Исследование влияния параметров ГТУ и ПГУ на их характеристики на основе методики с детальным учетом потерь от охлаждения в газовой турбине Карпунин Алексей Павлович

Содержание к диссертации

Введение

1 Обзор литературных источников по теме диссертации 11

1.1 Существующие способы охлаждения ГТУ 11

1.2 Современные материалы и способы изготовления лопаток газовых турбин 25

1.3 Классификация дополнительных потерь в охлаждаемой газовой турбине 27

1.4 Обзор существующих методов расчета охлаждаемой газовой турбины и тепловой схемы ГТУ 31

1.5 Заключение по главе 35

2 Методика теплового расчета охлаждаемой ступени газовой турбины 37

2.1 Суть рассматриваемого метода 37

2.2 Течение в сопловых или рабочих решетках с учетом только аэродинамических потерь 41

2.3 Течение в сопловых или рабочих решетках с учетом аэродинамических потерь и дополнительных потерь от конвективного охлаждения 46

2.4 Течение в сопловых или рабочих решетках с учетом аэродинамических потерь, потерь при конвективном и пленочно-заградительном охлаждении

2.5 Приближенный подход к расчету потерь в сопловых и рабочих решетках в общем случае 53

2.6 Расчет температур газа за решетками 55

2.7 Уточнение аэродинамических потерь в межлопаточных каналах 57

2.8 Анализ влияния различных факторов на величину дополнительных потерь 60

2.9 Общий алгоритм расчета охлаждаемой ступени 66

2.10 Заключение по главе 73

3 Методика расчета тепловой схемы гту и описание разработанной программы 75

3.1 Методика расчета тепловой схемы ГТУ по первой итерации 76

3.2 Замечания по использованию формулы ВТИ 82

3.3 Методика расчета тепловой схемы ГТУ по второй итерации 83

3.4 Описание разработанной компьютерной программы «GTU» 84

3.5 Заключение по главе 89

4 Определение начальной температуры газа по данным испытаний, анализ и дополнение методики ISO 90

4.1 Описание методики расчета начальной температуры газа.. 90

4.2 Верификация разработанной методики расчета ГТУ на основе сравнения с результатами конструкторских расчетов 94

4.3 Заключение по главе 101

5 Результаты расчетов ГТУ и ПГУ 102

5.1 Пример поступенчатого теплового расчета охлаждаемой газовой турбины и расчета ГТУ по двум итерациям 102

5.2 Влияние начальной температуры газов и степени сжатия в компрессоре на параметры ГТУ 110

5.3 Влияние КПД компрессора на параметры ГТУ 119

5.4 Влияние допускаемой температуры металла на параметры

ГТУ 124

5.5 Влияние начальной температуры газов и степени сжатия в

компрессоре на параметры парогазовой установки 126

5.6 Заключение по главе 135

Выводы по работе 138

Список условных обозначений 140

Список литературы

• Классификация дополнительных потерь в охлаждаемой газовой турбине
• Течение в сопловых или рабочих решетках с учетом аэродинамических потерь и дополнительных потерь от конвективного охлаждения
• Замечания по использованию формулы ВТИ
• Верификация разработанной методики расчета ГТУ на основе сравнения с результатами конструкторских расчетов

Введение к работе

Актуальность работы

Направление отечественной энергетики, связанное с развитием и распространением газотурбинных и парогазовых установок, является весьма перспективным. Непрерывно совершенствуются подходы к расчету тепловых схем и элементов современных газотурбинных установок (ГТУ) и парогазовых установок (ПТУ). Значительное внимание уделяется разработке прогрессивных технологий сжигания топлива и улучшению экологических показателей установок.

В последние годы существенно возрос интерес к энергетическим ГТУ и ПТУ, особенностям их работы и оптимизации их параметров. Эффективность производства электроэнергии газотурбинными энергетическими установками зависит, прежде всего, от степени повышения давления воздуха в компрессоре и температуры газа перед газовой турбиной.

