Влияние температур Ta, Tc и кпд агрегатов на характеристики газотурбинной установки

При оценке влияния температур T_а и T_c, КПД турбины и компрессора, а также ряда других факторов (потерь давления в трактах, механических потерь, которые рассматриваются далее) на характеристики ГТУ необходимо иметь в виду существенную особенность ГТУ, отличающую её от других тепловых двигателей: полезная мощность ГТУ составляет некоторую долю от мощности, развиваемой самой газовой турбиной. Эта доля определяется коэффициентом полезной работы ϕ, который для газотурбинной установки равен около 0,4-0,5, т.е. значительно меньше, чем, например, для паротурбинной установки, где коэффициент полезной работы близок к единице. Чем меньше коэффициент полезной работы, тем более чувствительна установка (её КПД и мощность) к изменению аэродинамических, механических и других потерь в её агрегатах. Если, например, в паротурбинной установке мощности турбины, составляет 1/ ϕ процентов полезной мощности, так что при ϕ, равном, скажем, 0,4, снижение мощности ГТУ составляет 2,5 %.

По этой же причине относительное изменение температур T_c или T_а вызывает сравнительно большее относительное изменение КПД, удельной
работы и коэффициента полезной работы ГТУ.

Рассмотрим теперь количественное влияние указанных факторов на η, ϕ и H. Ввиду достаточно сложной структуры формул удобно воспользоваться методом малых отклонений, т.е. определять изменение η, ϕ и H при малом изменении Tс или любого другого параметра.

Влияние температур Tа и Tc . Для оценки
влияния Tа и Tc нa КПД воспользуемся формулой
(12.23) и определим частную производную ∂ η/ ∂τ.
Учитывая (12.14) и принимая для простоты δ ≈ ε и
m
г ≈ m

Как видно, коэффициент полезной работы и
удельная работа изменяются более значительно, чем КПД. Это объясняется тем, что при повышении, например, температуры Tс растет не только работа турбины Hт, но и количество подведенной теплоты q1 = cp (Tc – Tb ). При понижении Tа
падает H к и растет H = Hт – Hк , но одновременно
требуется подвод дополнительного количества теплоты в камере сгорания, так как с понижением Та уменьшается температура воздуха за компрессором
Tb
и растет q1 .

Влияние КПД турбины и компрессора на H, ϕ
и η. Из формул (12.4), (12.14) и (12.23) при неизменных τ, ε найдем относительные приращения
ΔH /H, Δϕ / ϕ и Δη / η при изменении КПД турбины
и компрессора:

Формула (12.27) подтверждает вывод о существенном влиянии потерь в турбине и компрессоре на полезную работу (мощность) ГТУ. Изменение КПД
турбины или компрессора на 1 % вызывает соответственное изменение Н на 1/ ϕ или 1/ ϕ – 1 процентов. КПД компрессора оказывает меньшее влияние на H, чем КПД турбины, так как сама мощность компрессора меньше, чем мощность турбины, и ее изменение на 1 % ведет к меньшему изменению.

полезной мощности ГТУ, чем при изменении на 1 %
мощности турбины. По тем же причинам коэффициент полезной работы существенно зависит от потерь в турбине и компрессоре, что видно из (12.28).

Относительное приращение КПД, как видно из (12.29), зависит не только от ϕ, но и от степени регенерации σ. Влияние регенерации на Δη / η станет ясным, если учесть, что изменение ηт ведет к изменению располагаемого перепада температур Td – Tb .

Так, при уменьшении ηт температура за турбиной растет, вызывая увеличение располагаемой разности T d – Tb . Это ведет к увеличению доли теплоты, передаваемой воздуху в регенераторе, и, следовательно, к снижению количества теплоты, подводимого в камере сгорания. Значит, уменьшение ηт ведет не только к снижению полезной работы (что вызывает снижение КПД и учитывается коэффициентом ϕ), но одновременно служит причиной некоторого уменьшения количества теплоты, подводимого в камере сгорания, причем это уменьшение тем больше, чем больше степень регенерации. Если регенерация отсутствует, то, как легко видеть, изменение ηт не влияет на расход теплоты в камерe сгорания. Формула (12.29) отражает влияние обоих отмеченных факторов: в первом слагаемом множитель 1/ ϕ учитывает изменение η за счет изменения полезной работы, а множитель 1 – ση характеризует влияние степени регенерации σ. Множитель же при Δη к / η к в (12.29) является произведением двух множителей: (1 – ϕ)/ϕ, определяющего влияние КПД компрессора на КПД ГТУ в связи с изменением полезной работы, а также 1 – (1 – σ) η, отражающего влияние регенерации. Природу этого влияния можно установить, рассуждая следующим образом.

