■W riMm
(e)
получим
Ab = ifi (riKy qx -f q2) 4- AL,
<fu --W V« j
vn** /
Для определения КПД установки имеем
AL
'f—
9i +<?:
(22>
Первая скобка в правой части (21) представляет собою выделенное в установке тепло на нм3 воздуха. Стремление уменьшить потери с уходящими газами^ заставляет добиваться использования по возможности всего кислорода воздуха. Если часть кислорода будет израсходована в камере сгорания перед турбиной, то соответственно уменьшится тепло выделение в топке. Практически это поведет к тому, что сумма
Чх+Я 2
будет мало меняться при изменении ее слагаемых. Учитывая это, мы получим прежнюю формулу для условия максимума А1
Учитывая все это, приходим к заключению, что подсчеты по соотношениям (21) и (22) должны дать результаты, не отличающиеся от тех, что были получены без сжигания топлива в камере сгорания. Так, если температура газа перед турбиной будет доведена за счет горения топлива в камере сгорания до 600°С, то согласно подсчетам, результаты которых приведены на рис. 7 и 9, экономия в расходе топлива составит 13—6% при хороших показателях компрессорно-турбинной группы ~и«* = 0.98; -Ц£ = 0.85, Чад = 0.80) до 9 —4%— при плохих = т{МН=0.95; = = 0.80, г\ад = 0.75). При этом расход топлива к камере сгорания, если считать, что подогрев воздуха в воздухоподогревателе дал 4 —500°С, составит 5 — 8% от общего расхода, считая по тепловыделению или в единицах условного топлива.
Значительное увеличение отдачи теплового двигателя может быть достигнуто рациональным совмещением двигателя внутреннего сгорания и паровой установки. Выгода в этой совместной работе получается потому, что в этих двигателях используются различные температурные интервалы. Может получиться установка, отдача которой выше, чем каждой составной части. Учитывая, с другой стороны, что в современной установке должны применяться ротационные двигатели, представляется рациональной схема установки, приведенная на рис. 12. Двухтактный пород-невой двигатель внутреннего сгорания с плавающими поршнями работает непосредственно на компрессор. Продувка двигателя производится сжатым воздухом, для чего отводится часть его. Основная часть сжатого воздуха после компрессора подогревается в воздухоподогревателе за счет тепла отходящего из котла газов. После смешения этого воздуха с продувочным воздухом и продуктами сгорания двигателя он поступает в газовую турбину и, после расширения, в топку котла. В топке сжигается обычное топливо.
Процесс установки с газовой стороны нанесен в тепловых (75) коор дннатах на рис. 13. 1—2—линия сжатия воздуха в компрессоре. Дальнейшее сжатие 2—а идет внутри цилиндра двигателя.
(17)
где
5
Рабочий процесс двигателя определяется родом топлива и другими обычными обстоятельствами- Состояние продуктов сгорания после расширения в двигателе и смешения с продувочным воздухом показано точкой 3. Подогрев сжатого воздуха после компрессора происходит в процессе 2—8, газы охлаждаются в воздухоподогревателе от 4' до 6. Состояние газа перед турбиной (смесь подогретого воздуха и продуктов сгорания с
б к Ч'
Л *
V
|
А £
1 7 £
J 1 Тог>"3
*
----
Рис. 12
Рис. 13
продувочным воздухом) показано точкой 4. Точка 5 изображает состояние газа (воздуха) при подаче его в топку котла. Точка К изображает условное состояние продуктов сгорания в топке котла (при адиабатическом сгорании топлива). Отдача тепла от газов в котле идет в процессе К —4' и в водяном экономайзере—в процессе 6—7. Конденсат из конденсатора паровой турбины пропускается через рубашку двигателя.
Расчет работы установки проведен на нмА воздуха, работающего и двигателе. Влиянием изменения энтальпии вследствие изменения химсостава при горении пренебрегается. Тогда
А1 = А1те + ч'Ъ {£ —/;) + — /7) — + с1охл ).