Повышение начальной температуры газа Т_с не только ведет к увеличению экономичности ГТУ, но и улучшает некоторые другие характеристики, в частности, увеличивает коэффициент полезной работы, ведет к снижению габаритов и стоимости ГТУ. Например, увеличение начальной температуры газа от 800 до 1200С при отношении давления в компрессоре є = 20 дает повышение экономичности (экономию топлива) на 23% при одновременном возможном сокращении габаритов установки.

Увеличение начальной температуры газов возможно двумя способами: использованием жаропрочных материалов и покрытий для деталей, подвергаемых воздействию высокой температуры, и применением охлаждения этих деталей. Темп роста жаропрочности материалов проточной части газовых турбин после 60-х годов XX века значительно уступает росту начальной температуры газа, поэтому основным средством, позволяющим гарантировать надежность работы ГТУ в этих условиях, является создание высокоэффективных систем охлаждения, прежде всего, для лопаточного аппарата проточной части. Наиболее распространенной и на данный момент практически единственно используемой является система открытого воздушного охлаждения, которая отличается рядом существенных преимуществ по сравнению с другими способами.

В связи с указанными обстоятельствами, на начальном этапе проектирования ГТУ и ПТУ возникает задача по выполнению достаточно точных расчетов охлаждаемых ГТУ с учетом всех дополнительных потерь, возникающих вследствие наличия системы открытого воздушного охлаждения в газовой турбине. В настоящее время практически отсутствуют подробные методики такого расчета, а учет потерь на охлаждение в существующей литературе ограничивается лишь общими соображениями или применением приближенных зависимостей, которые, как правило, не обеспечивают достаточную точность вычислений в широком диапазоне рассматриваемых параметров ГТУ.

Цели и задачи работы

Основными целями диссертационной работы являются:

1. разработка методики поступенчатого теплового расчета проточной части охлаждаемой газовой турбины, а также усовершенствование существующих методик расчета охлаждаемой ГТУ;

2. определение влияния некоторых параметров охлаждения (расход охлаждающего воздуха, угол выхода воздуха в проточную часть и пр.) на величину дополнительных потерь в ступени;

3. проведение расчетов ГТУ в широком диапазоне начальных параметров (начальная температура Т_с и отношение давлений в компрессоре є), исследование влияния начальных параметров на характеристики простой одновальной ГТУ;

4. исследование влияния начальных параметров ГТУ на характеристики утилизационной ПГУ, в составе которой работает рассчитанная ГТУ. Научная новизна работы

В рамках выполнения диссертационной работы разработана и апробирована новая методика расчета охлаждаемой ступени газовой турбины с учетом дополнительных потерь, возникающих вследствие наличия системы открытого охлаждения. На базе методики расчета охлаждаемой ступени сформулирована методика расчета охлаждаемой ГТУ.

Впервые выполнены расчеты экономических показателей и параметров ГТУ в диапазоне начальных температур до 2000С и в диапазоне отношений давления в компрессоре от 10 до 60.

Разработан способ определения начальной температуры газовой турбины по данным тепловых испытаний на ТЭС при отсутствии измерений начальной температуры.

Получен вывод о существовании максимума КПД утилизационной ПГУ при условии ограничения максимальной температуры металла лопаток в газовой турбине и максимальной температуры пара в паровой турбине. Практическая значимость

На основе сформулированных методик в среде Delphi разработана компьютерная программа для расчета параметров охлаждаемой ГТУ, которая может быть использована для предварительной оценки характеристик ГТУ в широком диапазоне начальных параметров на начальной стадии проектирования установок.

Способ определения начальной температуры газовой турбины по данным тепловых испытаний может быть рекомендован в качестве полезного дополнения к существующим нормам ISO. Достоверность и обоснованность результатов

Достоверность теоретических выкладок обосновывается применением базовых физических законов и уравнений механики, аэродинамики и термодинамики.

Численные расчеты выполнены с использованием компьютерной техники и применением общепризнанных математических методов вычислений.

Верификация численных расчетов проведена на основе сравнения некоторых полученных результатов с опубликованными данными по тепловым испытаниям ГТУ_? а также с данными производителей ГТУ, опубликованными в открытых источниках. Положения, выносимые на защиту

1. Методика детального расчета охлаждаемой газовой турбины с учетом дополнительных потерь, возникающих вследствие наличия системы воздушного охлаждения.

