Регенерация теплоты отработавших газов ГТУ в схемах с промежуточным охлаждением воздуха Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.438

РЕГЕНЕРАЦИЯ ТЕПЛОТЫ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ГТУ В СХЕМАХ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ ВОЗДУХА

А.Б. ШИГАПОВ*, А.А. ШИГАПОВ**

*Казанский государственный энергетический университет **Казанская ТЭЦ-3

Для повышения эффективности регенерации отработавших в турбине газов предлагается использовать промежуточное охлаждение воздуха при сжатии. Рассчитаны основные параметры ГТУ при вариации определяющих факторов рабочего процесса в разумных пределах. Численный анализ выполнен применительно к газообразному топливу - природному газу.

Ключевые слова: каскады компрессора, газовая турбина, отвод теплоты, увеличение мощности, снижение удельного расхода топлива.

Анализ схемы регенерации отработавших в турбине газов для подогрева воздуха после компрессора показывает снижение эффективности системы при повышенных значениях степени сжатия пк [1]. В то же время повышение пк является общей тенденцией развития газотурбинной техники. Это вызвано тем, что оптимальные параметры ГТУ (максимальный КПД и минимальный удельный расход топлива) достигаются при одновременном увеличении давления и температуры в камере сгорания, следовательно пк и температуры газов на входе в турбину Т3 [1]. Можно условно назвать их, по аналогии с паротурбинными установками, сопряженными параметрами ГТУ. Увеличение степени сжатия в компрессоре приводит к росту температуры воздуха на выходе из компрессора Т2, а также к увеличению перепада давления газов в турбине пт. Если учесть, что это сопровождается снижением температуры отработавших газов Т4 , то использование регенерации теплоты в ГТУ по классической схеме не имеет

перспективы ввиду малой (в некоторых случаях, отрицательной) разности Т4 - Т2 . В то же время потенциальные преимущества использования регенерации заставляют искать альтернативные пути решения проблемы. Одной из таких возможностей является совместное использование регенерации в сочетании с промежуточным охлаждением воздуха при сжатии.

Промежуточное охлаждение воздуха при сжатии, наряду со ступенчатым подводом теплоты, позволяет снизить работу сжатия в компрессоре (следовательно, повышать полезную работу Nр), организовать приемлемый

температурный режим деталей газовой турбины. Объективная количественная оценка эффективности рабочих процессов тепловой схемы ГТУ представляет научный и практический интерес. Снижение работы на привод компрессора при промежуточном охлаждении сопровождается снижением температуры воздуха на входе в камеру сгорания Т2 . При постоянстве допустимых значений температуры газов Т3 =сопз1, при постоянном расходе воздуха Св, промежуточное охлаждение приводит к росту расхода топлива, следовательно к снижению коэффициента избытка воздуха а. Задача количественного исследования и получения объективных критериев оценки эффективности процессов промежуточного охлаждения и регенерации теплоты становится довольно сложной. Для © А. Б. Шигапов, А.А. Шигапов

Проблемы энергетики, 2010, № 7-8

количественного анализа эффективности процессов требуется выполнение многопараметрических многофакторных исследований. Это может быть достигнуто или при ограничении области исследований, или предварительном изучении и обобщении взаимовлияния некоторых факторов друг на друга.

Для численных исследований была выбрана схема ГТУ с двухкаскадным компрессором и промежуточным охлаждением воздуха между каскадами (рис. 1).

Рис. 1. Расчетная схема ГТУ с регенерацией теплоты и промежуточным охлаждением

В авиационном двигателестроении рассматривалась подобная схема [2] при почти равномерном распределении сжатия воздуха между каскадами. Для полетного варианта возможности широкой вариации степени сжатия между каскадами компрессора при обеспечении требуемого охлаждения воздуха ограничены. В стационарном исполнении ГТУ возможности выбора параметров промежуточного охлаждения шире. Несложно также утилизировать на ТЭС теплоту, отбираемую в промежуточном регенеративном теплообменнике.