Здесь, кроме обозначений, приведенных ранее,
3 — производительность компрессора в нм* на нмл воздуха внутри, двигателя,
Чохл — тепло охлаждения двигателя.
Если рассчитывать на неохлаждаемый компрессор и пренебрегать потерями двигателя и компрессора в внешнюю среду, то баланс энергии двигатель-компрессор будет
(¿2 —¿Д . (а)
где АЬб—эффективная работа двигателя на нлс^ воздуха. Следовательно,
1 = - - . . (24)
1-у — ¿1
С другой стороны,
где £ —коэффициент тепловыделения двигателя, оценивающий потери, химического и механического недожогов, - ^
ч
г — отдача тепла в охлаждающую воду в процессе горения и расширения в % от теоретического тепловыделения, — термический КПД цикла двигателя.
Можно считать
7/;= 1 (в)
причем В в зависимости от характера цикла
В> 1 (с)
и
п — показатель адиабаты сжатия (и расширения) в теоретическом цикле двигателя.
Для неохлаждаемого поршневого компрессора можно считать, что вся работа трения переходит в теплоту, которая передается сжимаемому газу, т. е.
'Пмк \ 1\
В пределах тех изменений температур, что будут иметь место в ком прессоре при сжатии в 1 ступени, можно принять
t?o _ t-2a
h ^
Следовательно,
(о
h / ' ( и" - 1 U '' У'! (А- - 1), (26)
(g)
Чмк \ L \ / f[MK
где
Из (24) с учетом (26) и (g) имеем.
г ALd tj YtMk-
(27)
/3 . Tx .(x—l) Работа турбины
ALme=:Hh — h)ri«*. (28)
Анало{ичное преобразование дает
U t\ ТА tj,
А1те — _!!_ -I.4-. Аи (29)
Ч Т, X
Величина в квадратных скобках(23) представляет собою тепло, переданное от газов в котле на нм'6 воздуха
(/, - г 4)Г/в — ¿:) — II т:,, = (/, - ) — (¿7 — Л) — (Ь)
г-т 1 "г- ккал т й Пусть тепловыделение на «лг в топке котла будет цх ----------—. Из р нм"
нм
воздуха, подаваемых компрессором, в двигатель идет 1 нм'*, из которого
137
для горения используется анмь. Тепловыделение в топке на нм3 воздуха,, подаваемого компрессором, будет
=------------д, , (1>
Р
следовательно,
1к Ь + ---- д\Цт , (к)
а тепло, переданное от газов в котельной установке,
р и*«—-I- — —
^ а
= Р ~Г\т дх — (¿7 — к)— ^н — (¿4 — К) + (4 — ) | (1>
Р ]
Первые три члена правой части представляют собою тепло, получившееся от сгорания топлива в топке
Р — а / ■ • \ V 3-я
Для продувки двигателя на нм3 надо подвести (1 + ^) воздуха в состоянии 2 (рис. 13). Остаток сжатого воздуха подогревается за счет тепла отходящих газов котла, т. е.
[р - о +ь)\ {н - у=р (*; - 4). (зо>
После этого происходит смешение $— (1~|-й)] нмг с энтальпией гч и ■(1-«-и3 с энтальпией /3. Получается р «л/8 газа с энтальпией
¿4= ......(31>
что, с учетом (30), дает
Р ('ч ~ 4) — Р (¿6 - Ь ) = Р (4 — ь) - Э (¿5 — ¿1 ) — (1 + Ь) (г, — ¿о). (п) Первые два члена правой части представляют собой (рис. 13) разность внутренних работ турбины и компрессора. С учетом (24) можно записать
л г
.3 {и - 4) - ? (4 -»,) = -------Л/-,. (0>
Последний член правой части (п) дает тепло, которое может быть-выделено из отходящих газов двигателя, если их охладить до и, т. е.