2. Методика уточненного расчета охлаждаемой ГТУ.

3. Методика расчета начальной температуры газа в газовой турбине по данным тепловых испытаний ГТУ.

4. Результаты расчетов характеристик охлаждаемых ГТУ в диапазоне начальных температур газа Т_с от 1000 до 2000С и отношений давления с от 10 до 60.

5. Результаты расчетов характеристик простой утилизационной ПГУ, в составе которой работает рассчитанная ГТУ, при условии ограничения максимально допускаемых температур металла газовой турбины и паровой турбины.

Апробация результатов работы

Основные результаты диссертационной работы докладывались на следующих научно-технических конференциях, симпозиумах и семинарах:

— международные научно-технические конференции студентов и
аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика» (Москва, 2013-
2016 гг.);

всероссийская научно-техническая конференция молодых ученых и специалистов «Новые решения и технологии в газотурбостроении» (Москва, 2015 г.);

научный семинар кафедры Паровых и газовых турбин, ФГБОУ ВО «НИУ «МЭИ»;

заседание кафедры Паровых и газовых турбин, ФГБОУ ВО «НИУ «МЭИ».

Публикации

По результатам диссертационной работы опубликовано 7 печатных работ, в том числе 2 статьи в журналах, рекомендованных ВАК, и 5 докладов в сборниках трудов научно-технических конференций. Структура и объем работы

Диссертационная работа изложена на 182 страницах и состоит из введения, 5 глав, заключения, списка условных обозначений, списка литературы и одного приложения. Работа содержит 34 рисунка и 10 таблиц. Список литературы содержит 81 наименование.

Классификация дополнительных потерь в охлаждаемой газовой турбине

В качестве материалов для изготовления лопаток с жаропрочными свойствами преимущественно используются сплавы на никелевой или никелькобальтовой основе, которые позволяют достигать температуры металла на уровне 800-900оС. Включение различных элементов (рений, молибден, вольфрам, хром и пр.) в сплавы на основе никеля позволяет улучшить отдельные свойства таких сплавов. Обзор современных публикаций [16, 25, 31, 72, 76] показывает существование разработок сверхпрочных жаростойких сплавов (например, на основе ниобия), которые способны длительно выдерживать температуру до 1350-1400оС при сохранении высоких прочностных характеристик. Указанные материалы могли бы использоваться для изготовления деталей газовых турбин, в том числе сопловых и рабочих лопаток, находящихся в зоне воздействия высоких температур. Так можно было бы значительно снизить затраты на охлаждение этих деталей, однако использование указанных материалов пока затруднено по ряду причин, в частности, из-за их склонности к окислению и высокотемпературной коррозии.

В настоящее время лопатки газовых турбин преимущественно изготавливаются различными видами литья, так как именно литье позволяет получить сравнительно точную заготовку с высоким качеством поверхности, сложными внутренними полостями. При этом становится возможным применение специальных литейных сплавов, обладающих более высоким уровнем механических и эксплуатационных свойств. Распространенной технологией изготовления лопаток для высокотемпературных ступеней газовых турбин является точное литье по выплавляемым моделям [41, 58]. Технология позволяет реализовать направленную кристаллизацию в лопатках и получение монокристаллических литых лопаток.

Точным литьем изготавливаются сопловые и рабочие лопатки с оптимизированной системой внутренних полостей и каналов для конвективного охлаждения, затем для выхода охлаждающего воздуха и организации процесса пленочного охлаждения методом электроэрозионной обработки в стенке лопаток прожигаются отверстия. Для уменьшения теплового потока от горячего газа к деталям турбины также используются специальные жаростойкие теплоизоляционные покрытия. Наибольшим распространением пользуются металлические и металлокерамические защитные покрытия. За счет своей низкой теплопроводности покрытия позволяют при неизменном расходе охлаждающего воздуха дополнительно понизить температуру несущей стенки лопатки. Это означает, что при прежнем расходе воздуха на охлаждение становится возможным увеличить начальную температуру газов перед турбиной и таким образом повысить мощность и экономичность ГТУ. Для повышения коррозионной стойкости металла лопаток высокотемпературных газовых турбин могут применяться различные виды защитных ионно-плазменных покрытий [31, 45, 52]. В работе [2] дается обстоятельное и подробное описание различных видов покрытий, применяемых для деталей газовых турбин. Изложены характеристики металлических и керамических покрытий, способы их нанесения, приведены данные по их долговечности и стабильности.