Для расчетных исследований была выбрана ГТУ средних параметров, Св =150 кг/с. Рассматривался двухкаскадный компрессор, общая степень сжатия воздуха в двух каскадах компрессора пк варьировалась от 10 до 25 при

одновременном изменении степеней сжатия воздуха в каскадах и .

Методика теплового расчета ГТУ, в основном, соответствует представленной в работах [1] и [3], разумеется, учтены особенности принципиальной схемы.

Последовательность выполнения расчетов состояла из двух этапов. На первом этапе вычисления проводились без учета, на втором - с учетом промежуточного охлаждения. Каждый этап вычислений содержал численное решение аппроксимационных уравнений термодинамических свойств продуктов сгорания Т3(а, Т2); Ср(т,а); к(Т,а) конкретного вида топлива, заимствованных

из работы [1]. На каждом этапе для заданного значения степени сжатия воздуха в компрессоре пк и температуры газов на входе в турбину Т3 определялся коэффициент избытка воздуха а, затем значения теплоемкости газов Срг и

показателя изоэнтропических процессов расширения в турбине к. В результате

расчетов определялись: потребная мощность на привод компрессора NK,

мощность газовой турбины N.J., мощность брутто (полезная мощность) ГТУ

Np = N.j — NK, удельный расход топлива Ьуд = GTjNр (в кг/с топлива на 1 кВт

произведенной (полезной) мощности). В варианте с промежуточным охлаждением аналогичные расчеты выполнялись при изменении степени сжатия между

каскадами компрессора, причем изменялся в интервале от 2 до пк -2.

При расчётном исследовании было установлено, что массовый расход воздуха Gв не оказывает влияния на основные параметры рабочего процесса (на коэффициент избытка воздуха, удельный расход топлива и др.), поэтому было выбрано значение постоянным, Gв = 150 кг/с.

Начальные параметры воздуха на входе в компрессор первого каскада приняты стандартными, соответствующими ISO 2314 (ГОСТ 20440): р0=0,101325 МПа; 70 =288,15 К. Расход воздуха на охлаждение деталей не учитывался. Потери давления во входном и выходном устройствах (овх = овых) приняты равными 2%; в камере сгорания (окс) = 2,5 %;коэффициент выделения теплоты |кс = 0,98.

Охлаждение воздуха между каскадами компрессора происходило в поверхностном теплообменнике технической водой. Потери в аэродинамическом тракте теплообменника в первоначальном варианте были приняты равными 1,5 %. Однако допущение постоянства перепада воздуха в промежуточном охладителе в некоторых случаях приводит к ошибкам параметров ГТУ, поэтому была принята схема расчета, которая рассматривается ниже. Принято также, что в теплообменнике охлаждение воздуха происходит до начальной температуры 70 = 288,15 К. Принято допущение, что изоэнтропический КПД компрессора и турбины в процессе расчета остаются постоянными и равными лиз.к = 0,87 и пиз.т = 0,9. Следующим допущением является постоянство значений изоэнтропического КПД ступеней компрессора. Представленный в работе [4] алгоритм определения

коэффициентов полезного действия каскадов компрессора при вариации ,

Як2), в некоторых случаях приводит к ошибочным результатам. Поэтому был использован алгоритм, обеспечивающий получение правильных значений параметров каскадов компрессора во всех ситуациях.

Было принято равномерное распределение степеней сжатия в ступенях, пст = 1,2. Общее количество ступеней и каскадов компрессора, разумеется в принятом допущении, равно

гст = ln пк/ln1,2; z^ = 1п(я^1)^1п1,2 ; zffl = гст/. (1)

Изоэнтропический коэффициент полезного действия ступени может быть вычислен по соотношению

Пиз.ст = {{[(V 2ст )* К1/ Пиз.к Ш—1. (2)

В принятом допущении изоэнтропические КПД компрессорных каскадов определяются как

Лиз.к — "Лиз.ст ; Лиз.к — Лиз.к к (3)

В такой модели при произвольной вариации степени сжатия яК1) может не соответствовать кратному изменению числа ступеней z. Однако это не приводит к нарушению общих закономерностей изменения параметров в каскадах.

