Расчет газотурбинной установки

Одним из основных направлений энергетики в России и во всем мире сейчас является широкое развитие газотурбинных и парогазовых технологий производства электрической энергии и тепла.

Большинство отечественных и зарубежных авиационных фирм, обладающих богатым опытом создания надежных и высокоэкономичных газотурбинных двигателей (ГТД), располагают широким набором отработанных, экономичных и надежных основных узлов газотурбинных установок (ГТУ), таких как компрессор, камера сгорания, газовая турбина, система охлаждения, регулирования и т.п. Это позволяет им предлагать на рынке свои проекты энергетических ГТУ и парогазовых установок (ПГУ) различной степени проектной проработки и доведенности по экономичности и надежности.

Так что у тепло– и электрогенерирующих компаний при необходимости реконструкции и расширения КЭС или ТЭЦ нет недостатка в выборе вариантов. Возможные заказчики ГТУ оказываются иногда в затруднительном положении, когда основные данные, приводимые в различных источниках (книги, журналы, проспекты, интернет и т.д.) для одной и той же ГТУ в одних и тех же условиях, отличаются между собой на несколько процентов, либо некоторые из этих данных отсутствуют, либо при гораздо больших температурах перед турбиной газогенератора некоторые установки требуют в соответствии с поверочным термодинамическим расчетом гораздо меньших расходов воздуха на охлаждение, а порой эти расходы оказываются даже отрицательными и т.д. и т.п. То есть при поверочных расчетах возникают трудно объяснимые несоответствия, усугубляемые полным отсутствием некоторых важных сведений.

Естественно желание иметь на этапе выбора достаточно простой механизм критического отношения к основным величинам, приводимым в различных источниках.

В настоящей работе предлагается такой механизм в виде поверочного термодинамического расчета, проводимого при упрощающих, логически обоснованных предположениях. Исходными данными для такого расчета являются обычно приводимые в литературе данные ГТУ для номинального режима в условиях ISO 2314 (Pн=1,013 бар, tн=15 °С = 288 К). Среди этих данных указываются, как правило:

мощность ГТУ эффективная Nе (на муфте, соединяющей ротор силовой турбины ГТУ с ротором электрогенератора) или электрическая Nэ (на клеммах электрогенератора), МВт;

кпд (эффективный ηe или электрический ηэ);

суммарная степень сжатия компрессора πк;

температура газов перед турбиной газогенератора (t4) и за ГТУ (t8), °С;

расход газов на выходе из ГТУ (G8), реже расход воздуха на входе в компрессор (G1), кг/с.

Основные упрощающие допущения при расчете следующие:

ГТУ выполнен по простой схеме (или по схеме с разрезным валом), т.е. имеет входное устройство (ВУ), многоступенчатый осевой компрессор (К), камеру сгорания (КС), турбину и выходное устройство (ВЫХУ). Турбина условно разделяется на две части: турбину газогенератора (ТГ) и силовую турбину (СТ), которые в схеме с разрезным валом не связаны между собой механически;

элементы ТГ охлаждаются воздухом, забираемым после компрессора, и этот воздух полностью возвращается в тракт при расширении газов в турбине ТГ, так что расход газов за ТГ и за ГТУ равен сумме расхода воздуха в компрессор и расхода топлива в камере сгорания, т.е. G8 = G1 + Gт;

расчет, как обычно, проводится по параметрам торможения с использованием π–i–Т номограмм [1];

если в источнике нет специальных указаний о потерях давления в ВУ и ВЫХУ, при которых получены основные данные, то эти потери принимаются соответственно равными 0,002 МПа в ВУ и 0,0005 МПа — в ВЫХУ;

величина скоростного напора в выходном сечении ГТУ Δск = 0,001 МПа;

кпд компрессора предполагается зависящим только от степени сжатия и определяется выражением πк=0,89–0,004•(πк–2,5);

в качестве жидкого топлива ГТУ используется стандартное углеводородное топливо (СУТ [1]) с низшей теплотой сгорания топлива Hu = 42915 кДж/кг и стехиометрическим коэффициентом Lo = 14,78 кг/кг, в качестве газообразного – метан с Hu = 50032 кДж/кг и Lo = 17,18 кг/кг;

в камере сгорания полнота сгорания принимается равной ηкс=0,99, а коэффициент восстановления полного давления ơкс=0,945;

относительный внутренний кпд турбины газогенератора ηтг= 0,88, а силовой турбины ηст= 0,91;

потери давления в тракте между ТГ и СТ пренебрежимо малы;

кпд электрогенератора принимается равным ηэг = 0,975. Последовательность расчета основана на приведенных выше данных ГТУ и методике термодинамического расчета, изложенной в [1].

