Лекции по газотурбинным установкам (Поршаков)

осевого компрессора (К), где сжимается до давления 0,6-0,8 МПа и после

сжатия в компрессоре воздух поступает в регенератор -–воздухоподогреватель

(Р), где за счет использования тепла отходящих из турбины газов его

температура повышается, обычно на 230-280

0

С. После регенератора воздух

поступает в камеру сгорания (КС), куда одновременно извне подается

топливный газ, в результате чего температура газов перед турбиной высокого

давления (ТВД) доводится до заданной величины. После расширения газов в

газовой турбине, продукты сгорания проходят регенератор, в котором они

частично охлаждаются, подогревая тем самым сжатый воздух после осевого

компрессора перед поступлением его в камеру сгорания, и далее через

выхлопную трубу выбрасываются в атмосферу.

Коэффициент полезного действия газотурбинной установки с регенерацией

тепла отходящих газов в настоящее время достигает величины порядка 30-33%.

Следует заметить, что наличие регенератора в схемах ГТУ, наряду со

значительной экономией топливного газа, сопровождается неизбежными

потерями мощности установки на преодоление гидравлических сопротивлений

рабочего тела в газовоздушных трактах воздухоподогревателя, усложняет и

удорожает установку, увеличивает расходы на ее обслуживание. Поэтому

вопрос о целесообразности использования регенеративных установок на

магистральных газопроводах решается на основе термодинамических и

основанных на них технико-экономических расчетах.

Сверху Рис. 1.1 в показаны процессы, характеризующие образование цикла

ГТУ в координатах Р-v и T-S. На этих графиках линия 1-2 характеризует

процесс сжатия воздуха в осевом компрессоре; линия 2-3 – процесс подвода

тепла в регенераторе и камере сгорания; линия 3-4 – процесс расширения

продуктов сгорания в газовой турбине; линия 4-1 – замыкание цикла,

поступление новой порции воздуха на сжатие его в осевом компрессоре. Здесь

же приведен цикл ГТУ и в координатах T-S. Линиями 1-2 и 3-4 соответственно

показаны обратимые процессы сжатия и расширения; линями 1-2

1

и 3-4

1

отмечены соответственно реальные процессы сжатия и расширения рабочего

тела в цикле ГТУ.

10

В настоящее время на магистральных газопроводах относительно широкое

распространение получили и получают газотурбинные установки авиационного

типа. В большинстве своем они выполнены по схеме Рис. 1.1 б, но в ряде

случаев они выполнены и по схеме Рис. 1.1 г., имеющей две ступени сжатия

воздуха без его промежуточного охлаждения между компрессорами и в

конструктивном отношении выполненные как трехвальные установки. Такие

схемы имеют два компрессора и три последовательно расположенные газовые

турбины: турбина высокого давления (ТВД), турбина среднего давления (ТСД)

и турбина низкого давления (ТНД) – силовая турбина, находящаяся на одном

валу с нагнетателем газа. Компрессор первой ступени сжатия приводится во

вращение от турбины среднего давления , компрессор второй ступени сжатия –

от турбины высокого давления. Конструктивно вал компрессора первой ступени

сжатия и турбины среднего давления располагается внутри вала,

соединяющего компрессор второй ступени сжатия и турбину высокого

давления. Компрессоры первой и второй ступени сжатия работают на

различных частотах вращения. Газотурбинные установки подобных схем

позволяют получить высокие соотношения давлений сжатия в цикле – на уровне

16-20, что в сочетании с относительно высокими температурами газов перед

ТВД в авиационных ГТУ (1000-1150

0

С) позволяет получать КПД установки на

уровне 34-35% и даже выше.

Желание получить в газотурбинных установках большую удельную

мощность и высокий КПД, привело к разработке и созданию установок с

несколькими ступенями сжатия воздуха в осевых компрессорах и его

промежуточным охлаждением в процессе сжатия между компрессорами,

несколькими ступенями подогрева рабочего тела между газовыми турбинами в

процессе его расширения и с регенерацией теплоты отходящих газов (Рис. 1.1

д). Комплексное использование теплотехнических мероприятий:

промежуточное охлаждение воздуха в процессе его сжатия, регенеративный

погрев воздуха после компрессоров и промежуточный подвод тепла в процессе

расширения, дают наибольший эффект как на пути повышения КПД установки

11

(который может достигать величины порядка 40-45%), так и удельной

мощности ГТУ.

Однако, трудность освоения и использования сложных схем ГТУ, низкие

показатели теплообменных аппаратов, отсутствие мобильности при

эксплуатации установок приводят к тому, такие установки целесообразны к

использованию только в системах большой энергетики.

На магистральных газопроводах в первую очередь целесообразно

использовать установки, созданные по схемам Рис. 1.1 б, Рис. 1.1 в и Рис. 1.1 г.