В общем-то, задаваться постоянным значением аэродинамического сопротивления промежуточного охладителя опо не совсем корректно. Естественно предположить, что опо пропорционально количеству отводимой

теплоты от воздуха после первого каскада компрессора. Теплоемкость воздуха слабо зависит от температуры (это подтверждается результатами расчетов [1]), поэтому количество отводимой теплоты пропорционально температуре воздуха на выходе из первого каскада компрессора. Действительно, аэродинамическое сопротивление промежуточного охладителя, представляющего многорядную конструкцию с поперечным обтеканием поверхностей труб, определяется площадью теплообменных поверхностей - количеством трубного пучка. Если предположить, что в каждом ряду располагается одинаковое количество труб, обеспечивающее отвод определенного количества теплоты Qi, то в двух рядах, естественно, отводится теплота в количестве 2 Qi. Потери давления воздуха в теплообменнике промежуточного охлаждения, в основном, определяются поперечным обтеканием рядов трубчатых пучков. Это дает нам право рассчитывать аэродинамическое сопротивление промежуточного охладителя по следующему алгоритму. Давление потока воздуха на входе в компрессор второго каскада (КВД) равно

Pi2 — ОпоР21 — Р21 - ДРпо , (4)

где потери давления в промежуточном охладителе (ПО)

¿Pro, — ДроТ - To)/(T21 - To) . (5)

В данном соотношении Дро - максимальное значение потери давления в ПО, соответствующее максимуму температуры на выходе из компрессора (в отсутствии промежуточного охладителя), т.е., соответствующее T2. В расчетах Дро принято равными 0,5 МПа.

Между коэффициентом потерь давления опо и потерями давления имеет место следующее соотношение:

1 ДРпо(Т2 - Т0)

Опо — 1--. (6)

(Т21 - Т0)Р21

При обработке и представлении результатов расчетных исследований в качестве одного из аргументов принято значение степени сжатия первого каскада

компрессора , либо отношение степеней сжатия между каскадами

компрессора f (я) = / .

Приводить все результаты расчетов (они выполнены по программе, разработанной на алгоритмическом языке Fortran) из-за ограниченного объема статьи не представляется возможным, поэтому авторы ограничились только констатацией некоторых из них.

Увеличение , а также уменьшение суммарного сжатия пк приводят к

снижению температуры воздуха на выходе из компрессора (рис. 2). При

увеличении растет количество теплоты, отводимое от охлаждаемого воздуха.

Температура отводимой теплоты превышает 100° С и может быть использована в технологическом цикле станций.

Т2,К 650;

(7Д = 150К|/с; 72= 1400К

600, 550, 500 450 400 350 300 250 200

& \

А 1 * \ \

1 Г \ V \ \ Пк = 2$

ч 1 "Ч ь / Лл - 411

"Ч 1

ь - "■Л — V,

■ - -■-1 * -

71

(И

8

Л1)

10 12 14 16 18 20 22 24 Рис. 2. Зависимость температуры воздуха на выходе из компрессора от я^

Суммарная мощность на привод компрессоров зависит от коэффициента распределения степени сжатия между каскадами /(я). Несмотря на равенство

температур Т3 в обоих вариантах: без промежуточного охлаждения и с промежуточным охлаждением, из-за снижения Т2 в последнем случае расход топлива растет (коэффициент избытка воздуха в камере сгорания снижается) (рис. 3). Разумеется, расход топлива растет с увеличением Т3 . Это, в свою очередь, приводит к изменению термодинамических свойств: теплоемкости Срг и показателя изоэнтропических процессов расширения продуктов сгорания в турбине к, следовательно, мощности турбины Nт и температуры отработавших газов Т4 .