Определяются расходы метана в камере сгорания ГТУ: и воздуха на входе в компрессор: G1 = G8 – Gт.

Рассчитываются процессы в ВУ, компрессоре и находятся параметры воздуха перед камерой сгорания и мощность компрессора.

По формуле В.В. Уварова [1] по параметрам воздуха за компрессором, газа перед ТГ и топлива определяется величина относительного расхода топлива в камере сгорания. По этому расходу рассчитывается величина относительного (), а далее и абсолютного (Gохл) расхода воздуха, забираемого после компрессора на охлаждение ТГ, и оставшегося, подаваемого в КС (Gвкс = G1 – Gохл), а также расход газов в ТГ (Gг = Gвкс + Gт) и коэффициент избытка воздуха после КС (αкс).

При расчете процесса расширения газа в турбине ТГ, в связи с полным отсутствием сведений по системе охлаждения ГТУ, предлагается ввести величину доли охлаждающего воздуха, участвующего в создании мощности ТГ (), пользуясь которой, мощность ТГ можно рассчитать по расходу (Gг + •Gохл). То есть принимается, что расход воздуха на охлаждение Gохл охлаждает турбину газогенератора, возвращается в тракт в этой турбине, и только доля этого расхода охлаждения (назовем ее мощностной) участвует в создании мощности турбины. Значение этой доли, очевидно, зависит от особенностей системы охлаждения и не может быть меньше 0 и больше 1.

Одной из задач проводимого поверочного расчета и является нахождение этой доли у различных ГТУ, позволяющей получить основные данные, совпадающие с табличными с погрешностью не более 1%.

Параметры газов перед силовой турбиной определяются по уравнению смешения двух потоков:

газа с расходом Gг и энтальпией, полученной из уравнения мощности турбины газогенератора;

охлаждающего воздуха с расходом Gохл и энтальпией за компрессором.

Параметры газов после силовой турбины находятся по потерям давления в выходном устройстве, а также величине скоростного напора в выходном сечении ГТУ, имея в виду, что статическое давление в этом сечении равно давлению окружающей среды.

Поверочный расчет по специально написанной программе проведен по данным 28 ГТУ, созданным на основе авиационных и судовых двигателей, а также энергетических установок, с эффективной мощностью в диапазоне 6,92…277 МВт, температурой t4 в диапазоне 820…1 350 °С, степенью сжатия компрессора πк в диапазоне от 8,3 до 25,6.

Из шести табличных данных три величины, πк, t4 и Gгту, совпадают с полученными при расчете в силу особенностей методики. Две величины, Ne и ηe, с погрешностью менее 1% получены у 17 ГТУ, из них 12 ГТУ {НК-37-1 по [3], ГТГ-110, ГТУ-12П (ПС-90А), ГТУ89СТ-20 (Д89), ГТУ55СТ-20 (Р-29-300), UGT25000 (ДГ 80), V64.3A, MS9001EС, RB211, W401, MW-701DA по [2, гл. 7]; НК-37 по [3], [4]} при мощностной доле от 0,4 до 0,6; две ГТУ {ГТУ-16П (ПС-90А) и MW701F по [2, гл. 7]} при доле ≈ 0,75; и у трех ГТУ {ГТУ-20 (АЛ-31СТЭ), MS6001F по [2, гл. 7] и ГТЭ-65 по проспекту в интернете} при доле ≈ 0,2.

