Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Современное состояние исследований ГТД как источника рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия 13
1.1 Теоретическое исследование ГТД как источника рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия 15
1.2 Постановка задачи исследования 17
1.3 Выводы 30
Глава 2. Математическое моделирование ГТД как источника рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия 31
2.1 Характеристики ГТД 31
2.2 Определение температуры в теплообменниках 38
2.2.1 Теплообменник ТОв 38
2.2.2 Теплообменник ТОА 40
2.3 Параметры эффективности системы 42
2.4 Параметры пара и парогазовой смеси 44
2.4.1 Параметры парогазовой смеси 44
2.4.2 Параметры парогазовой смеси за турбиной 47
2.4.3 Температура парообразования воды . 48
2.4.4 Удельная теплота парообразования 48
2.4.5 Удельная теплоемкость пара 49
2.5 Выводы 50
Глава 3. Численное исследование пожарной системы с ГТД
3.1 Выбор исходных параметров и условия работы вариантов системы
3.3.1 Выбор исходных параметров
3.3.2 Условия работы системы в разных вариантах
3.2 Алгоритм расчета
3.3 Анализ полученных результатов
3.4 Выводы Заключение Список
- Теоретическое исследование ГТД как источника рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия
- Определение температуры в теплообменниках
- Параметры эффективности системы
- Выбор исходных параметров
Введение к работе
Актуальность темы
В городах ежедневно происходит большое количество пожаров различной сложности; периодически случаются крупные пожары, для тушения которых требуется длительное время. Пожары являются причиной большого материального ущерба и человеческих жертв, причем часто ущерб от процесса тушения может превышать ущерб от пожара из-за длительного тушения и заливания водой объектов вне очага пожара. Кроме того, в атмосферу выбрасывается большое количество вредных веществ — продуктов сгорания: СОч, СО, NOx, сажи и других веществ, оказывающих неблагоприятное воздействие на людей, здания и техничесие сооружения. Продукты сгорания крупных пожаров приводят к ухудшению экологической обстановки не только в районе пожара, но и во всем регионе.
Наиболее опасны пожары на нефтеперерабатывающих заводах, бензозаправочных станциях, нефтехранилищах, на предприятиях, производящих экологически опасную продукцию, поскольку сегодня практически отсутствуют соответствующие системы пожаротушения, обеспечивающие большую дальность действия. Такие пожары обладают высокой интенсивностью излучения и опасностью, не позволяющей приблизится к ним на расстояние, обеспечиваемое существующими средствами.
В последние годы из-за неблагоприятной погодной обстановки резко увеличилась вероятность пожаров в городских лесопарковых зонах и лесах. Это чревато не только увеличением вредных веществ в атмосфере и уменьшением концентрации кислорода в воздухе, но и значительным материальным ущербом.
Основными проблемами тушения пожаров сегодня являются:
ущерб от самого процесса тушения, связанный с использованием значительного количества воды, используемой при тушении и заливающей нижележащие этажи;
тушение пожаров в верхних этажах высоких зданий, когда существующая техника не может обеспечить подачу тушашей жидкости на необходимую высоту;
тушение пожаров с высокой интенсивностью теплового излучения, например горение нефти, топлив, т.п. потому что трудно приблизится к очагу пожара из-за ограниченной дальности действия пожарных систем;
- тушение лесных пожаров.
Решение выше отмеченных проблем может быть получено, если
удастся существенно снизить потребное количество жидкости для тушения
увеличить скорость и эффективность тушения
повысить дальность действия тушащих струй
использовать современную технику базирования и доставки средств тушения.
Поэтому была разработана новая технология получения пожаротушащих струй и создан ряд систем ее реализующих под общим названием газодинамические управляемые дисперсные пожарные системы. Эта технология лишена отмеченных выше недостатков и основывается на формировании высокоскоростных газокапельньгх струй, содержащих мелкодисперсные капли жидкости, а в качестве рабочего газа — воздух.
