ІНСТИТУТ ТЕХНІЧНОЇ ТЕПЛОФІЗИКИ

НАН УКРАЇНИ

МАТВІЄНКО ВАЛЕРІЙ ТИМОФІЙОВИЧ

УДК 621. 438

КОГЕНЕРАЦІЙНІ ГАЗОТУРБІННІ УСТАНОВКИ

З ТУРБОКОМПРЕСОРНИМ УТИЛІЗАТОРОМ ДЛЯ ЛОКАЛЬНИХ ОБ'ЄКТІВ ЕНЕРГОСПОЖИВАННЯ

спеціальність 05.14.14 - теплові та ядерні енергоустановки

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

доктора технічних наук

Київ - 2000

Дисертацією є рукопис

Робота виконана в Севастопольському державному технічному університеті Міністерства освіти і науки України

Науковий консультант - доктор технічних наук

Капустін Віктор Володимирович,

Севастопольський державний технічний університет,

професор кафедри експлуатації морських суден та споруд

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, Биков Геннадій Олександрович, Київський міжнародний університет цивільної авіації, професор кафедри авіаційних двигунів

доктор технічних наук, професор Любчик Геннадій Миколайович, Національний технічний університет України “КПІ”, професор кафедри теплоенергетичних установок, теплових та атомних електростанцій

доктор технічних наук, Носач Вільям Григорович, Інститут технічної теплофізики НАН України, провідний науковий співробітник

Провідна установа - Інститут проблем машинобудування ім. А.М. Підгорного НАН України

Захист відбудеться “17” жовтня 2000 р. о 14.00 годині на засіданні спеціалізованої вченої

ради Д26.224.01 Інституту технічної теплофізики НАН України за адресою: 03057, м. Київ,

вул. Желябова, 2а.

З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Інституту технічної теплофізики НАН України за адресою: 03057, м. Київ, вул. Желябова, 2а.

Автореферат розісланий “01” вересня 2000 р.

Вчений секретар спеціалізованої ради,

доктор технічних наук Кривошей Ф.О.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Україна є незалежною державою, що має потужний промисловий потенціал. У цих умовах енергетика для України є базовою галуззю економіки, що визначає виробництво ВВП, економічну безпеку країни. Якщо в 1990 році в Україні вироблялося 298,5 млрд. кВт·год електроенергії, то в 1995 році обсяг виробництва електроенергії склав 193,6 млрд. кВт·год. Виробництво (споживання) теплової енергії в цілому по країні залишається стабільним у межах 400-450 млн. Гкал на рік. Що стосується паливних ресурсів, то власний видобуток природного газу на рік складає 18,2 млрд. м3, а вугілля - 71,5 млн. т відповідно. Це дозволяє компенсувати 21,3 (10%) і 45 (21%) млн. т.у.п. або 31% від потреби країни в паливі. Біля 144 млн. т.у.п. потрібно поставити з інших джерел або імпортувати. Основним видом палива на найближчу перспективу залишається природний газ, частка якого в паливному балансі складає біля 50%.

Хоча сталося різке зменшення виробництва електроенергії (головним чином через структурну зміну економіки і зменшення експортних поставок) залежність країни по паливних ресурсах від зовнішніх поставок залишається дуже великою і складає 70%. У цих умовах проблеми енергозбереження виступають на перший план як на стадії генерування і транспортування, так і споживання енергії.

Потрібно відзначити той факт, що у спадщину від СРСР в Україні залишилися 17 великих ТЕЦ, з яких тільки три (найменші) виробляють теплову й електричну енергію, інші - тільки електроенергію. Питома вага комбінованих ТЕС не перевищує 5% від потужності ТЕС України. Це свідчить про те, що при централізованому виробництві електроенергії біля 2/3 теплоти, що міститься в паливі, безповоротно втрачається у зовнішнє середовище, що для ТЕС складає біля 200 млн. кВт·год на рік. Корисно використовувати енергію, що безповоротно втрачається сьогодні дозволяє застосування когенераційних технологій, які є на сьогоднішній день одним з найкращих і результативних шляхів підвищення ефективності використання палива в енергетиці.

Когенераційні технології можливо реалізувати при децентралізованому виробництві енергії, наближеному до споживачів. У цьому випадку потрібні станції середньої і малої потужності, що реально можна створити на базі газотурбінних двигунів. Визначальним чинником також є надзвичайно високий моральний і фізичний знос електрогенеруючого устаткування, потребуючий протягом найближчого десятиріччя практично повної заміни або модернізації устаткування ТЕС. Тому створення технічних засобів реалізації когенераційних технологій є актуальним завданням для енергетики країни.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертаційна робота узагальнює результати досліджень і дослідно-конструкторських робіт, виконаних автором в межах науково-технічних програм і координаційних планів, Постанов КМ України:

1.

Науково-технічна розробка (наказ ДКНТ № 15 від 17.11.95) “Розробка когенераційних газотурбінних установок для локальних енергоспоживачів”.

2. Національної енергетичної програми “Основні напрямки розвитку енергетики України на період до 2010 року”.

3.

4.

Мета і завдання дослідження. Метою дисертаційної роботи є підвищення ефективності когенераційних газотурбінних установок за допомогою глибокої утилізації теплоти з використанням турбокомпресорних утилізаторів на базі високотемпературних ГТД для локальних об'єктів енергопостачання.

Розв'язання поставленої науково-технічної проблеми дозволить задіяти великий промисловий потенціал України в галузі газотурбобудування і сприяти реалізації національної програми щодо створення енергозберігаючих технологій.