С уменьшением η к (при неизменных Tа и ε) растет температура за компрессором Tb , а следовательно, и температура за регенератором Te . Однако увеличение Te оказывается тем меньше, чем больше степень регенерации. Последнее утверждение легко понять, если рассмотреть предельный случай σ = 1, когда температура воздуха за регенератором равна Td , т.е. вообще не зависит от η к. Значит, для установок без регенерации или с малой степенью регенерации уменьшение КПД компрессора сильнее влияет на подвод теплоты в камере сгорания, чем в установках с высокой степенью регенерации. Полученные выводы полностью согласуются с формулой (12.29), из которой следует, что изменение КПД установки при изменении η к на 1 % тем больше, чем меньше степень регенерации

12.6. ВЛИЯНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ

И УТЕЧЕК В УПЛОТНЕНИЯХ НА КПД

ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ

Механические потери (в подшипниках, на привод масляного насоса и др.) оказывают примерно такое же влияние на КПД, как внутренние потери в турбине и компрессоре.

При переходе к количественной оценке влияния механических потерь на КПД ГТУ запишем баланс мощностей ГТУ в виде Ne = Nт – N к – ΔNм ,

где Ne — эффективная (полезная) мощность ГТУ; Nт — мощность турбины; N к — потребляемая компрессором мощность; ΔNм — суммарные механические потери в ГТУ, которые можно выразить в долях от мощности турбины: ΔNм = (1 – η м)N т (η м — условный механический КПД турбины).
Эффективный КПД ГТУ

Формула (12.37) показывает, что снижение
КПД, вызванное механическими потерями, зависит
не только от механического КПД η м, но и от коэффициента полезной работы ϕ. Если, например η м =
= 0,99, то при ϕ = 0,3 КПД ГТУ снижается на 3,3 %.
Действительно, согласно (12.37) (ηe – η)/ η = – (1 –
– 0,99)/0,3 = – 0,033.
Часто используют понятие «механический
КПД ГТУ» η′м, определяя его как отношение
эффективной мощности к внутренней: η ′м = Ne / N.
Очевидно, что между механическим КПД ГТУ и
механическим КПД турбины существует простая
зависимость:
η′м = 1 – (1 – η м)/ϕ. (12.38)
Подставляя цифровые данные, получаем η′м =
= l – ( l – 0,99 ) / 0,3 = 0,967. Для ГТУ большой мощности η′м = 0,98 … 0,99.
Утечки в уплотнениях компрессора и турбины
также оказывают заметное влияние на экономичность ГТУ. Обозначим через ΔGк утечку в уплотнении компрессора на напорной стороне и через ΔGт
утечку в уплотнении турбины, а их доли от общего
расхода G соответственно будут α к = ΔGк /G и α т =
= ΔG
т /G. Для оценки влияния α к и α тсуществует
следующая зависимость:

где η0 — КПД, вычисленный без учета утечек; η —
КПД с учетом влияния утечек.
Формула (12.39) показывает, что степень влияния утечек, как и механических потерь, зависит от
коэффициента полезной работы. Если, например,
коэффициент утечки α т = 0,005, то при ϕ = 1/3
утечка вызывает снижение КПД ГТУ на 1,5 %. Значительное влияние утечек на эффективность ГТУ
вынуждает уделять серьезное внимание уплотнениям турбин и компрессоров.

12.7. ГТУ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ПОДВОДОМ ТЕПЛОТЫ И ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ ВОЗДУХА

Ценой усложнения схемы значительно улучшаются основные характеристики ГТУ: увеличить КПД и коэффициент полезной работы; снизить удельный расход газа; поднять единичную мощность установки. Поэтому наряду с простыми ГТУ и рассмотренными установками с регенерацией теплоты строятся и разрабатываются установки с более сложными схемами, в которых применяются промежуточное охлаждение воздуха и промежуточный подогрев газа. При этом в ГТУ появляются дополнительные элементы: охладители воздуха и камеры сгорания для промежуточного подогрева.

В качестве примера, одновальная ГТУ с регенерацией, с промежуточным подводом теплоты и промежуточным охлаждением воздуха (рисунок 8). Процесс в T, s-диаграмме показан на рисунке 9. Все температуры и давления в различных точках схемы (рисунок 8) отмечены индексами в соответствии с обозначениями точек цикла на рисунок 9, например p_a1 , T_a1 ‒ давление и температура воздуха при входе в компрессор низкого давления (КНД). Воздух сжимается в компрессоре низкого давления КНД, а затем поступает в охладитель O, где температура воздуха понижается от T_b1 до T_a2, и далее сжимается в компрессоре высокого давления КВД.