В последние годы, с целью повышения КПД установок за счет

рационального использования тепла отходящих газов ГТУ, делаются попытки

использовать на газопроводах установки так называемого парогазового цикла

(Рис.1.2)., с точки зрения термодинамики удачно сочетающие в себе

особенности цикла газовой турбины и цикла паровой турбины. Цикл такой

установки в координатах Т-S приведен на Рис. 1.3

По этой схеме продукты сгорания ГТУ после турбины низкого давления

поступают в котел-утилизатор для выработки пара высокого давления.

Полученный пар из котла-утилизатора поступает в паровую турбину, где

расширяясь вырабатывает полезную работу, идущую на выработку

электроэнергии на нужды компрессорной станции или привод нагнетателей.

Отработанный пар после паровой турбины проходит конденсатор,

конденсируется и полученная жидкость, насосом вновь подается в котел-

утилизатор, замыкая тем самым цикл силовой установки. КПД таких установок

может достигать величины порядка 45-48% и даже выше. Однако, установки

таких схем , прежде всего в силу своей дороговизны, необходимости наличия

питательной воды на компрессорной станции и ее специальной подготовки,

несомненно сдерживают развитие таких установок и в силу отмеченных причин

они вряд ли выйдут из стадии использования на газопроводах только отдельных

образцов.

Таким образом, в настоящее время на магистральных газопроводах в

основном используются три типа газотурбинных установок: стационарные,

авиационные и судовые [11].

12

К стационарным газотурбинным установкам, специально

сконструированных для использования на газопроводах, следует отнести

установки: ГТ-700-5, ГТК-5 , ГТ-750-6 ГТ-6-750, ГТН-6, ГТК-10-2-4, ГТН-25

мощностью от 4 МВт до 25 МВт;

К авиоприводным агрегатам следует отнести установки типа ГПА-Ц-6,3,

ГПА-Ц-16 и др., установки импортного производства таких как «Коберpа –182»,

производства фирмы «Ролл-Ройс» (Великобритания»), «Солар», «Центавр»

(США).

К судовым газотурбинным агрегатам следует отнести установки типа

ГПУ-10 и ДТ-90 (Украина).

В общей сложности на газопроводах на конец 2002 г. эксплуатировалось

свыше 3 тыс. ГТУ различных типов и схем с общей установленной мощностью

свыше 36 млн. кВт, что составляет около 85% общей установленной мощности

компрессорных станций ОАО «Газпром».

Характеристики приведенных типов ГТУ на конец 2002 г.

приведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1.

Типы газотурбинных установок, используемых на газопроводах.

Тип ГТУ КПД,

%

Единичная

мощность, кВт

Количество

ГПА, штук

Суммарная

мощность, кВт

Центавр

ГТ-700-5

ГТК-5

ГТ-750-6

ГТ-6-750

ГТН-6

ГПА-Ц-6,3

ГТК-10

ГТК-10И

ГПУ-10

ГТНР-10

ДЖ-59

Коберра-182

ГТНР-12,5

ГТК-16

ГТН-16

ГПА-Ц-16

25

26

27

24

29

26

28

32

31

28

25

29

28

2620/3900

4250

4400

6000/6500

6000

6300

10000

12000

11900/12900

12500

16000

20/10

36

19

99/5

140

83

440

791

150

269

1

19/14

1

3

60

536

91400

153000

83600

6265000

840000

498000

2772000

7910000

1500000

2690000

10000

12000

406700

12500

48000

960000

8576000

13

ГПУ-16/ГПА-16

ДГ-90

ГТН-25

ГПА-Ц-25

ГТК-25И

30

35

28

35

28

16000

25000

58/19

15

100

7

105

1232000

240000

2500000

175000

2625000

ИТОГО - - 3001 33961700

Анализ данных табл. 1.1 показывает, что ряд мощностей ГТУ,

используемых на магистральных газопроводах ОАО «Газпром» можно описать

рядом примерно следующей последовательности: 4, 6, 10, 16 и 25 мВт.

Паспортный КПД используемых агрегатов изменяется в диапазоне 24-35 %,

причем численное значение КПД агрегата естественно увеличивается с ростом

его мощности.

1.2 Термодинамические основы теории газотурбинных двигателей

Основными понятиями термодинамической теории превращения тепла в

работу является понятие внешней работы (работа, передаваемая внешней

системе) и внешнего теплообмена (тепло, полученное от внешних источников).

Рабочим телом в цикле ГТУ принято считать идеальный газ, подчиняющийся

уравнению Клапейрона (Рv = RT) в силу того, что газ в цикле установки

находится под относительно невысоким давлением. Отсюда непосредственно

следует, что основные функции рабочего тела ГТУ – энтальпия (h) и

теплоемкость при постоянном давлении с

р

являются функциями только

температуры, а коэффициент Джоуля-Томсона равен нулю, D

h

= 0.