Из (23) с учетом (/), (т), (п) и (0) имеем
Ж = АЬте Н- (Р - «) -.....--г А/.д -г </' + </,
(Р>
^л/ т
Но из теплового баланса двигателя
5 <7* + (33>
следовательно,
.4/
Ж = АЬт, н- 71» ф - а) 41, - + . (34>
Коэффициент полезного действия установки подсчитается по соотношению-
А1
—-----
а)?, -Ь
Из величин, которые необходимо подсчитать предварительно, чтобы произвести расчеты по соотношениям (34) и (35), следует остановиться на определении состояния газа перед турбиной (t± или i4). Эта величина необходима для подсчета работы турбины ALme по (28)или (29).
Если задать температуру отходящих из котла газов, направляемых в воздухоподогреватель (£/ или то можно наметить температуру воздухо-тюдогрева (is или ¿8), учтя практически необходимую разность температур на горячем конце воздухоподогревателя
fb t\ — Ы. (36)
С другой стороны, из (31) и (32) имеем:
[Р — (1 + b)]i, + q'-\-(\+b)L * ,„7V
l —------------------------, \ol г
9
причем ¿2 определяется из (26), a qf — из (33).
Определив величину энтальпии /4, а по ней температуру надлежит оценить, допустима ли эта температура для лопаточного аппарата турбины. Если она окажется недопустимо высокой, то надо задаться максимально допустимой температурой ti9 а затем из (37) подсчитать соответственную температуру или энтальпию воздухоподогрева.
Для проведения всех указанных расчетов необходимо задаться давлением сжатого воздуха ръ что позволит подсчитать
к- 1
-сг
На первый взгляд выбор рг кажется произвольным. В действительности же здесь так много ограничивающих моментов, что вряд ли будет иметься какой-либо произвол. Прежде всего, очевидно,
1<р2<рд,
где рэ — конечное давление сжатия в цилиндре двигателя. С увеличением р2 будет уменьшаться р, следовательно, все больше тепла относительно выделяется в двигателе и меньше в топке котла. Одновременно будет возрастать общий КПД установки, но возрастает также расход топлива дви1ателя. Обычно это топливо более дорогое и дефицитное,, чем топливо, сжигаемое в топке котла. В большинстве случаев, таким образом, максимальное давление сжатия будет определяться наличием топлива для двигателя. Чем его больше, тем выше можно взять давление сжатия воздуха и больше будет общий КПД установки.
8
Конкретное представление о результатах работы установки может быть получено путем сравнения резупьтатов ряда подсчетов. Результаты всех этих вычислений даны на рис. 14—17.
На рис. 14 и 15 даны результаты подсчетов для установки с дизель-компрессором. При расчете было принято: общая степень сжатия в двигателе е = 20; коэффициент тепловыделения в двигателе 1 = 0.95; коэффициент потери тепла в охлаждающую воду [6] г = 0.15; показатель адиабаты в двигателе л = 1.38;
относительный внутренний КПД двигателя г{ = 0.80;
1И
механический КПД двигателя (отсутствует шатунно - кривошипный механизм) - = 0-90;
м
механический КПД компрессора и™ =0.90; температура газов перед турбиной не свыше — 600°С; эффективный относительный КПД турбины =0.85; механический КПД турбины ^« = 0.98; КПД котельной установки Т|М, =0.85. Тепловыделение на нм9г
_ ч */-«<-» ккаж ,
а) в двигателе (/.,—488 —--,чему соответствует избыток воздуха
нм?
в двигателе —1.8,
ш олл ккал о) в топке — ЬОО —------.
нм%
Прямы* рис, 14 дают значения КПД установки при различных степенях сжатия в компрессоре и соответственных разных значениях отно-
Рг
Рис. 14 Рис. 15
сительного тепловыделения в двигателе т1 , надписанных на прямых, в функции от эффективной термической степени совершенства паровой части установки Величина отдачи установки увеличивается с ростом y¡% и увеличением давления сжатия воздуха в компрессоре. Для сравнения прямая с надписью дает эффективную отдачу обычной паросиловой установки.