Сй = 100кг/с; ла = Ю(соп$0

4 3,5, 3

2,5' 2

1,5 I

а

Т3 = 120( К

Г3" 1400 К

У

Т3 = 1600 к

¿1=— -1 1- —/ 71 -1

—^ 1- -{

к

(И

2 2,5 3 3,5 4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 7,5 8 Рис. 3. Изменение коэффициента избытка воздуха в камере сгорания ГТУ от я^

при различных Т3

В качестве показателя эффективности цикла ГТУ часто пользуются величиной полезной мощности

Мр = Nт - N^ + Nк2)),

где Жр, NK1), ^с2) - мощность турбины и каскадов компрессора. Некоторые зависимости Жр(як1)) представлены на рис. 4.

(7)

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 Рис. 4. Зависимость Жр^^) при различных температурах и як =сом1

При вариации распределения работы между каскадами компрессора полезная мощность имеет оптимум по . Положение максимума Жр(як')),

практически, не зависит от степени сжатия воздуха в компрессоре пк (данный

рисунок не приведен). Аналогичная зависимость наблюдается для Жр(як1)) и при

постоянных значениях Т3 (рис. 4). Оптимальное значение Як1), соответствующее

максимальному значению Nр находится в области шести. Эти результаты

говорят о сложном характере влияния распределения степеней сжатия между каскадами компрессора на характеристики ГТУ с промежуточным охлаждением. Рост полезной мощности Nр [/(я)], которая вызвана снижением мощности

на привод компрессора А Nк, не может служить в качестве объективного показателя эффективности рассматриваемого цикла. В качестве критерия оценки эффективности следует выбрать изменение удельного расхода топлива Ьу по

сравнению с циклом без промежуточного охлаждения.

Общие тенденции изменения удельного расхода топлива в зависимости от

пк при Т3 =соп«1, а также от температуры Т3 при постоянной пк показаны на

рис. 5 и 6. Увеличение температуры газов на входе в турбину Т3, а также

увеличение степени сжатия воздуха в компрессоре приводят к снижению удельного расхода топлива. Рост я^Р (это означает и рост /(я)) приводит к увеличению удельного расхода топлива. Следует напомнить, что на практике чаще пользуются значением Ьу произведенной одного кВтч электрической

энергии, следовательно приведенные на рис. 5 и 6 значения удельного расхода необходимо умножить на 3600.

Ьл

'уд»

кг/кВт

0,0001 0,00009 0,00008 0,00007 0,00006 0,00005

1 1 1

Г3=1400К(соп8О Щ =15 -■- Щ =20 Щ =25

♦

■

Ж

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 Рис. 5. Зависимость Ьу (л^Р) при различных пк и Т3 =сом!

Рис. 6. Зависимость Ьу (я^) при различных Т3 и пк =сом1

Для сопоставления параметров ГТУ без промежуточного охладителя (назовем его, для краткости, исходным) приведем основные характеристики © Проблемы энергетики, 2010, № 7-8

газотурбинной установки (табл.). Расчеты выполнены при тех же значениях изоэнтропических КПД компрессора и газовой турбины, а также расхода воздуха 150 кг/с.

Таблица

Полезная мощность и удельный расход топлива Ьу -105

як 1200 К 1400 К 1600 К

Мр, МВт Ьу, кг/кВт Мр, МВт Ьу, кг/кВт Мр, МВт Ьу, кг/кВт

15 32,173 5,748 49,842 5,3915 68,111 5,222

20 28,589 5,639 47,660 5,168 67,365 4,936

25 24,711 5,762 47,777 5,070 65,541 4,781

Основные результаты численных исследований можно обобщить следующими выводами. При низких параметрах ГТУ Т3 < 1200 К и як < 15 экономичность ГТУ с ПО ниже, чем для исходного варианта. В то же время почти во всей области изменения я^Р наблюдается прирост полезной мощности Мр,

максимум прироста А Nр составляет более 53 % (49,042 МВт против 32,43) при

=4,0. С увеличением Т3 и як картина существенным образом меняется.

Например, при як =25 и Т3 =1200 К экономичность ГТУ с ПО выше до я^ < 8.