Газодинамическая управляемая дисперсная пожарная система состоит из источников жидкости и сжатого воздуха с давлением порядка 10-15 атм, камеры смешения (КСМ), где происходит дробление жидкости на капли заданного размера и получение двухфазной газокапельной смеси, и сопла, где полученный двухфазный газокапельный поток разгоняется до высокой скорости. При этом на выходе из сопла образуется высокоскоростная газокапельная струя, обладающая необходимыми свойствами: она содержит мелкие капли, которые быстро испаряются, а струя обладает большой мощностью благодаря большой скорости и значительному расходу жидкости, и большой дальностью. Для получения рабочих тел высокого давления порядка 10-15 атм с большими расходами системе пожаротушения необходима мощная энергетика, которая эффективно может быть обеспечена только с помощью газотурбинного двигателя (ГТД). Поэтому система пожаротушения большой мощности и дальности действия (СПБМД) создается на базе ГТД. Система пожаротушения большой мощности и дальности действия на базе ГТД имеет разные схемы реализации, но в данной диссертации выбрана схемы ГТД как источник рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия с отбором рабочего газа за первой ступенью турбины.
Цель и задачи работы.
Теоретическое исследование системы пожаротушения большой мощности и дальности действия на базе ГТД с отбором рабочего газа за первой ступенью турбины и
дополнительными системами теплообмена и впрыска жидкости в различные элементы двигателя, анализ вариантов ее работы, влияния параметров и характеристик двигателя и системы теплообмена и впрыска на эффективность СПБМД при использовании уже существующих двигателей.
Главными задачами работы являлись:
анализ современного состояния вопроса исследований ГТД как источника рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия;
разработка математической модели;
определение вариантов и режимов работ системы;
анализ результатов проведенных численных расчетов;
разработка рекомендаций для проектирования системы пожаротушения с ГТД как источником рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия.
Научная новизна работы.
Данная работа посвящена решению специфической задачи: исследованшо работы ГТД в системе пожаротушения большой мощности и дальности действия. Эта работа исследуется впервые, а также новизна работы в следующем:
определение схемы ГТД как источника рабочего тела для СПБМД с отбором рабочего газа за турбиной первой ступени и впрыске теплоносителя (воды) за турбиной или в камеру сгорания.
определение режимов и вариантов использования ГТД и системы теплообмена СПБМД.
сравнение эффективности системы при впрыскивании пара за турбиной и в камеру сгорания.
Достоверность результатов работы.
' Достоверность подтверждается соответствием полученных результатов теории ВРД и ТРД с регенерацией тепла.
Практическая ценность результатов работы.
Разработанная математическая модель, алгоритм, программа и результаты исследования могут быть использованы для расчета и проектирования систем пожаротушения большой мощности и дальности действия на базе ГТД исследованной в работе схемы.
Результаты исследования могут также использоваться для сравнения эффективности с другими схемами СПБМД на базе ГТД и выбора ГТД для проектирования СПБМД на базе ГТД.
Основные положения, выносимые на защиту.
Исследования ГТД как источника рабочего тела и мощности для' системы пожаротушения большой мощности и дальности действия.
Варианты и режим работы системы пожаротушения большой мощности и дальности действия на базе ГТД и системы теплообмена и впрыска
Сравнительные результаты эффективности системы и рекомендации по вариантам и режимам работы, параметрам ГТД и системе теплообмена и впрыска.
Апробация работы.
Основные результаты диссертационной работы докладывались, обсуждались на 3 конференциях
Зуев Ю.В., Лепешинский И.А., Баранов П.А., Кирдсук С. Системы пожаротушения большой мощности и дальности действия на основе ГТД. Тезисы докладов 4-й межд. Научно - технической конференции. Современные научно-технические проблемы транспорта. Россия, Ульяновск, 2007г.