В газовых турбинах с воздушным охлаждением рабочий процесс имеет ряд существенных отличий по сравнению с неохлаждаемыми турбинами. Наличие охлаждающего воздуха, который необходимо отбирать из компрессора и который затем сбрасывается в проточную часть турбины, влечет за собой ряд дополнительных потерь.

В различных работах приводится классификация дополнительных потерь, возникающих вследствие наличия системы охлаждения. Однако единой классификации дополнительных потерь не существует, авторами зачастую используется различная терминология, а в ряде случаев в термины вкладывается различное смысловое наполнение.

На основе обобщения имеющейся информации в данной работе принято следующее разделение дополнительных потерь вследствие охлаждения: конвективные потери, перфорационные потери, дополнительные аэродинамические потери, а также потери на сжатие и прокачку охлаждающего воздуха. Потери от конвективного охлаждения (конвективные потери). Этот вид потерь возникает вследствие отвода теплоты от потока газа, протекающего в межлопаточном канале, к более холодному металлу лопаток и далее — к охлаждающему воздуху, протекающему по внутрилопаточным каналам. Отвод тепла приводит к потере полезной энергии и в результате понижает располагаемую работу ступени при прочих неизменных параметрах. Очевидно, что температура рабочего тела за ступенью также будет понижаться по сравнению с процессом в неохлаждаемой ступени.

Конвективные потери существуют при любом способе охлаждения решеток (как закрытом, так и открытом).

Согласно [35], для турбинных ступеней с конвективным охлаждением, работающих на отношении давлений 2,5-3 при разнице температур между потоком газа и металлом лопаток 300-350оС, конвективные потери составляют 0,2-0,3%. В случае конвективно-пленочного охлаждения доля термодинамических потерь, как правило, несколько выше из-за увеличения количества охлаждающего воздуха, необходимого для организации такого процесса.

Потери от перфорационного охлаждения (перфорационные потери). В открытой системе охлаждения потери смешения возникают из-за смешения двух потоков: подмешивания охлаждающего воздуха, сбрасываемого в проточную часть, к основному потоку газа. Эти потери зависят от относительного расхода охлаждающего воздуха, от разницы энтальпий двух потоков и от величины угла между их направлениями. В первых ступенях высокотемпературных газовых турбин этот вид потерь представляет собой бльшую часть от дополнительных потерь, связанных с охлаждением лопаток. В системе закрытого воздушного охлаждения, когда охлаждающий воздух не подмешивается к основному потоку газа, перфорационные потери отсутствуют.

Течение в сопловых или рабочих решетках с учетом аэродинамических потерь и дополнительных потерь от конвективного охлаждения

В данном разделе произведен анализ влияния различных факторов на величину дополнительных потерь в охлаждаемой решетке. Исследуется влияние следующих параметров: — общий расход охлаждающего воздуха; — угол выхода охлаждающего воздуха из перфорационных отверстий; — место выхода охлаждающего воздуха на профиле лопатки; — отношение расходов охлаждающего воздуха на конвективное и перфорационное охлаждение. Анализ влияния общего расхода охлаждающего воздуха Gв /G, угла выхода воздуха из перфорационных отверстий и отношения расходов на конвективное охлаждение и перфорацию произведен на основе методики, изложенной в предыдущих разделах главы. Все расчеты произведены для сопловой решетки №22 из [9]. Для расчета во всех случаях были использованы следующие исходные данные. 1. Параметры перед ступенью: начальная температура газа по параметрам торможения т0 = 1350 о С; начальное давление по параметрам торможения Jj0 = 1,810 6 Па; давление за сопловой решеткой = 1,3106 Па. 2. Параметры охлаждающего воздуха: Тв = 430 оС, скорость св = 200 м/с. Воздух через перфорацию подается равномерно по профилю лопатки. Для оценки влияния общего расхода охлаждающего воздуха произведены расчеты для различных значений относительного расхода воздуха от Gв /G = 0 (охлаждение отсутствует) до Gв /G = 0,1. При этом половина воздуха шла только на конвективное охлаждение и выдувалась через выходную кромку, другая половина — на перфорационное с равномерным выдувом вдоль профиля, а угол выхода воздуха из перфорационных отверстий был выбран = 60о. Результаты в виде диаграммы приведены на рисунке 2.4.