Оптимальные параметры по экономичности имеют место при я^ =2 (Ьу = 4,839

10 5 против 5,762 10 5), оптимальное значение якР по полезной мощности равно 8 (50,349 МВт против 24,710 МВт без ПО).

Увеличение температуры газов на входе в турбину Т3 приводит к существенным количественным и качественным изменениям. При Т3 = 1600 К экономические показатели выше до як1)=2, и Nр тах достигает при якр=4 (85,375

против 68,111 МВт) при як =15. Увеличение степени сжатия в компрессоре як приводит к росту мощностных и экономических показателей ГТУ в более широкой области изменения якР . Лучшие экономические показатели достигаются, как во всех

предыдущих случаях, при якР =2 (4,505 10-5 против 4,781 10-5 кг/с расхода топлива для выработки 1 кВт электрической мощности). Лучшие мощностные параметры N р тах имеют место при степени сжатия в первом каскаде компрессора якР =6. При

як^ =6 прирост максимальной мощности составляет 26,3 МВт (91, 8 против 65,5 МВт

исходного варианта), т.е. 40 %.

Из критерия удельного расхода топлива непосредственно исходит критерий экономической эффективности и целесообразности технического решения в виде произведения Ьу на стоимость топлива. При существующих тарифах на газ 2,072

руб/м3 и на дизельное топливо 15 руб/кг для условий эксплуатации ГТУ в полупиковом режиме, при числе часов использования установленной мощности 4500 часов в год, экономическая эффективность системы промежуточного охлаждения за год составляет 2,48 и 2,8 млн. руб. при использовании природного газа и дизельного топлива соответственно. Разумеется, этот показатель должен быть снижен на величину стоимости затрат, связанных с разработкой и

изготовлением теплообменника. С учетом современного состояния производства стоимость теплообменника составляет около 1 млн. руб. При сроке службы теплообменника в 10 лет при равномерном распределении стоимости на данный срок эффективность системы снижается приблизительно на 20 %.

Эксплуатационные расходы теплообменника можно не учитывать, выигрыш от использования теплоты охлаждающей воды в технологическом цикле станции перекрывает полностью эксплуатационные расходы, связанные с ремонтом и обслуживанием теплообменника.

Summary

For increase of efficiency of regeneration of the exhaust gases which have fulfilled in the turbine it is offered to use intermediate cooling of air at compression. The basics parameters gas turbine installation at a variation of determining factors of working process in reasonable limits are calculated.

Key words: cascades of the compressor, the gas turbine, tap of heat, increase of capacity, decrease of specific charge of fuel.

Литература

1. Шигапов А.Б. Стационарные газотурбинные установки тепловых электрических станций. Казань: Изд. КГЭУ, 2006. 416 с.

2. Теория воздушно-реактивных двигателей / Под редакцией С.М. Шляхтенко. М.: Машиностроение, 1975. 568 с.

3. Шигапов А.Б. Оптимизация параметров ГТУ по критериям полезной мощности и удельного расхода топлива. Казань: Изд. КГЭУ, 2009. 16 с.

4. Силов И.Ю., Шигапов А.А., Шигапов А.Б. Исследование промежуточного охлаждения воздуха при сжатии / Материалы докладов IV международной молодежной научной конференции «Тинчуринские чтения». Т. 3. Казань: Казан. гос. энерг. ун-т, 2009. С. 248-250.

Поступила в редакцию 11 февраля 2010 г.

Шигапов Айрат Багаутдинович - доктор техн. наук, профессор кафедры «Газотурбинные энергетические установки и двигатели» Казанского государственного энергетического университета. Тел.: 8 (843) 523-08-20; 8 (843) 519-43-62; 8 (843) 519-42-93. E-mail: [email protected].

Шигапов Азат Айратович - соискатель кафедры «Газотурбинные энергетические установки и двигатели» Казанского государственного энергетического университета. Тел.: 8 (843) 519-49-80; 8-987-2903863. E-mail: [email protected].