Лепешинский И.А., Зуев Ю.В., Баранов П.А., Кирдсук С, Истомин Е.А. Авиационные ГТД в системах пожаротушения большой мощности и дальности действия. Тезисы докладов XIII Всероссийской межвузовской научно-технической конференции «Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели» Москва, МГТУ, 2008г.
Зуев Ю.В., Лепешинский И.А., Баранов П.А., Кирдсук С. Двухфазные газодинамические струи большой дальности для систем пожаротушения. Тезисы
докладов XXI международного семинара по струйным, отрывным и нестационарным течениям. Новосибирск, 2008г.
Публикации.
По основным результатам выполненных в диссертации исследований опубликовано 4-е статьи:
Лепешинский И.А, Зуев Ю.В., Кирдсук С, Истомин Е.А. Газотурбинный двигатель как источник рабочего тела в системе пожаротушения большой мощности и дальности действия // Вестник МАИ. 2008. ТІ5. №4. -С. 44-49.
Зуев Ю.В., Лепешинский И.А., Баранов П.А., Кирдсук С. Системы пожаротушения большой мощности и дальности действия на основе ГТД // Тезисы докладов 4-й межд. научно — технической конференции «Современные научно-технические проблемы транспорта», Ульяновск. 2007. —С. 150
Зуев Ю.В., Лепешинский И.А., Баранов П.А., Кирдсук С. Двухфазные газодинамические струи большой дальности для систем пожаротушения // Тезисы докладов XXI международного семинара по струйным, отрывным и нестационарным течениям, Новосибирск. 2008. - С.126-128
Лепешинский И.А., Зуев Ю.В., Баранов П.А., Кирдсук С, Истомин Е.А. Авиационные ГТД в системах пожаротушения большой мощности и дальности действия // Сборник тезисов докладов XIII Всероссийской межвузовской научно-технической конференции «Газотурбинные и комбинированные установки и двигатели», Москва. — М.:Печатный салон «СПРИНТ», 2008. -С. 36-37.
Структура и объем диссертационный работы.
Диссертационная работа изложена на 118 машинописных страницах и состоит из введения, 3 глав, заключения и списка использованных источников. Иллюстративный материал представлен в виде 89 рисунков и 4 таблиц. Список использованнььх источников включает 21 наименование на 2 страницах.
Первая глава обзорного характера, рассмотрено решение проблем пожаротушения на основе новой технологии получения пожаротушащих струй под общим названием газодинамические управляемые дисперсные пожарные системы[10]. Эта технология основывается на формировании высокоскоростных газокапельных струй, содержащих
мелкодисперсные капли жидкости, а в качестве рабочего газа — воздух. Структурная схема системы основанной на новой технологии и представленная в работе реализует новую технологию получения газокапельных струй[11] и систему пожаротушения большой мощности дальности действия[14]. На основе этой схемы рассматривается оригинальная схема использования ГТД как источника рабочего тела и мощности, включающая целый ряд вариантов работы и режимов для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия.
Вторая глава посвящена описанию матеиатической модели. Расматривается теория и расчет газотурбинных двигателей и определение характеристики системы с ГТД и учетом работы различных вариантов и режимов работы системы теплообмена и впрыска жидкости. Формулируются параметры определяющие эффективность системы, варианты и режимы возможного использования системы, и алгоритм расчета.
Третья глава посвящена проведению численных параметрических расчетов системы с ГТД как источником рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия. В главе проведен выбор исходных параметров и условия работы вариантов системы, параметрические расчеты, сравнение и анализ полученных результатов. Исследовано влияние степени повышения давления в компрессоре, температуры газа перед турбиной, расхода жидкости и давления в КСМ на эффективность системы. По результатам исследования сформулированы рекомендации выбору оптимальных параметров ГТД, вариантов работы системы, и режимов и параметров системы теплообмена и впрыска жидкости для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия.
Теоретическое исследование ГТД как источника рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия
На основе данной принципиальной схемы системы пожаротушения возможны различные конкретные схемы ее реализации. Для обеспечения необходимых характеристик пожаротушащей струи установка должна обеспечивать подачу воздуха и подачу воды с необходимыми параметрами.