Как видно из построенного графика, данная кривая имеет практически линейный характер во всем указанном диапазоне изменения относительного расхода охлаждающего воздуха. Потери в решетке при изменении относительного расхода воздуха от 0 до 0,10 возрастают почти на 4%. Начальное значение потерь (около 0,06) при отсутствии охлаждающего воздуха обозначает величину аэродинамических потерь для данного случая. Физически также очевидно, что с ростом количества охлаждающего воздуха растет как конвективная, так и перфорационная составляющая суммарных потерь.

Далее проанализировано влияние угла выхода охлаждающего воздуха на потери. Для этого случая расход воздуха на охлаждение был принят Gв/G = 0,065, из которого половина шла на конвективное охлаждение, половина — на перфорационное. Изменение угла произведено в пределах от 0 до 90о. Результаты представлены на рисунке 2.5.

В пределах изменения угла от 0 до 30о практически не происходит изменения коэффициента потерь в решетке. Однако с дальнейшим увеличением угла потери растут тем значительнее, чем больше изменение угла . Общее увеличение коэффициента потерь при росте угла выхода воздуха от 0 до 90о составляет при указанных исходных данных почти 2%. Физический смысл такого увеличения потерь прост. Поскольку угол — это угол между векторами скоростей основного потока газа в канале и выдуваемого в канал воздуха, то суммарный вектор скорости потока после смешения будет максимальным, если данные два вектора совпадают по направлению, т.е. = 0о. Однако нулевой угол возможен только при выдуве из отверстий, расположенных на выходных кромках лопаток. Для вогнутой и выпуклой сторон профиля лопатки этот угол ограничен в меньшую сторону технологическими особенностями выполнения отверстий и не может быть меньше 3040о.

Оценку влияния места выдува охлаждающего воздуха на коэффициент потерь не представляется возможным произвести только на основе теоретических расчетов. Согласно [36], выполненные специальные исследования решетки натурных профилей сопловых лопаток, типичных для первых ступеней охлаждаемых турбин, показали следующие характерные особенности влияния выдува воздуха при перфорационном охлаждении на потери трения.

При выпуске воздуха через ряд отверстий, ближайший к входной кромке на выпуклой поверхности профиля дополнительные потери трения составляют тр.п = (0,150,3)%; для аналогичного ряда отверстий на вогнутой поверхности трп = (0,250,3)%.

По мере удаления места выпуска воздуха от входной кромки тр.п уменьшается до значений (0,050,07)%, а для некоторых рядов отверстий такая погрешность становится сравнимой с погрешностью эксперимента.

Влияния выдува из отверстий, расположенных на входной кромке вблизи точки полного торможения, не обнаружено. Дополнительные потери на трение практически не зависят от относительного расхода выдуваемого воздуха.

Таким образом величина относительных потерь меняется от 0 до 0,3% в зависимости от места расположения перфорационных отверстий на профиле решетки. Суммарное повышение потерь трения для решеток с выдувом воздуха составляет (0,40,5)%.

Влияние соотношений расходов воздуха на перфорацию и на конвективное охлаждение также произведено для исходных данных из примеров, приведенных выше. При этом относительный расход охлаждающего воздуха Gв /G = 0,065, угол выхода воздуха из перфорационных отверстий = 60о. Расход на перфорацию по отношению к общему расходу охлаждающего воздуха меняется в пределах от нуля (пленочное охлаждение отсутствует) до единицы (присутствует только пленочное охлаждение). Результаты показаны на рисунке 2.6.

Как следует из полученного графика, коэффициент потерь минимален в случае отсутствия перфорационного охлаждения, т.е. если вс охлаждение осуществляется только за счет конвективной составляющей. С увеличением количества воздуха, выдуваемого из перфорационных отверстий, растут и суммарные потери, т.е. перфорационная составляющая потерь значительно превышает конвективную составляющую. В приведенном примере коэффициент потерь в решетке увеличивается более чем на 4% при переходе от конвективного к пленочному охлаждению при сохранении постоянного общего расхода охлаждающего воздуха.