Оставшиеся 11 ГТУ можно разделить на 2 группы. У первой группы, состоящей из 8 ГТУ (GT8C, GT13E2, GT10, GT13D; MS5001PA, Trent, V94.2 и НК-37-1 все по [2, гл. 7]), по расчету получается отрицательная величина расхода охлаждающего воздуха, что, вероятно, можно объяснить использованием в качестве охлаждающего агента не воздуха, а другого рабочего тела либо неточностью в исходных данных. У другой группы из 3 ГТУ (ГТУ-6РМ, MS6001B и Tornado по [2, гл. 7]) мощностная доля получается отрицательной, что свидетельствует либо о значительных отличиях в конструктивной схеме ГТУ или в схеме охлаждения от принятых в расчете, либо об отличиях истинных данных ГТУ от приведенных в таблицах.

Наибольшие расхождения табличных и расчетных данных обнаруживаются в величине температуры газов за ГТУ. Расчетные значения этой температуры оказываются большими табличных в среднем на 25…35 °С, хотя есть разница и в 11…12 °С (ГТУ-12П, НК-37), и в 55 °С (ГТГ-110) и даже в 72 °С (MW701F).

Были проведены расчеты нескольких ГТУ Siemens по [2], которые показали, что у V64.3, V84.2, V94.2 и V94.2A расход охлаждающего воздуха отрицательный, у V84.3A разница между расчетной и табличной температурой за ГТУ составила 70 °С, а у V94.3A мощностная доля?Gохл должна быть больше 1. То есть, вероятно, перечисленные ГТУ Siemens имеют в системе охлаждения существенные отличия от принятых в расчете.

По приведенному выше анализу можно сделать следующие выводы.

Если результаты поверочного термодинамического расчета обнаруживают особенности:

расход охлаждающего воздуха Gохл ≤ 0;

либо доля этого расхода 1 ≤ ≤ 0;

либо расчетная температура газов за ГТУ t8 отлична от табличной более чем на 40 °С;

то возникает повод для появления сомнений в истинности тех или иных табличных данных ГТУ и необходимость в получении более подробной информации о конструктивной схеме и схеме охлаждения, в частности об охлаждающем агенте этой схемы, учете дополнительных внешних затрат для работы системы охлаждения при расчете табличных данных и т.д. и т.п.

относительный расход охлаждающего воздуха на логически обоснованном уровне, пропорциональном величине t4,

мощностная доля этого расхода близкой к 0,5;

температура t8 отличной от табличной на величину не более 30 °С;

то табличные данные ГТУ можно считать близкими к истинным, т.е. они могут быть получены в результате доводки или уже получены на стенде, и их можно смело закладывать в расчет ГТУ-ТЭЦ, ПГУ и т.д.

Предлагаемый поверочный термодинамический расчет может быть использован также для ориентировочной оценки любой недостающей среди основных данных величины.

 

Заключение

В скором времени старые источники энергии могут подойти к концу, вернее сказать основной поток будет уходить заграницу. Поэтому внутри страны нам необходимо начинать использовать новые источники энергии.

Природный газ является отличным их заменителем. Россия занимает лидирующие позиции в объемах залегающего шахтного метана. Но по сравнению со странами Европы, США, Японии и Китай до сих пор не ведет крупных работ по его извлечению.

Используя метан Россия может не только приобрести дополнительные средства, но и по участвовать в глобальной экологической программе по Киотскому договору.

По оценкам ведущих специалистов, метан имеет колоссальный потенциал парникового газа, превышающий в 21 раз двуокись углерода - основного соединения в индустриальных выбросах.

В 1999 г. предприятиями угольной промышленности было выброшено в атмосферу 620,8 тыс. т. вредных веществ, в том числе 443,5 тыс. т. метана. В 2004 г. число выброшенных вредных веществ в воздушный бассейн достигло 757,3 тыс. т.

Научные исследования по экологизации горного производства должны быть направлены на создание замкнутых технологических схем с наиболее полным извлечением полезного ископаемого и сопутствующего минерального сырья, экологически чистых технологий, технологических процессов и оборудования. Данный агрегат борется с проблемой парникового газа, с отрицательными воздействиями угольной промышленности на атмосферный воздух. Повышая уровень природопользования, утилизация сопутствующего минерального сырья (шахтного метана), дает как экономический, так и экологический эффект.