Имеются разные конкретные схемы для реализации пожарной системы, например, система с дополнительным компрессором, приводимым свободной турбиной, система с отбором воздуха от основного компрессора, включающие насос для жидкости. ГТД во всех случаях используется как источник воздуха и воды, т.е. получения рабочего тела, и как источник мощности для привода компрессора и насоса. На рис.1.3 показана схема системы, реализующей новую технологию получения газокапельных струй, принципиально отличающая от выше упомянутых схем, реализующих системы пожаротушения большой мощности [14].
Жидкостное рабочее тело (вода) обеспечивается насосом, приводимым от турбины ГТД. Необходимое газовое рабочее тело может быть получено отбором воздуха от компрессора ГТД, или постановкой отдельного компрессора, приводимого от его турбины. Возможен таюке отбор газа за первой ступенью турбины. Каждый из этих способов имеет свои недостатки и преимущества. В частности, в последнем случае, когда отбирается горячий газ с высоким давлением и температурой порядка 900-1200К, а в КСМ нужно только высокое давление, но не высокая температура, целесообразно использование систем и устройств, обеспечивающих регенерацию тепла и возможную компенсацию отбора рабочего тела. С другой стороны, такая схема позволяет избежать существенной переделки ГТД, поскольку для создания реальных систем пожаротушения будут использоваться только уже существующие двигатели. В настоящей работе было предложено исследовать одну из возможных схем реализации СПБМД, основанной на использовании ГТД с отбором рабочего газа за первой ступенью турбины.
Специфика использования ГТД в системе пожаротушения заключается в наличии необходимого количества воды, которая может быть использована как в качестве теплоносителя обеспечивающего регенерацию тепла, например, при использовании теплообменника, так и в виде пара в качестве рабочего тела на турбине.
Рассмотрим имеющиеся в литературе работы по использованию ГТД в качестве источника рабочего тела и мощности. Следует отметить, что ГТД широко используются в качестве источника мощности для привода различных агрегатов: насосов, электрогенераторов и т.п. и достаточно хорошо исследованы [5]. При этом с целью повышения экономичности и эффективности подобных установок используются различные способы регенерации тепла и использования рабочего тела. В [4] рассматривается использование теплообменников, устанавливаемых за турбиной, показано, что в определенных пределах газодинамических параметров таким способом удается повысить экономичность системы с ГТД. Возможно также непосредственное использование тепла отходящих газов для полезного использования в народнохозяйственных целях, например, для отопления. К данной работе последний способ не имеет непосредственного отношения. Другим способом повышения эффективности является впрыск воды в компрессор для снижения работы, затрачиваемой на его привод, и частичное использование полученного пара на турбине [1]. Такой способ не является достаточно эффективным поскольку не всегда удается обеспечить распыление воды на достаточно мелкие капли, а вследствие роста давления в компрессоре обеспечить их испарение. Хотя в принципе (теоретически) возможно использование такого способа. Другой разновидностью такого способа является впрыск в камеру сгорания воды, предварительно нагретой в теплообменнике. Такой способ также позволяет повысить эффективность ГТД [2]. Работы связанные с впрыском жидкости за какой либо ступенью турбины обнаружить не удалось, хотя применительно к исследуемой системе такой способ может быть достаточно эффективным.
ГТД как источник рабочего тела и мощности для системы пожаротушения большой мощности и дальности действия является новым исследованием, позволяющим существенно повысить эффективность систем пожаротушения и создавать новые для решения задач, которые либо плохо, либо совсем не решаются.
На основе данной принципиальной схемы системы пожаротушения возможны различные конкретные схемы ее реализации. Для обеспечения необходимых характеристик пожаротушащей струи установка должна обеспечивать подачу воздуха в диапазоне 7-12 атм, и подачу воды с давлением порядка 10-15 атм.
В данной работе предполагается рассмотреть схему реализации установки пожаротушения показанную наресунке 1.4.