Общепринятые методы термодинамических исследований и расчетов

газотурбинных установок построены на основе адиабатических эталонов.

Адиабатические процессы в качестве эталонных приняты на том основании, что

из всех термодинамических процессов они являются наиболее близкими к

реальным процессам, а расчетные соотношения при этом получаются наиболее

простыми [3].

14

В газотурбинной установке, как и во всяком другом тепловом двигателе,

происходит превращение тепла сгоревшего топлива в полезную механическую

работу. Для непрерывного получения работы, сжимаемое рабочее тело

совершает замкнутый круговой процесс-цикл между двумя источниками тепла –

нагревателем и холодильником.

Круговой процесс реальных тепловых двигателей, как это следует из

рассмотрения приведенных выше схем ГТУ, состоит из отдельных конечных

элементов: нагрева, расширения, отвода тепла и сжатия рабочего тела.

Принимая во внимание, что подвод и отвод тепла осуществляются изобарно

(при Р = idem), что в наибольшей степени соответствует принципу работы

современных газотурбинных двигателей получим, что работа в круговом

процессе-цикле равна:





 )(

cp

WWpdV

(1.1)

где W

i

- потенциальная (техническая) работа на участке расширения (р)

и сжатия (с):





2

1

ii

vdpGW

(1.1а)

G

i

- массовое количество рабочего тела, участвующего в рассматриваемом

процессе цикла.

В общем случае потенциальная работа является политропической, а точнее

внешнеадиабатической [ 2,3]. При введении в расчеты параметров

адиабатического теплоперепада, необратимость процесса учитывается

внутренним относительным КПД преобразующей машины.

для процесса расширения:

H

ep

=

p

c

R

k11

pm

p

1pmp21pmp

)1(vp

R

c

G)

1

1(TcG)TT(cGW

mp









(1.2)

для процесса сжатия:

H

ec

=

c

R

k11

pm

c

c1pm

c

12pmc

c

1

)1(vp

R

c

G

1

)1(TcG

1

)TT(cGW

1

mp















(1.3)

15

где 

к

– соотношение граничных давлений процесса; 

i

- соотношение

граничных абсолютных температур адиабатического процесса сжатия

(расширения):

mp

c

R

ki



, i = c, p

с

pm

, c

mp

- средние теплоемкости рабочего тела как идеального газа при

постоянном давлении, различающиеся характером усреднения, первая

усредняется по средней арифметической температуре, вторая – по средней

логарифмической [ 3 ]:









2

1

p

12

pm

dTc

TT

1

c

;





2

1

p

1

2

mp

T

dT

c

T

ln

1

c

(1.4)

R – газовая постоянная; 

i

– соответствующий относительный КПД

преобразующей машины.

Подвод тепла к рабочему телу в газотурбинных двигателях может

осуществляться либо через теплопередающую поверхность (регенераторы,

воздушные котлы), либо путем непосредственного сжигания топлива в

воздушной или газовоздушной среде.

В первом случае изменяется только температура рабочего тела и несколько

давление (за счет гидравлических сопротивлений), во втором – наличие

продуктов сгорания топлива изменяет и массовое количество и физические

свойства газовой смеси.

Важнейшим в теории тепловых двигателей является понятие коэффициента

полезного действия, под которым понимается отношение эффективной работы,

отдаваемой внешнему потребителю, к подведенному с топливом теплу:

1

2

1

cp

1

Q

1

Q

WW

Q

pdV









(1.5)

Это выражение можно представить и в виде [ 2 ]:













1

Q

1

(1.6)

где  - отношение работы, затрачиваемой на сжатие рабочего тела, к работе

расширения, т.е. соотношение работы осевого компрессора ГТУ и работы

16

газовой турбины;  = 1 -  - коэффициент полезной работы, характеризующий в

долях единицы, работу отдаваемую газовой турбиной нагнетателю;



1

Q

-

относительная характеристика подвода тепла, т.е. отношение подведенного

тепла в камере сгорания к работе газовой турбины:

p

c

W



;  = 1 -  ;

p

1

W

Q

1Q 



;

1Q

W

Q

1

p

2





(1.7)

Следует отметить, что коэффициент полезной работы  является и

термодинамической и в известной степени конструктивной характеристикой

газотурбинной установки. Малые численные значения этого коэффициента 

свидетельствуют о значительной доле энергии, затрачиваемой на процессы

сжатия рабочего тела в цикле ГТУ, т.е. на работу осевого компрессора. В этих

условиях установка особенно чувствительна к внутренним потерям и

переменному режиму работы и изменению температуры наружного воздуха, в

частности. Относительная характеристика подвода тепла



1

Q

- показывает

интенсивность теплообмена, связанного с подводом тепла в камере сгорания

ГТУ, сравнительно с работой расширения.