Рисунок 8 – Схема одновальной ГТУ с регенерацией, с промежуточным подводом теплоты и промежуточным охлаждением воздуха

Рисунок 9 – Процесс в одновальной ГТУ с регенерацией теплоты, промежуточным подводом теплоты и промежуточным охлаждением воздуха

Охлаждение воздуха обычно осуществляется водой, подаваемой насосом в охладитель поверхностного типа. Из КВД воздух поступает в регенератор P и далее в камеру сгорания высокого давления КСВД, где температура газа повышается до T_c1. Затем газ расширяется в турбине высокого давления ТВД и направляется в камеру сгорания низкого давления КСНД, куда подаётся также топливо. Дополнительное сжигание топлива в КСНД не вызывает затруднений ввиду большого избытка воздуха в газах, выходящих из ТВД. Далее газ с температурой T_с2 поступает в турбину низкого давления ТНД, а затем ‒ в регенератор (или выбрасывается в атмосферу, если регенератор отсутствует). Процесс в T, s-диаграмме в особых пояснениях не нуждается. Отметим лишь, что линия b₁a₂ изображает процесс в охладителе, а линия d₁c₂ ‒ в КСНД.

На рисунке 10 показана схема двухвальной установки с двукратным охлаждением воздуха и одним промежуточным подводом теплоты. На свободном
валу ротор ТВД приводит во вращение роторы компрессоров среднего и низкого давлений КСД и КНД. На силовом валу ротор турбины ТНД вращает
роторы КВД и генератора электрического тока.

Рисунке 10 – Схема двухвальной ГТУ с регенерацией теплоты,
с одним промежуточным подводом теплоты и двукратным промежуточным охлаждением воздуха

Рисунок 11 – Влияние охлаждения на полезную работу ГТУ
при t_c = 800 °C; t_а = 15 °C; η_т = 0,87; η_к = 0,84; m = 0,275; c_p = 1,05 кДж/(кгæК)

Анализ сложных схем ГТУ и расчёты позволяют сделать следующие выводы:

1) введение промежуточного охлаждения вызывает уменьшение работы компрессора высокого давления и, как следствие, увеличение полезной работы H и коэффициента полезной работы. Иллюстрацией служит рисунок 11, на котором представлена зависимость H(ε) для ГТУ без охлаждения (кривая 1) и с одним промежуточным охладителем при ε₁ = ε₂ (кривая 2). Особенно существенно увеличение полезной работы при больших отношениях давлений. Например, при ε= 11 у простой ГТУ H = = 130 кДж/кт, а у ГТУ с одним промежуточным охладителем H = 200 кДж/кг, т.е. на 54 % больше. В то же время введение охлаждения вызывает снижение энтальпии воздуха за компрессором. Поэтому в ГТУ с промежуточным охлаждением воздуха подведённое количество теплоты q₁ больше, чем в простой ГТУ.

При обычных КПД турбины и компрессора (около 85-90 %) применение охлаждения вызывает увеличение КПД ГТУ на несколько процентов. В ГТУ с регенерацией теплоты температура воздуха перед камерой сгорания почти не зависит от охлаждения, поэтому охлаждение всегда вызывает возрастание КПД.

Одним из важных следствий промежуточного охлаждения является увеличение оптимального отношения давлений как в ГТУ без регенерации
теплоты, так и при наличии регенератора. Введение охлаждения вызвало увеличение оптимального отношения давлений от ε _η = 11 до ε _η = 17;

2) введение промежуточного подвода теплоты приводит качественно к тем же последствиям, что и введение промежуточного охлаждения: увеличиваются полезная работа, КПД и оптимальное отношение давлений. Одновременное применение промежуточного охлаждения и промежуточного подвода теплоты вызывает дальнейшее возрастание полезной работы, КПД.

Представление о влиянии усложнения ГТУ без регенерации теплоты на её показатели при условиях: τ = 3,73 (tc = 800 °С, ta = 15 °C); ηт = 0,87;
η к = 0,84; σ = 0; cp = 1,05 кДж/(кгæК); ξ = 0 дает табл. 12.4. Согласно данным таблицы, переход от простой ГТУ к ГТУ с промежуточным охлаждением и промежуточным подводом теплоты вызывает возрастание КПД с 28,2 до 36 % (без учёта потерь в газовом и воздушном трактах), т.е. на 22 % (относительных). С учётом потерь в трактах и при условии tа2 = 27 °C соответствующее увеличение составляет 21 %.