Определение температуры в теплообменниках
После первой ступени турбины, некоторое количество газа отбирается в камеру смешения, и остальной газ вытекает через выходное устройство или сопло. Но для двигателя системы пожаротушения тяга ненужна, поэтому в сопле имеются только потеря полного давления.
Количество отбираемого газа за первой ступенью турбины зависит от концентрации жидкости в камере смешения (Пі), которая представляет собой отношение расхода воды в КСМ (Сжі) к расходу рабочего газа в КСМ (Спгслб). Концентрации жидкости в камере смешения и расход жидкости в камере смешения дают величину расхода отбираемого газа. Коэффициент отбора газа mi получается как отношение расхода отбираемого газа к расходу воздуха на входе компрессора, причем предлагается проводить расчеты для 1 кг/с отбираемого газа.
Если вода впрыскивается в камеру сгорания, продукты сгорания смешиваются с дополнительными парами воды, то отбираемый газ в этом случае называется парогазом. коэффициент отбора парогаза т = Г23 2.19 Gm Коэффициент отбора парогаза можно определить из баланса мощности.
Соотношение между коэффициентом отбора газа и коэффициентом отбора парогаза заключается в том, что парогаз содержит дополнительное количество воды которое впрыскивается в камеру сгорания. При отсутствии впрыска воды или врыске воды за турбины, эти 2 коэффициента будут равны. Формула связывающая эти 2 коэффициента имеет следующий вид:
Отбираемый газ и газ на выходе из свободной турбины имеют высокую температуру, которая содержит большую энергию, поэтому включаются теплообменники, энергия возвращается обратно в двигатель. Необходимо знать температуру охлажденной воды.
Отбираемый газ имеет высокую температуру но в камере смешения не нужна высокая температура, поэтому подключается теплообменник для возврата тепла в двигатель.
Целью данного расчета является определение температуры среды на выходе из теплообменника и получения максимального охлаждения газа.
Противоточный теплообменник
Температура газа за третьей ступенью турбины не столь высокая как температура газа за первой ступенью турбины. С другой стороны температура пара на входе в теплообменике ТОд при включении теплообменника ТОА как второго теплообменника достаточно высока. С учетом заданного перепада температур на входе (жидкость или пар) и выходе (горячий газ) из теплообменника (TPS = Т П21 +100или jg =Тж21 +100), условия ( 1с22 -Т тв -100 или Т П22 ТРВ-Ю0), и сделанных выше замечаний использование противоточного теплообменника как второго теплообменника не рассматривалось.
При использовании теплообменика ТОд в качестве первого теплообменника температура жидкости на входе теплообменика ТОБ получается выше, поэтому по условиям работы теплообменника ТОБ температура газа на выходе теплообменника ТОБ получается выше, чем при использовании 1 противоточного теплообменника ТОБ. Поэтому включение противоточного теплообменника ТОд для системы теплообмена в этом варианте не рассматривается.
Это новое исследование новой системы, необходимо знать эффективность системы, поэтому создаются математические модели для определения полезности системы. Параметр оценки Это отношение расхода топлива к расходу отбираемого газа. л = - - 2.48 Готб Суммарная мощность для получения газового и жидкостного рабочего тела Введем величину N, которая показывает, какую мощность необходимо затратить для формирования двухфазного потока: T1N = Nsa3a+NHA+NHB 2.49 Тепловая энергия отбираемого газа (за теплообменником)
Это потребляемая тепловая энергия отбираемого газа, несмотря на то, что некоторое количество энергии возвращается в двигатель через воду в теплообменнике, но температура газа еще высокая. Nema = Grom6CPCM [ТГ10 Я ) = 0ГотбА6 2 50 где: А6 = С км (г;10 - Т н) 2.51 Подставим в формулу 2.49 выражение 2.24, 2.27 и 2.50 ZN = Grom6A6 +GBimiA2 +ЄЖІА3 2.52 отношение тепловой энергии потребляемой на формирование струи к расходу отбираемого газа (используемого в камере смешения)
Параметры эффективности системы
Поскольку камера смешения с соплом была разработана и ее оптимальные параметры известны [17], поэтому эти параметры используются в расчетах, и они не меняются в процессе расчета. Для обеспечения необходимых характеристик пожаротушащей струи установка должна обеспечивать подачу воздуха в диапазоне 7-12 атм, поэтому рассматривается давление в камере смешения по величине 7 атм и 10 атм (Рксм = 7-105 и 10-Ю5 Па), кроме того концентрация жидкости в КСМ задана как Пі= 40. С целью обобщения результатов расход газа отбираемого за первой ступенью турбины принят равным 0, = 1 кг/с.