Замечания по использованию формулы ВТИ

При расчете тепловой схемы простой ГТУ (рисунок 3.1) без учета охлаждения деталей газовой турбины исходными величинами, заданными или принимаемыми по оценке, являются: — электрическая мощность N3, кВт; — температура газов перед турбиной Тс, К; — температура воздуха на входе в компрессор Та, К; — отношение давлений компрессора є = рь/ра; — коэффициент потерь давления X = 8/є; — коэффициент использования теплоты топлива в камере сгорания гкс; — механический КПД турбины пм; — КПД электрического генератора г\эт; — характеристики топлива: теплота сгорания топлива Кт, кДж/кг; количество воздуха, необходимое для сжигания 1 кг топлива L0, кг/кг; энтальпия топлива /гтп, кДж/кг; — изоэнтропийный КПД турбины гт; — изоэнтропийный КПД компрессора пк; — характеристики чистых продуктов сгорания; — коэффициент утечек Оу.

Расчет тепловой схемы ГТУ производят в следующем порядке [41]. 1. Определяют параметры процесса сжатия воздуха в компрессоре СрвИ ив. По первому приближению принимают w?B = i?B/ B 0,28. Температуру воздуха в конце процесса сжатия в компрессоре находят по формуле Tb=Ta1 + (mв -1)/цк. (3.1) Рисунок 3.1 — Принципиальная схема простой одновальной ГТУ По температуре Тъ, пользуясь таблицей, определяют энтальпию hb, а по температуре Та — начальную энтальпию воздуха при входе в компрессор ha. Находят среднюю теплоемкость воздуха при сжатии его в компрессоре по формуле Cpв = {hb - ha)l{tb - ta\ (3.2) после чего уточняют значение тв: тв = Яв1срв = 0,287/с , (3.3) а также значения температуры Тъ в конце процесса сжатия в компрессоре по формуле (3.1) и hb по таблице. 2. Предварительно при помощи таблицы определив по известным параметрам Тс и Ть все необходимые энтальпии, по формуле, полученной из уравнения теплового баланса камеры сгорания, рассчитывают коэффициент : = [ ткс + U-K + /?тп - (1 + L0yhпс] I [Lo-(hв - hb], (3.4) где hпс, hв — энтальпии чистых продуктов сгорания и воздуха при температуре Тс. 3. Энтальпию газа перед турбиной находят по формуле hc = [(1 + L0)/(1+ L0)]-/2пс + [(( - 1)-L0)/(1 + L0)]-hв. (3.5) 4. Определяют параметры процесса расширения газа в турбине, для чего, предварительно задавшись значением тг, например тг 0,25, вычисляют температуру газа Td за турбиной по формуле Тл=Тс -{\-д- УпХ (3.6) затем находят энтальпию газа hd за турбиной, используя таблицу и формулу (3.5), где энтальпии hпс и hв определяются для температуры Td. Среднюю теплоемкость в процессе расширения газа в турбине рассчитывают по формуле cpг = {hc - hd)l{tc - td). (3.7) Уточненное значение тг находят как mг = Rгlcpг. Газовая постоянная, кДж/кг, продуктов сгорания і?г = 8,314/г, (3.8) где молекулярная масса продуктов сгорания г = вгв + пс(1 -гв), (3.9) здесь в, пс — молекулярные массы воздуха и чистых продуктов сгорания; объемная доля воздуха в продуктах сгорания rв = [q( - 1)]/[1 + q-( - 1)]; (3.10) q = (пс/в) IM1 + о)] (3.11) Зная тг, находят уточненное значение Td по формуле (3.6), энтальпию hd за газовой турбиной по формуле (3.5), где энтальпии hпс и К определяют по уточненной температуре Td, используя таблицу характеристик сухого воздуха и продуктов сгорания топлива. 5. Работа расширения 1 кг газа в турбине: Hт = hc - hd. (3.12) 6. Работа, затраченная на сжатие 1 кг воздуха в компрессоре: Hк = hb - ha. (3.13) 7. Расход газа через турбину определяется из уравнения мощности ГТУ Gт = Ne/He, (3.14) где Ne = ЛУгэг; Не = Нт-цм -Ь-Нк, Ъ = aL0(\ + ау) / (1 + a-L0); здесь ау — коэффициент, характеризующий дополнительные расходы воздуха на утечки через уплотнения компрессора и турбины; обычно ау = 0,005...0,02. 8. Расход воздуха, подаваемого компрессором: GK,= GK-(\ + ay) = b-GT. (3.15) 9. Расход топлива: 5 = GT/ (l + a-Lo). (3.16) 10. Мощность, развиваемая газовой турбиной: NT = GT-HT. (3.17) 11. Мощность, потребляемая компрессором: NK = GK-HK. (3.18) 12. Коэффициент полезной работы: Фп = Ne INT = 1 - b-HJHT. (3.19) 13. Коэффициент полезного действия ГТУ (электрический КПД): цэ = Ст-Не-цэт/(В-Кт). (3.20)