Рис. 12.15. Влияние промежуточного охлаждения на КПД
ГТУ без регенерации теплоты при tc = 800 °C; tа1 = tа2 =
= l5 °C; λ = 1

Применение промежуточного охлаждения и промежуточного подвода теплоты в схеме с регенерацией ведёт также к улучшению показателей ГTУ, в частности, КПД схемы с регенерацией (σ = 0,75) возрастает от 32,6 до 38 %.

Последняя цифра относится к схеме, приведённой на рисунок 8, при следующих данных: tc1 = tc2 = 800 °С; ta1 = 15 °С; t a2 = 27 °С; ε η = 9,16; ε η1 = 2,48; ε _η2 = 3,69; δη1 = = 2,10; δ η2 = 3,75; ξ = 0,14. Как видно, приращение КПД составляет 14 %, т.е. меньшее значение, чем в предыдущем случае.

Дальнейшее увеличение числа ступеней охлаждения и подогрева ведёт к возрастанию КПД η, оптимального отношения давлений ε_η, работы H и коэффициента полезной работы ϕ. Однако усложнение схемы ГТУ увеличивает капитальные затраты на её сооружение. Поэтому оптимальная схема выбирается
из технико-эномических расчётов, основанных, например, на минимизации приведённых затрат.

12.10. ВЛИЯНИЕ НАЧАЛЬНОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ ГАЗА НА ХАРАКТЕРИСТИКИ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

Ранее было показано влияние начальной температуры газа на основные характеристики ГТУ. Рассмотрим этот вопрос подробнее применительно к
ГТУ простой схемы (без регенерации) с дальнейшим намерением оценить использование охлаждения в газовых турбинах. Повышение начальной температуры газа Tc не только ведёт к увеличению экономичности ГТУ, но
и улучшает некоторые другие характеристики ГТУ и, в частности, увеличивает коэффициент полезной работы (12.14), (12.25).

Размеры проточных частей турбины, компрессора, камеры сгорания в значительной степени определяются объемным расходом газа (воздуха).

Для оценки влияния параметров на размеры ГТУ введём величину

где Vb — объёмный расход воздуха за компрессором; Vd — объёмный расход газов за турбиной; N — мощность ГТУ.

Величина характеризует средний объёмный расход среды в тракте ГТУ (так как Vb — минимальный объемный расход в тракте, а Vd —
максимальный расход в тракте). Следовательно, χ представляет собой средний удельный (отнесенный к мощности) объемный расход среды в тракте ГТУ,
а поэтому может служить характеристикой строительных размеров ГТУ, т.е. в определенном смысле и стоимости ГТУ.

На рис. 12.16 представлены значения КПД простой ГТУ без регенерации в зависимости от начальной температуры газа tc , а на рис. 12.17 показано
изменение параметра χ в зависимости от температуры tc При расчете приняты условия возможного

Рис. 12.16. Влияние начальной температуры газа на оптимальное отношение давлений (кривые 1) и на КПД (кривые 2 и 3) для газотурбиной установки простой схемы без регенерации теплоты при следующих условиях:

tа = 15 °С; λ = δ /ε = 0,95; m г = 0,250; m в = 0,286; pа = 0,1 МПа;

для кривых 1 и 2 ηт = η к= 0,88; для кривых 3 ηт = 0,92

Рис. 12.17. Влияние начальной температуры газа на параметр χ, характеризующий удельные размеры ГТУ простой схемы, при следующих условиях: tа = 15 °С; ηт = η к= 0,88; m г = 0,250; m в = 0,286; pа = 0,1 МПа

выполнения однокорпусного воздушного компрессора на отношение давлений ε = 10; 15; 20 и 30. Меньшие из значений в настоящее время уже могут быть реализованы в современных конструкциях, более высокие значения ε относятся к перспективным конструкциям однокорпусных компрессоров, а также могут быть получены в так называемых двухкаскадных компрессорах.

Согласно рис. 12.16 и 12.17 увеличение начальной температуры газа от 800 до 1200 °С при ε = 20 даёт повышение экономичности (экономию топлива) на 23 % при одновременном возможном сокращении габаритов, характеризуемом уменьшением параметра χ на 48 %.

Из сказанного следует целесообразность повышения начальной температуры газа. Увеличение начальной температуры газов возможно двумя способами: использованием жаропрочных материалов для деталей, подвергаемых воздействию высокой температуры, и применением охлаждения этих деталей.