Весьма показательными являются результаты подсчета экономии в удельном расходе тепла на единицу мощности по сравнению с обычной паросиловой установкой Эг °/0. В обычных пределах отдачи паросиловой установки 20—35°/0 эта экономия достигает:,
При сжатии воздуха до 2 ama и тг~11.2%, г20—11°/0,
„ 3 ama и т, — 28.2%, Эх = 27 — 16°/0.
Кривые с надписью Э2 дают Экономию в удельном расходе тепла в рассматриваемой установке по сравнению с двигателем внутреннего сгорания. Так, при tf z=0.35 и данная установка расходует на еди-
- ¿V ;
яйцу мощности на 5° 0 меньше тепла, чем в двигателе Дизеля, а при 140
.А—з — на 10%, хотя расхрд тепла в жидком топливе составляет р1
всего 11.2 — 28.2% от полного расхода тепла в топливе.
На рис. 15 для этих же условий нанесены результаты подсчетов мощности газовой турбины в долях от общей мощности установки и мощности, генерируемой в двигателе (АЬду0). Соответственные значения будут
При —• 2 .
при
р 1 . Рч
Рг
. А1тл* /„-25—16%, ¿¿/.., = 15—9%, . . Л1,„//0^34-24%, — 22—14°/,,. ,
шакобка с газоВым шмшрссором.
51
Дизель—компрессор прямого действия представляет собою, благодаря ___ отсутствию шатунно-кривошипного механизма, относительно простую машину, которую можно осуществить достаточно быстроходной. Если судить по приведенным выше значениям АЬд> нельзя ожидать особых затруднений при осуществлении значительных мощностей установки.
Устано^о с гэзодбй** ко*ггу?есесг+эг-г
1 1 |
\ : ! .
1
|
4 Л.
1
1 ! '1 -! 1 Л?
1 1
ил
Рис. I
Еще более интересными являются результаты подсчетов для установки с прямодействующим газовым компрессором, представленные на рис. 16 и 17. В двигателе предполагается сжигание доменного газа с
тепловыделением 475 ккал • чх0 соответствует коэффициенту избытка
нмъ
воздуха ^ 2. Общая степень сжатия в двигателе принята г — 8.0, внутренний КПД двигателя т)^ = 0.75. Остальные величины взяты те же, чт* в предыдущем примере.
Из рис. 16 видно, что общая экономия в удельном расходе тепла при экономических КПД паровой части 25—35% составляет:
При — = 2,' т, = 14.4%, Э, = 18-8%,
РI
при Рг тх = 27°/о, Эх ^28-16%. Р\
Характерно, что при этом имеет место значительная экономия в удельном расходе тепла по сравнению с газовым двигателем (Э3°/0), доходящая до 20°/в при -2 и 27 % при 3.
Р, Рх
Данные рис. 17 показывают, что мощность газовой турбины и двигателя лежит в умеренных, доступных выполнению пределах.
9
Сопоставление приведенных выше подсчетов, сведенных в табл. 1, позволяет сделать некоторые общие заключения.
Таблица 1
Характеристика установки Экономия в удельном расходе топлива Примечание
Паросиловая установка с компрессорно-турбия-ной группой и воздухоподогревфм 8 500°С . . Паросиловая установка с компрессорно турбин-ноя группой, тепловыделение в 5—8°/0 в камере сгорания п температура перед турбиной в 600'С............... Паросиловая установка с прямодействующим газовым компрессором при относительном расходе теши в двигателе в 14.4%....... ....... 9-4% П-6»/„ 18-80/,, 28-16% Сопоставление проведено - при экономических КПД паросиловой установки 20—35°/0-Топливо газовой турбины и двигателя — доменный газ.