В расчете используются постоянные значения КПД насосов тнл = 0,75, ГНБ = 0,75, скорость жидкости или пара на входе в камеру смешения (насос А) и в камеру сгорания или за турбиной (насос Б) задаются как \Уж_кш = 5 м/с, WnKcr = 5 м/с и W»_KCr = 5 м/с а
Коэффициенты ПОТерЬ СКОрОСТИ фксм = 0,90 и фксг = 0,90.
Коэффициенты потерь полного давления по на тракту системы теплообмена задаются как Стіб-і9 = 0,99, аі8-2і - 0,99, 022-20 - 0,99, а при включенном теплообменнике, при ТОд включен о7-8 = 0,92 и 021-22 = 0,92, если отключен С7-8 = 1, 021-22 = 1 и также при ТОБ включен 023-ю = 0,92 и СТ19-18 0,92, если отключен 023-ю 1» "і9-і8=1- Далее коэффициенты потерь полного давления на входе компрессора авх = 0,97, в камере сгорания ow— 0,95, на сопле двигателя 08-9 = 0,98, в камере смешения аксм= 0,90, на тракте отбираемогогаза из двигателя в камеру смешения аКСм-іо=0,99 и на тракте из насоса А (НА) в камеру смешения аі7-ізА= 0,99.
Для постоянных величин теплофизических характеристик рабочих тел и параметров атмосферы используются следующие значения: Рн — 105Па, TIf = 288К, kB = 1,4, RB= 287 Дж/(кг-К), СРВ= 1005 Дж/(кг-К), СРЖ= 4200 Дж/кг-К, Rn= 461,5 Дж/кг-К, Ни = 42900-103 Дж/кг-К, L0 = 14,8, кс = 0,98, рж= 1000кг/м3
На системе теплообмена необходимо задаться температурой жидкости из насоса Б или на входе теплообменика 7 I9= 300К, а для нескольких вариантов необходимо задать температуру жидкости или пара на выходе из системы теплообмена в двигатель, поэтому задаются переменные величины Т а= 400...600К и расход жидкости используемой в системе теплообмена и впрыска Gx\ = (0...0,5) кг/с
Из характеристик двигателя, задаются КПД компрессора и турбин 7 =0,84, 7 -0,91, 7] w = 0,91, т] тв = 0,91. Для охладжения первой ступени турбины необходимо резервировать воздух из компрессора по коэффициенту отбора воздуха на охлаждение турбины 5от ;= 0,02. На выходе из двигателя задается приведенная скорость газа А$ = 0,1.
Для анализа влияния параметров газотурбинного двигателя, задаются переменные величины характеристик двигателя в диапазоне я- =9...15 иГ 1200...1500К.