Наиболее ответственными деталями, в которых сочетаются высокая напряжённость и высокая температура, являются детали ротора газовой турбины, в первую очередь рабочие лопатки первой ступени. Поэтому надёжность лопаток первой ступени и определяет в значительной степени выбор начальной температуры газов перед турбиной. Если рабочие лопатки выполняются неохлаждаемыми, то возможность повышения начальной температуры газов в этом случае определяется жаропрочностью имеющихся материалов. В табл. 12.6 приведены допустимые начальные температуры газов для турбин с неохлаждаемыми рабочими лопатками из жаропрочных материалов при ресурсе работы 10 000 ч. Из данных таблицы видно, что лучшие жаропрочные сплавы дают возможность выбрать температуру газов не выше 900 °С.

В табл. 12.6 учтено, что температура металла рабочих лопаток в первой ступени несколько ниже начальной температуры газа перед турбиной, так как температура лопатки в потоке газа Tw близка к температуре торможения в относительном движении:

Разница температур газа перед турбиной и
металла лопаток

зависит от теплоперепада, приходящегося на первую
ступень, и степени реактивности и составляет
обычно ΔT = 30 … 60 К. В табл. 12.6 принято ΔT =
= 50 К.

Дальнейший подъем температуры Tc возможен
путём использования охлаждаемых рабочих лопаток. Применение охлаждения сопряжено с дополнительными потерями энергии. Данные рис. 12.16
относятся к неохлаждаемой газовой турбине.

Рассмотрим влияние дополнительных потерь охлаждения на экономичность простой ГТУ с воздушным охлаждением, которое осуществляется воздухом, забираемым из компрессора. Расход охлаждающего воздуха составляет 5-10 % и более общего расхода воздуха. Например, для снижения температуры рабочих лопаток на 250 °С требуется примерно 2-4 % воздуха. Этот воздух не совершает работу в охлаждаемой ступени турбины, а впоследующую ступень поступает со значительно меньшей температурой, чем температура газа.

Примем, что из компрессора часть воздуха в количестве G
b подается на охлаждение сопловых и рабочих лопаток первой ступени турбины, а воздух в количестве G проходит камеру сгорания и далее поступает в турбину. Оценим снижение КПД ГТУ, считая η к, ηт и ηк.c неизменными по сравнению с неохлаждаемой ГТУ при той же начальной температуре газа Tс и том же расходе воздуха G через камеру сгорания и турбину. КПД ГТУ при отсутствии охлаждения

При оценке КПД ГТУ с охлаждением необходимо учесть дополнительное снижение мощности: ΔN = G b (H0к/ η к – H0т ′ ηт ). Теплоперепад H 0т ′ определяется по температуре T ″ в воздуха, подаваемого от компрессора на охлаждение, и начальному давлению перед второй ступенью. Полагая теплоперепады всех ступеней одинаковыми, получаем, где — температура газов перед второй ступенью; Z — число ступеней газовой турбины. Таким образом, КПД турбины с охлаждением одной ступени η = [G (H0т ηт – H0к / η к) – ΔN ]/Gq1 . Легко убедиться, что относительное изменение КПД ГТУ
. (12.62)
Если, например, ϕ = 0,4, Z = 4, = 525 К и
= 1050 К, то
. Другими словами, при расходе охлаждающего воздуха, равном 1 %, КПД ГТУ снижается на 0,56 %. Действительное снижение КПД ГТУ будет больше определяемого по (12.62), поскольку снижается КПД охлаждаемой ступени вследствие утолщения выходных кромок лопаток, потерь смешения и др.
На рис. 12.18 показано влияние охлаждения нармального значения при tс = 1600 °С (при рассматриваемых условиях и выбранной схеме ГТУ) и дальнейшее повышение температуры приводит к снижению КПД за счёт интенсивного роста потерь охлаждения.

Рисунок 18 ‒ Влияние охлаждения лопаток на электрический
КПД ГТУ с охлаждением при постоянной температуре
металла лопаток:

1 ‒ КПД без учёта охлаждения; 2 ‒ то же с учетом охлаждения

12.11. ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫЕ ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ

Высокотемпературными обычно называются ГТУ, которые имеют газовую турбину с охлаждаемыми сопловыми и (или) рабочими лопатками. Из многих возможных систем охлаждения газовых турбин рассмотрим открытую систему воздушного охлаждения, получившую преимущественное распространение в современной газотурбинной технике.