Рассмотрим теоретический цикл современной газотурбинной установки с

изобарическим подводом и отводом тепла и адиабатическим сжатием и

расширением рабочего тела в цикле (Рис. 1.4). И хотя показатели реального

процесса ГТУ значительно отличаются от показателей идеального процесса, тем

не менее рассмотрение и анализ теоретического цикла полезно, так как

позволяет наглядно определять какие параметры цикла в основном и

определяют его характеристики.

Коэффициент полезного действия обратимого цикла определяется как

отношение разности между работой газовой турбины и осевого компрессора, к

количеству подведенного тепла, (m = k-1/k):

2

1

m

k

23p

m

k1p

m

k3p

1

KT

t

T

1

)TT(c

)1(Tc)1(Tc

q

ww























(1.8)

Отсюда видно, что величина 

t

зависит только от соотношения давлений

сжатия 

к

и определяется (по виду) как и КПД цикла Карно, только не по

17

граничным температурам цикла, как в цикле Карно, а по температурам процесса

сжатия. Отсюда также видно, что КПД цикла ГТУ монотонно возрастает по

мере увеличения соотношения давления сжатия 

к

.

Однако, в действительном цикле КПД ГТУ возрастая, достигает

определенной величины, после чего начинает интенсивно снижаться из-за

необратимых потерь в процессе сжатия, расширения и т.п.

Рассмотрим коэффициент полезной работы ГТУ,  = 1 - 

(соотношение 1.7).











 1

1

T

)1(T

11

3

1

(1.9)

где  - соотношение граничных абсолютных температур цикла:

1

3

T



(1.10)

Из уравнения (1.10) следует, что при заданном значении характеристики 

повышение  (

k

) приводит к уменьшению коэффициента , т. е. уменьшению

полезной работы газотурбинного двигателя и при численном равенстве  = 

этот коэффициент становится равным нулю,  = 0.

Это подчеркивает то обстоятельство, что КПД ГТУ не является

единственным критерием эффективности работы агрегата. Важным показателем

является и удельная работа цикла, определяемая как разность удельных работ

расширения и сжатия [2]:

)(

1

Tc)1(Tc)

1

1(Tcwwh

1p1p3pKTe













(1.11)

Анализ соотношения (1.11) показывает, что эта функция, h

e

= h

e

() дважды

обращается в нуль: один раз при  = 1 и второй раз при  = . Следовательно,

она проходит через экстремум. Дифференцируя функцию по , получим:

0

d

dh

e





;



m

exex

c

(1.11а)

Таким образом, даже при рассмотрении теоретического цикла ГТУ

выявляются оптимальные связи между его определяющими параметрами.

18

Диаграмма теоретического цикла ГТУ в координатах T-S (Рис. 1.1)

показывает, что при определенных условиях температура рабочего тела,

покидающего турбину Т

4

может быть больше температуры сжатого в

компрессоре воздуха Т

2

. Это значит, что можно утилизировать часть

выбрасываемого тепла, отдав его воздуху перед тем как нему подводить тепло в

камере сгорания. Этот процесс принято называть регенерацией тепла

отходящих газов ГТУ.

При этом условие, определяющее возможность регенерации тепла

отходящих газов, подчиняется следующим соотношениям:

Т

4

> T

2

;

3

4

T

>

3

1

2

T



;



1

>





1

т.е.

  

р

=



(1.12)

где 

р

- предельная характеристика сжатия, при которой и выше которой

регенерация в теоретическом цикле невозможна.

Предельное количество тепла, которое можно передать воздуху при

регенерации соответствует его нагреву до температуры Т

4

, т.е. располагаемое к

регенерации тепло эквивалентно площади а-2-в-с (Рис. 1.5). В действительном

цикле возможным оказывается регенерировать лишь часть располагаемого

тепла, т.е. нагреть воздух лишь до некоторой промежуточной температуры Т



.

В связи с этим под степенью регенерации газотурбинного цикла 

понимается отношение действительного переданного воздуху тепла в

регенераторе (пл. а-2--d) к располагаемому или, как говорят, к теплу полной

регенерации:

 

24

2

24p

2p

TT

TTGc











(1.13)

Соответственно, КПД теоретического регенеративного цикла будет

определяться соотношением:

)(

1

11

)TT(c)TT(c

)1(Tc

1

1Tc

qq

ww

2

2p23p

1p3p

1

KT













































(1.14)

19

Лекции по газотурбинным установкам (Поршаков)

Подождите немного. Документ загружается.