Согласно главе 1, в этом исследовании исследуется много вариантов работы, и у каждого варианта есть свои условия, приведенные в таблице 3.1. Рассмотрим работу одного из вариантов, например, варианта 2. Система включает 1 прямоточный теплообменик, в котором нагревается жидкость или испаряется и перегревается пар при условии, что температура отбора газа на выходе из теплообменника Гг 10 выше температуры жидкости или пара на выходе из теплообменника 7j 8 не менее чем на 100К. Вычисление проводится в несколько циклов, переменный параметр расход жидкости (GKi = (0...0,5) кг/с) при постоянных величинах, степени повышения давления в компрессоре(я ), температуре газа за камерой сгорания (Гг ) и давлении в камере сгорания (Рксм), далее цикл2, переменный параметр, л к=9..А5 при постоянных величинах: расходе жидкости (Gx\), температуре газа за камерой сгорания (Гг ) и давлении в камере сгорания (Рксм), и повторяется цикл 2 при изменении величины температуры газа за камерой сгорания (Гг ). После получения всех результатов при изменении температуры газа за камерой сгорания (3 ), расчет повторяется снова при изменении давления в камере смешения (У кем)
В соответствии с разработанными математическими моделями, задача решается методом последовательных приближений с учетом выбранных допущенний проводится решение задачи в цикле методом последовательных приближений. Используется программа записанная на языке Фортран.
Ниже рассматриваются подробные уравнения в цикле по приближению, используемые в программе Фортран.
При включении теплообменников и впрыске жидкости или пара в камеру сгорания используется зависимость температуры парообразования от давления (по п. 50), причем эта величина определяется давлением в камере сгорания. Если температура воды меньшее температуры парообразования (жидкость), то pi = 1, Р2 = 0, Рз = 1 но если температура воды вышее температуры парообразования (пар), то Pi = 0, Р2 = 1, рз — 0. Для варианта который не задает температуры жидкости или пара на входе в камеру сгорания, при первым приближением задано
Выбор исходных параметров
Влияние протнвоточного теплообменника Ранее рассматривались варианты включения прямоточных теплообменников на рисунках 3.1 — 3.44, далее рассматриваются варианты включения протнвоточного теплообменника.
На рисунках 3.45 - 3.49 (вариант 9 и 10) приведены зависимости параметров эффективности системы от расхода жидкости (G«i) при постоянной степени повышения давления в компрессоре я к=\2, постоянной температуре газа за камерой сгарания (ГГ =1300К), включении протнвоточного теплообменника ТОБ.„РОТ и впрыске пара в камеру сгорания (в КСГ) или впрыске пара за турбиной первой ступени (за ТА). Сплошная линия соответствует давлению в камере смешения 7 атм и штриховая линия соответствует давлению в камере смешения 10 атм.
Рассматриваются параметры эффективности системы. Расход топлива (Gj) уменьшается до расхода жидкости равного 0,3 кг/с при впрыске в камеру сгорания, а также уменьшается при впрыске пара за турбиной первой ступени, но до расхода жидкости равного 0,2 кг/с, далее увеличивается. Таким образом, получается оптимальная величина расхода топлива 0,029 при впрыске пара за турбиной первой ступени и давлении в камере смешения 7 атм. Коэффициент отбора газа (mi) увеличивается при впрыске в камеру сгорания, но оптимальная величина 0,67 получается при впрыске пара за турбиной первой ступени. При одинаковом расходе жидкости, коэффициент отбора газа при впрыске пара за турбиной первой ступени выше, чем при впрыске в камеру сгорания, меньше габариты компрессора двигателя. Отношение тепловой энергии потребляемой на формирование струи к расходу отбираемого газа (її) постоянно при впрыске пара за турбиной первой ступени, но увеличивается при впрыске в камеру сгорания, потому что удельная теплоемкость парогазовой смеси увеличивается при росте расхода жидкости, и она влияет на изменение тепловой энергии потребляемой на формирование струи, хотя другие параметры постоянны или примерно постоянны, например мощность насосов. Вследствие этого, врыск пара за турбиной первой ступени уменьшает тепловую энергию потребную на формирование струи. Коэффициент возврата тепла (авоз) и степень регенерации тепла ((Трег) увеличиваются до 90% и 0,63 при давлении в камере смешения 7атм и впрыске в камеру сгорания, но получается оптимальная величина 74% и 0,6 при давлении в камере смешения 7 атм и впрыске пара за турбиной первой ступени. При одинаковом расходе жидкости, впрыск пара за турбиной первой ступени обеспечивает больший возврат тепла.