Схема простой ГТУ с открытым воздушным охлаждением (рис. 12.19) содержит линии подачи охлаждающего воздуха с расходами Gв1 , Gв2 от
компрессора к различным точкам проточной части турбины. Охлаждающий воздух отбирается из камер, расположенных за некоторыми ступенями компрессора, и подаётся на охлаждение сопловых и рабочих лопаток первых нескольких ступеней турбины. Места отбора охлаждающего воздуха из компрессора выбираются в соответствии с давлением в том сечении турбины, куда подаётся охлаждающий воздух. Так, например, поток с расходом G _в1 подаётся на охлаждение сопловых и рабочих лопаток первой ступени турбины, поток с расходом G_в2 ‒ на охлаждение сопловых лопаток второй ступени и т.д. Число мест отбора охлаждающего воздуха из компрессора зависит в первую

Каждый поток охлаждающего воздуха после охлаждения сопловых и рабочих лопаток, дисков и элементов статора сбрасывается в проточную
часть газовой турбины, смешивается с основным потоком газов и расширяется в смеси с ним до конечного давления за турбиной, совершая при этом полезную работу.

Основные потоки сред в ГТУ с охлаждением показаны на рисунке 12. Полный расход воздуха на входе в компрессор, где G_к – расход воздуха, поступающего в камеру сгорания; G_в1, G_в2 … ‒ расходы воздуха, отбираемого от разных ступеней компрессора и направляемого в различные места для охлаждения элементов высокотемпературной ГТУ; G_у ‒ расход воздуха, используемого для подачи в концевые лабиринтные уплотнения турбины и компрессора. На выходе из камеры сгорания и на входе в сопловой аппарат первой ступени турбины расход G_т = G_к + B.

Поток с расходом G_у отводится в атмосферу от концевых лабиринтов турбины и компрессора.

На рисунке 13 показаны процессы сжатия воздуха в компрессоре (a) и расширения газа в турбине (б). Воздух на охлаждение в количестве Gв1
отбирается за компрессором при параметрах, соответствующих точке b (1') (рисунок 13, а), проходит по каналам системы охлаждения сопловых и рабочих решёток первой ступени газовой турбины и сбрасывается в основной поток газов за первой ступенью газовой турбины, где давление (рисунок 13, б). p″
2.

Рисунок 12 – Схема простой ГТУ с охлаждением

Рисунок 13 – Процесс охлаждаемой ГТУ в h, s-диаграмме:

а – сжатие воздуха в компрессоре, б – расширение газа в турбине

Следует отметить, часть расхода G_в1, идущая на охлаждение сопловых лопаток, сбрасывается в поток газа за сопловыми лопатками, другая часть – в поток за ступенью. Это уточнение несущественно и практически не сказывается на конечном результате, но его можно учесть при детальном расчёте процесса, происходящего в газовой турбине.

На сжатие воздуха в количестве G_в1 расходуется удельная работа H_к1, равная удельной работе компрессора H_к.

Отбор воздуха на охлаждение деталей последующих ступеней газовой турбины в количестве G_в2 производится из промежуточной ступени компрессора при параметрах воздуха, соответствующих точке 2′ (рисунок 13, а). Для его сжатия требуется совершить удельную работу Hк2. Этот воздух после использования его в системе охлаждения сбрасывается в проточную часть газовой турбины
при давлении (рисунок 13, б).

При этом, разность давлений должна обеспечивать преодоление гидравлического сопротивления тракта системы охлаждения от компрессора в точке 2′ до турбины, где давление равно.

Полезная работа, совершаемая сбрасываемым воздухом в количествах G_в1, G_в2 …, может быть определена в предположении, что температуры воздуха в точках подмешивания его при давлениях равны начальным температурам соответствующих потоков при отборе их из компрессора, т.е. температура потока с расходом G_в1 при подмешивании его к потоку газа при давлении принимается равной, температура потока с рас ходом G_в2 равна температуре воздуха в точке 2′ (рисунок 13) и т.д.

Высокотемпературные ГТУ с открытой системой воздушного охлаждения газовой турбины имеют по сравнению с ГТУ с неохлаждаемой турбиной следующие изменения полезной работы:

‒ снижение полезной работы вследствие некоторого уменьшения температуры рабочей среды за счёт охлаждения основного потока газа в каналах сопловых и рабочих решёток при течении его около охлаждённых воздухом стенок сопл и рабочих лопаток;

‒ дополнительную затрату работы на сжатие охлаждающего воздуха в компрессоре;

‒ уменьшение работы, вызванное снижением экономичности проточной части охлаждаемых ступе ней газовой турбины вследствие конструктивных особенностей охлаждаемых лопаток, таких, например, как утолщение выходных кромок, изменение формы профилей и др., и смешением потоков рабочего газа и сбрасываемого в проточную часть охлаждающего воздуха;

‒ увеличение полезной работы на значение работы, совершаемой охлаждающим воздухом, подмешанным к основному потоку после охлаждения им деталей газовой турбины.