Во многих современных крупных металлургических и химических комбинатах имеется возможность потребления в котельной небольшого количества газа—отброса основного производства. В этих случаях можно не только заменить газом некоторую часть топлива котельной, но добиться весьма заметной экономии в общем расходе топлива или соответственного увеличения вызываемой станцией комбината мощности. Так, на одном металлургическом комбинате среднее потребление топлива за месяц (по данным за январь—июнь) составляло:
Таблица 2
Наименование топлива Камен. уголь Коксов, мелочь Домен. газ Коксов-га з Мазут
Расход в тоннах или тыс. нм* . . . 40820 8376 67711 1214 358
Теплотворная способность в /скал/кг
или ккал]нм . ....... . . 6280 6240 940 4222 1.0.470
Проц. расхода в долях условного
топлива ............. 67.8 13.8 16.8 1.6 —
При подсчете расхода топлива в проц. по условному топливу мазут выкинут из баланса топлива, так как он шел на растопку и в аварийных случаях. Количество коксового газа весьма мало и подача его идет нерегулярно. Поэтому трудно представить иное его применение, как сжигание в топке непосредственно. Если предположить установку с прямодействующим газовым компрессором, то при сжатии воздуха рг = 2 ama тепловыделение в двигателе должно составлять 14.4% от общего (табл. 1
м рис. 16). На ТЭЦ рассматриваемого комбината вырабатывался пар с давлением /7 — 30 ama. При чисто конденсационной установке экономический КПД станции вряд ли будет выше 25°/0. Учитывая выработку теплофикационного пара, примем экономическую степень совершенства [3] ~30°/0. Согласно рис. 16 экономия в удельном расходе тепла составит при этом 10э/о- Если считать, что потребление газа и коксовой мелочи останется неизменным, то расход каменного угля уменьшится ты
на 6070 —' — или на 15°/0-месяц
Интересно отметить, что по данным табл. 1 заметная экономия в расходе топлива получается при относительно небольшом расходе газообразного топлива. Это ставит в совершенно иное положение, чем обычно*, вопрос о возможности применения газогенераторов на ЦЭС и ТЭЦ.
С другой стороны, надлежит учесть также некоторые моменты, учет ^которых может несколько снизить ожидаемый эффект по сравнению с рассчитанными выше цифрами. Так, в нашем расчете, как предварительном, не учитывалось влияние изменения химического состава газа при горении на его энтальпию, не совсем точно учитывалось влияние присо-сов воздуха в котельной установке и т. п. При очень высоких степенях совершенства паросиловой части (r¡nw ~35 — 40°/0) получение рассчитанной выше экономии в расходе тепла полностью может оказаться невозможным, так как приведенные приемы несколько ограничивают воз можность применения регенерации в паровой части. Детального рассмотрения требуют также вопросы регулирования установки, хотя принципиально этот вопрос сомнений не вызывает [1].
ЦИТИРОВАННАЯ ЛИТЕРАТУРА
1. В а й с м а я, Варшавски й—Пути современного использования двигателей внутреннего сгорания как генераторов рабочего тела. Журнал технической физики, вып. 23—24, 1940 .
2. Р а м з и н—Прямоточный котел Рамзияа и перспективы применения пара высокого давления в СССР. Известия Академии Наук СССР Отдел, тех. наук № 1—2, 1944.
3. Ф у к с—Термодинамическая оценка степени совершенства теплосиловой установки Диссертация, Томск, 1941.
4. Фукс, Новиков — Тепловой расчет котла Велокс. Известия Томского ордена Трудового Красного Знамени политехнического ин-та, т. 59, вып, 2.
5. S todo 1 a.—Load Tests of a Combustion Turbine. Power, 19Ю.
6. P ese a r a— La combustion dans les chambres a volume variable. Chaleur et Industrie, 1939, Janvier.