На ресунках 3.50 — 3.54,показаны зависимости параметров эффективности системы от степени повышения давления в компрессоре (л к) при постоянных величинах: расходе жидкости (Ожі=0,2кг/с), температуре газа за камерой сгарания (ГГ =1300К), давлении в камере смешения (Рксм=7атм), включении противоточного теплообменника Б (ТОБпрот) и впрыске пара в камеру сгорания (в КСГ) или впрыске пара за турбиной первой ступени (за ТА). Сплошная линия соответствует давлению в камере смешения 7 атм и штриховая линия соответствует давлению в камере смешения 10 атм.
Расход топлива (Gj) уменьшается при росте степени повышения давления в компрессоре и впрыске пара за турбиной первой ступени, причем расход топлива меньше, чем при впрыске пара в камеру сгорания, а также при росте температуры газа за камерой сгорания, Коэффициент отбора газа (mi) увеличивается при росте степени повышения давления в компрессоре и температуры газа за камерой сгорания. При впрыске пара за турбиной первой ступени габариты компрессора (двигателя) получаются меньше. Отношение тепловой энергии потребляемой на формирование струи к расходу отбираемого газа (10 постоянно при впрыске пара за турбиной первой ступени, но немного увеличивается при впрыске в камеру сгорания и постоянном значении степени повышения давления в компрессоре, впрыск пара за турбиной первой ступени обеспечивает меньшее значение тепловой энергии на формирование струи. Коэффициент возврата тепла (ов03) и степень регенерации тепла (арег) увеличиваются, и впрыск пара за турбиной первой ступени возвращает больше тепла, но при высокой степени повышения давления в комперссоре, л к—15, впрыск пара в камеру сгорания возвращает немного больше тепла или одинаково.
В результате работы противоточного теплообменника, как и прямоточного теплообменника, впрыск пара за турбиной первой ступени более эффективен, чем впрыск в камеру сгорания. Сравнение 2 типов теплообменников показывает, что использование противоточного теплообменника экономит больше топлива, причем с меньшими габаритами компрессора (двигателя), обеспечивает меньшую тепловую энергию на формирование струи и возвращает больше тепла, поэтому противоточный теплообменник более эффективен, чем прямоточный теплообменник.
Влияние степень повышения давления в компрессоре (щ) Рассматриваются оценки эффективности системы пожаротушения при включении проти воточного теплообменника ТОвпрот И впрыске воды за турбиной первой ступени (ТА) на рисунках 3.50 — 3.56. Сплошные линии на графиках соответствуют давлению в камере смешения 7 атм, штриховые линия соответствуют давлению в камере смешения 10 атм. Обозначения соответствуют разным температурам газа за камерой сгорания (Гг ) (0 -1200К, п-ІЗООКиД- 1500К).
При увеличении степени повышения давления в компрессоре (щ), система улучшается, потому что расход топлива (GT) уменьшается, коэффициент отбора газа (т{) увеличивается при температуре газа равной 1500К, несильно увеличивается при температуре газа равной 1300К, и несильно увеличивается и уменьшается при температуре газа равной 1200К. С другой стороны система ухудшается, потому что отношение тепловой энергии потребляемой на формирование струи к работе компрессора (Із), и отношение тепловой энергии потребляемой на формирование струи к работе создаваемой турбинами (Із) уменьшаются и это значит, что потребная работа компрессора и турбины (а следовательно и габариты) увеличиваются. Степень повышения давления в компрессоре не влияет на отношении тепловой энергии потребляемой на формирование струи к расходу отбираемого газа (її), а коэффициент возврата тепла (сгВ03) и степени регенерации тепла (Срег) изменяются незначительно.
Характеристики системы по экономичности улучшаются при увеличении степени повышения давления в компрессоре (л к), но выбор величины степени повышения давления компрессоре (щ) зависит от давления в КСМ.