Первое (из названных) уменьшение полезной работы расширения, как правило, невелико, и при выбираемых (как указано) начальных температурах воздуха в местах его подмешивания оно достаточно точно компенсируется уменьшением работы расширения сбрасываемых потоков.

Поэтому можно пренебречь уменьшением полезной работы газовой турбины, происходящим из-за снижения температуры рабочего газа, вызванного его охлаждением, но при этом не следует учитывать нагрев охлаждающего воздуха в элементах системы охлаждения и считать, что воздух сбрасывается в проточную часть газовой турбины при его температурах в местах отборов из компрессора.

Учитывая отличительные особенности ГТУ с охлаждением газовой турбины, представим удельную работу ГТУ в виде
, (20) где N_охл ‒ внутренняя мощность ГТУ (без учёта механических потерь); Gт ‒ расход газа на входе в газовую турбину; H_охл ‒ удельная работа ГТУ с охлаждением; H ‒ удельная работа неохлаждаемой турбины; ΔHк ‒ снижение работы турбины за счёт сжатия воздуха, подаваемого на охлаждение газовой турбины; ΔH_т ‒ потеря удельной работы турбины вследствие снижения эффективности охлаждаемых ступеней по сравнению с неохлаждаемыми ступенями; ΔH_в ‒ увеличение работы турбины за счёт работы охлаждающего воздуха, сбрасываемого в проточную часть; все величины в (20) отнесены к расходу газа на входе в газовую турбину.

В (12.64) gв1 , gв2 … — относительные расходы воздуха, отбираемого из компрессора на охлаждение; gв — полный относительный расход воздуха, отбираемого на охлаждение; Hк , Hк2 … — удельные работы сжатия воздуха до давлений (см. рис. 12.20).

Для определения ΔHт воспользуемся экспериментальными данными, согласно которым потеря удельной работы охлаждаемой ступени ΔHст может
быть найдена в виде

где gст = Gст /Gт — относительный расход воздуха
на охлаждение ступени; Hст — удельная работа
расширения газа в неохлаждаемой ступени; νн =
= 0,5 … 0,7 — опытный коэффициент, зависящий
от конструктивных особенностей охлаждаемых элементов ступени.
Если в турбине несколько охлаждаемых ступеней, то с использованием (12.66) получим для всей турбины

Принимая работы охлаждаемых ступеней равными: H
ст1 = Hст2 = … = Hст и коэффициенты νн
одинаковыми, имеем

где gв = gст1 + gст2 + … — суммарный относительный расход воздуха на охлаждение элементов проточной части всей турбины.

Разделив обе части (12.70) на удельную теплоту, подведённую в камере сгорания q1 = hс – (1 – gт )hb (g т = B/Gт ), и умножив на ηк.c , получим зависимость для определения внутреннего КПД ГТУ с охлаждением газовой турбины

где ηэ — электрический КПД ГТУ без охлаждения; ; (12.73) gв = Gв /Gт — суммарный относительный расход воздуха на охлаждение.

Сравнительные расчеты показывают, что приближенно

где z — число ступеней газовой турбины.

Зависимость (12.74) соответствует предположению, что весь охлаждающий воздух в количестве gвотбирается из напорного патрубка компрессора и сбрасывается в проточную часть за первой ступенью турбины.

При этом предположении, как видно из (12.71), завышаются значения как γк , так и γв . Расчёты показывают, что при этом их разность остается примерно постоянной и имеет вид (12.74). В (12.74) принято, кроме того, что работы всех ступеней газовой турбины равны, что, как правило, близко к действительности.

Расчёт тепловой схемы простой ГТУ с охлаждаемой газовой турбиной. С использованием полученных зависимостей представим методику расчёта тепловой схемы простой ГТУ с охлаждаемой газовой турбиной.

Коэффициент избытка воздуха α ГТУ с охлаждением имеет то же значение, что и для неохлаждаемой ГТУ. Прочие характеристики ГТУ с охлаждением определяем в следующем порядке.