Методика расчета тепловой схемы простой ГТУ с охлаждаемой газовой турбиной заключается в следующем. Сначала в соответствии с методикой, изложенной выше, выполняется расчет ГТУ без охлаждения и определяются все основные характеристики: а, Я, Ят, Як, фп, п. Коэффициент избытка воздуха а для ГТУ с охлаждением имеет то же значение, что и для неохлаждаемой ГТУ. Прочие характеристики ГТУ с охлаждением определяем в следующем порядке.

Относительный расход воздуха на охлаждение находим по приближенной формуле («формула ВТИ»), основанной на многочисленных сравнительных расчетах и данных испытаний ГТУ: gB = 0,02 + 0,32- W3iTс - Tw\ (3.21) где Tw — наибольшая допустимая температура металла сопловых или рабочих лопаток, определяемая по условиям прочности; Тс — температура газа перед турбиной. 2. Определяем (ук - ув) по формуле Ук - Ув = [(1 - Ф) / ф] - [(z - 1)/гф]-(Гі7Г2”), (3.22) где z — число ступеней газовой турбины. Также находим ут по формуле Ут = н/ф)-(Яст/Ят), (3.23) для чего предварительно определяем (Нст/Нт) \lz. Здесь Яст — удельная работа расширения газа в неохлаждаемой ступени; vH — опытный коэффициент, зависящий от конструктивных особенностей охлаждаемых элементов ступени; Т{ и Г2” — соответственно температура воздуха в точке отбора в компрессоре и температура газа в точке сброса этого же воздуха в проточную часть газовой турбины. Для расчета по первой итерации принимается значение vH = 0,5... 0,7; однако в случае дальнейшего детального расчета газовой турбины коэффициент vH может быть уточнен. допущений (3.23) требует предварительного проведения поступенчатого расчета охлаждаемой газовой турбины, определения расходов охлаждающего воздуха по венцам и расчета дополнительных потерь в газовой турбине, вызванных охлаждением.

Верификация разработанной методики расчета ГТУ на основе сравнения с результатами конструкторских расчетов

Расчет парогазовой установки, в составе которой работает рассчитанная ранее ГТУ, производится при двух изменяемых параметрах: температуре газов перед газовой турбины Tc и степени сжатия в компрессоре .

Расчеты ПГУ проведены для двух вариантов исполнения тепловой схемы: двухконтурная ПГУ и трехконтурная ПГУ с промежуточным перегревом пара.

Изменяемыми параметрами при расчете ПГУ являются электрический КПД ГТУ ГТУ, температура уходящих газов Td и расход уходящих газов Gух, которые получены в результате расчета ГТУ. Все остальные величины задаются постоянными и сохраняются в течение всей серии расчетов в рамках численных исследований ПГУ.

Расчеты двухконтурной ПГУ произведен по программе «UPGU», разработанной на кафедре Паровых и газовых турбин МЭИ, и которая осуществляет расчет тепловой схемы двухконтурной ПГУ с деаэратором и паровой турбиной двух давлений, состоящей из ЦВД с камерой смешения и двухпоточного ЦНД. В программе «UPGU» реализована методика расчета двухконтурной ПГУ, подробно изложенная в [60]. Приняты следующие значения параметров котла-утилизатора: — состав газа соответствует продуктам сгорания метана; — давление в барабане ВД poВД = 6,9 МПа; — давление в барабане НД poНД = 0,66 МПа; — недогрев пара ВД до температуры газов toВД = 35 оС; — недогрев пара НД до температуры газов toНД = 12 оС; — недогрев конденсата ВД в пинч-точке tбВД = 9 оС; — недогрев конденсата НД в пинч-точке tбНД = 9 оС; — температура питательной воды tпв = 60 оС; — гидравлические сопротивления ППВД и ППНД отсутствуют; — гидравлическое сопротивление ЭВД pЭВД = 0,35 МПа; — гидравлическое сопротивление ГПК pГПК = 0,08 МПа; — давление в деаэраторе pд = 0,65 МПа; — недогрев в ГПК до температуры насыщения в деаэраторе tд = 11 оС. Для расчета паровой турбины задаются следующие значения исходных величин: — давление в конденсаторе pк = 5 кПа; — потеря давления в клапанах ВД pВД = 0,05 МПа; — потеря давления в клапанах НД pНД = 0,05 МПа; — давление в поворотной камере pпк = 1,78 МПа; — давление перед ЦНД p цнд = 0,16 МПа; — диаметр последней ступени dz = 2,48 м; — длина лопатки последней ступени lz = 0,96 м; — механический КПД мех = 0,99; — КПД электрогенератора эг = 0,98.

Расчет трехконтурной ПГУ с промежуточным перегревом пара произведен по программе «Calc_PGU», также разработанной на кафедре Паровых и газовых турбин МЭИ, которая осуществляет расчет тепловой схемы трехконтурной ПГУ с промежуточным перегревом пара. В программе «Calc_PGU» реализована методика расчета, изложенная в [59]. Приняты следующие исходные параметры для котла-утилизатора: — состав газа соответствует продуктам сгорания метана; — давление в барабане ВД poВД = 12,0 МПа; — давление в барабане СД poСД = 3,0 МПа; — давление в барабане НД poНД = 0,40 МПа; — температура промперегрева равняется температуре пара ВД; — недогрев пара ВД до температуры газов toВД = 20оС; 128 — недогрев конденсата ВД в пинч-точке tбВД = 5оС; — недогрев конденсата СД в пинч-точке tбСД = 5оС; — недогрев конденсата НД в пинч-точке tбНД = 10оС; — температура питательной воды tпв = 60оС; — гидравлические сопротивления пароперегревателей отсутствуют; — недогрев в ГПК до температуры насыщения в деаэраторе tд = 10,6оС. Для расчета паровой турбины задаются следующие значения исходных величин: — давление в конденсаторе pк = 5 кПа; — потеря давления в клапанах ВД pВД = 0,05 МПа; — потеря давления в клапанах СД pНД = 0,05 МПа; — потеря давления в клапанах НД отсутствует; — диаметр последней ступени dz = 2,8 м; — длина лопатки последней ступени lz = 0,96 м; — механический КПД мех = 0,99; — КПД электрогенератора эг = 0,98. Еще одной важной особенностью расчета парогазовой установки является ограничение максимальной температуры свежего пара, поступающего в паровую турбину, определяемой, в первую очередь, длительной прочностью ротора. Для современных паровых турбин предельная температура свежего пара на входе в ЦВД и после промперегрева не превышает 610-615оС. Поэтому в расчетах ПГУ принято ограничение по максимальному значению температуры пара на входе в паровую турбину на уровне 615оС, что соответствует температуре газов на выходе из газовой турбины Td = 650оС.

В результате расчетов для различных значений отношения давлений в компрессоре (в диапазоне от 10 до 60) и температуры перед газовой турбиной Tc (в диапазоне от 1000 до 2000оС) получены значения КПД парогазовых установок ПГУ. Результаты произведенных расчетов для двухконтурной ПГУ сведены в таблицу 5.3, для трехконтурной с промперегревом — в таблицу 5.4 и графически показаны на рисунках 5.9 и 5.10 соответственно.