1. Относительный расход воздуха на охлаждение находим по приближенной формуле, основанной на многочисленных сравнительных расчётах и данных испытаний ГТУ:

ОСНОВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ГАЗОВЫХ ТУРБИН

По принципу действия газовая турбина аналогична паровой. Ступень газовой турбины состоит из неподвижного соплового аппарата и ряда рабочих лопаток, расположенных на вращающемся колесе. В газовых турбинах больших мощностей, в частности в энергетических турбинах, применяют исключительно осевые ступени. Принцип действия паровых и газовых турбин одинаков, но последние имеют следующие существенные особенности, отличающие их от паровых турбин:

1. Газовые турбины выполняются для работы при более высокой температуре рабочего тела (газа) по сравнению с максимальной температурой пара в паровой турбине. Такая особенность обусловлена двумя обстоятельствами. Во-первых, наиболее горячие элементы ГТУ ‒ лопатки газовой турбины и детали камеры сгорания ‒ сравнительно легко могут быть выполнены охлаждаемыми. Поэтому температура рабочего тела (газа) перед газовой турбиной может быть выше максимальной температуры металла охлаждаемых сопловых лопаток первой ступени газовой турбины на несколько сотен градусов, в то время как в паровой турбине температура пара на входе в турбину должна быть на несколько десятков градусов ниже максимальной температуры металла пароперегревателей котла. Во-вторых, для горячих деталей ГТУ могут быть применены и применяются высокожаропрочные материалы, использование которых для пароперегревателей котлов, а также и для главных паропроводов ПТУ нерационально как по экономическим причинам, так и вследствие технологических трудностей. Наряду с охлаждением лопаток в газовых турбинах используется охлаждение роторов (дисков) и корпусов. Таким образом, газовая турбина имеет систему охлаждения.

2. Газовые турбины ‒ малоступенчатые. Мощные энергетические газовые турбины обычно имеют не более пяти ступеней, в то время как паровые турбины многоступенчатые: число ступеней в конденсационных и теплофикационных турбинах обычно более 20. Эта особенность газовых турбин связана с различиями в оптимальных параметрах газотурбинного и паротурбинного циклов. Несмотря на существенно более высокую температуру газа по сравнению с температурой пара, общий теплоперепад газовой турбины в 2-3 раза меньше общего теплоперепада конденсационной паровой турбины. Это объясняется существенно меньшим оптимальным отношением давлений для термодинамического цикла ГТУ (для ГТУ p_c/p_d = 10-30, а для ПТУ p₀/p_к доходит до 6000), а также большей (примерно вдвое) удельной теплоёмкостью пара по сравнению с этим параметром для газа.

Оптимальный теплоперепад ступени газовой турбины существенно выше среднего теплоперепада ступени паровой турбины. Вследствие меньшего отношения давлений в ГТУ, чем в ПТУ, абсолютное значение давления газа перед газовой турбиной существенно ниже давления свежего пара паровой турбины: в газовых турбинах р_с = 1-3 МПа, в паровых турбинах р₀ = 13-24 МПа (даны типичные значения давлений). Эта особенность сравниваемых турбин ведёт к тому, что при равной полезной мощности установок объёмный расход газа перед газовой турбиной (G_v)_г существенно (в 50-100 раз) больше расхода (G_v)_п при входе в паровую турбину. Здесь G ‒ расход рабочего тела; v ‒ удельный объем рабочего тела; индексы «г» и «п» относятся соответственно к газовой и паровой турбинам.
При существенно меньшем объёмном расходе в первых ступенях паровой турбины (в ЧВД) приходится принимать небольшие диаметры ступеней d cр
для того, чтобы высоты лопаток l были не очень малыми (как известно, при слишком малых высотах лопаток, например при l < 20 мм, существенно снижается экономичность ступеней).

Оптимальный теплоперепад ступени пропорционален, поэтому первые ступени паровой турбины (ступени ЧВД и первые ступени ЧСД) имеют
относительно малые теплоперепады. Вторая причина выбора малых диаметров ступеней в ЧВД (а также и в ЧСД) паровых турбин связана с технологическими ограничениями диаметра поковок роторов ВД и СД. В настоящее время в России имеется возможность производить поковки роторов диаметром более 2 м, поэтому технологических ограничений не существует. Ступени газовых турбин вследствие больших (G_v)_г не имеют жёстких ограничений по высотам лопаток, диаметры d_cр ступеней газовых турбин ограничиваются практически только условиями прочности и могут быть выбраны и выбираются существенно большими (например, в 2 раза и более), чем диаметры первых ступеней паровых турбин.

Малое количество ступеней газовых турбин обусловлена, во-первых, меньшим общим их теплоперепадом, во-вторых, большими значениями оптимального теплоперепада ступени газовой турбины.

3. Экономичность ГТУ существенно зависит от КПД турбины η_т: изменение η_т на 1 % ведёт к изменению в ту же сторону КПД ГТУ на 2-3 %, а не на 1 %, как это про

⇐ Предыдущая 1 2 3 456 Следующая ⇒