Відповідно до поставленої мети необхідно вирішити наступні завдання:

·

· розробити термодинамічні моделі для дослідження теплових процесів у циклах високотемпературних ГТД з урахуванням застосування турбокомпресорних утилізаторів;

· провести дослідження характеристик циклів ГТД з турбокомпресорним утилізатором із визначенням оптимальних значень параметрів циклів;

· розробити методи і дослідити властивості теплових схем енергетичних і приводних ГТД з турбокомпресорним утилізатором при змінному режимі;

· дослідити роботу ГТД з турбокомпресорним утилізатором у когенераційному режимі і визначити загальну теплову ефективність схем установок при забезпеченні вимог локальних енергоспоживачів;

· створити дослідний когенераційний газотурбогенератор і провести експериментальну перевірку щодо підтвердження теоретичних розробок, визначити основні експлуатаційні характеристики й умови роботи елементів турбокомпресорного утилізатора й установки в цілому;

· оцінити ефективність запропонованих рішень при розробці проектів (техпропозицій) на створення енергетичних і приводних когенераційних ГТУ з турбокомпресорними утилізаторами разом з головними КБ підприємств газотурбобудування України.

Наукова новизна отриманих результатів.

1.

2. Розроблена термодинамічна модель для аналізу ефективності циклів високотемпературних ГТД з застосуванням турбіни перерозширення.

3. Вперше отримані теоретичні дані щодо дослідження характеристик циклів ГТД з турбіною перерозширення з одержанням оптимальних параметрів циклів при ускладненні циклів Брайтона і циклів з регенерацією теплоти.

4. Розроблено метод аналізу теплотехнічних характеристик ГТД з турбокомпресорним утилізатором при роботі установки в когенераційному режимі. Вперше отримані дані досліджень теплотехнічних характеристик когенераційних ГТУ з турбокомпресорним утилізатором.

5. Розроблено методи і математичне забезпечення для розрахунку характеристик ГТД з турбіною перерозширення і когенераційної ГТУ на змінних режимах при забезпеченні локального енергоспоживача.

6. Вперше отримані комплексні дані щодо дослідження теплотехнічних характеристик різних теплових схем когенераційних ГТУ і визначені галузі найефективнішого їх застосування виходячи з конкретних вимог споживача енергії.

7. Розроблений і створений дослідний когенераційний газотурбогенератор з турбокомпресорним утилізатором на базі двигуна АИ-8 виробництва АТ “Мотор Сiч”. Аналогів створеної дослідної когенераційної ГТУ у світі немає.

8. Експериментальні дослідження підтвердили дані теоретичних досліджень. Вперше отримані динамічні характеристики пускових і перехідних режимів когенераційної установки і турбокомпресорного утилізатора, виконаного за вільною схемою, на всіх режимах.

Достовірність результатів теоретичних досліджень була забезпечена адекватністю розроблених термодинамічних моделей, порівнянністю порівняльних розрахунків з характеристиками ГТД заводів-виготовлювачів і дослідної когенераційної енергетичної ГТУ.

Практичне значення отриманих результатів. Розроблено методи аналізу теплотехнічних характеристик ГТД із турбокомпресорним утилізатором, що забезпечують визначення зон оптимальних термодинамічних і конструктивних параметрів когенераційних установок різних схем на номінальних і часткових навантаженнях, що необхідно перед виконанням проектних робіт і розробці техніко-економічних обґрунтувань на створення когенераційних ГТУ з турбокомпресорним утилізатором.

Практична цінність роботи полягає в розробці комплексу методів дослідження, розрахунків і рекомендацій, що створюють базу для проектування і створення ГТУ когенераційного типу на базі ГТД, що випускаються промисловістю України, і мають більш високі техніко-економічні характеристики в порівнянні з традиційними схемами побудови установок.

Результати дисертаційної роботи були використані ЗМКБ “Прогрес”, м. Запоріжжя в розробці Проекту (техпропозиції) “Енергетична газотурбінна установка на базі двигуна АИ-336-10 із турбокомпресорним утилізатором” потужністю 10 МВт і з промпідігріванням перед силовою турбіною потужністю 16 МВт.

Фахівці НВП “Машпроект”, м. Миколаїв, використовуючи матеріали, подані в дисертації, розробили проект: “Технічна пропозиція на створення когенераційного газотурбінного двигуна потужністю 4000 кВт для приводу електричних генераторів”.

ВАТ ЦКБ “Чорноморсуднопроект”, м. Миколаїв виконало Проект 17012.ГТД-001 на модернізацію танкера дедвейтом 40 тис. т проекту 17012, що будується на Чорноморському суднобудівному заводі, “Суднова енергетична установка танкера на базі ГТД з турбокомпресорним утилізатором”, Миколаїв, 1999 р. Застосування ГТД з турбокомпресорним утилізатором на танкері забезпечить економію інвестиційних витрат у 1334 тис. USD, а за сім років експлуатації - 1417 тис. USD.

ВАТ ЦКБ “Корал”, м. Севастополь виконало Проект ПНБУ 6500/500.000.001ПЗ на модернізацію ПНБУ 6500/500 “Плавуча напівзанурена бурова установка для Чорного й Азовського морів ПНБУ 6500/500. Енергетична установка”, де застосовані газотурбогенератори з турбокомпресорним утилізатором потужністю 3700 кВт, розроблені на базі ГТД GT 3200. За десятирічний термін експлуатації економія від застосування ГТУ з турбокомпресорним утилізатором на ПНБУ 6500/500 складе 1994 тис. USD.

Основні результати дисертаційної роботи використані при виконанні в Севастопольському державному технічному університеті НДР за темою “Економайзер” “Дослідження циклів і розробка схем енергетичних газотурбінних установок на базі енергозберігаючих технологій” 1995 р., а також Державного контракту шифр 4.95.166 “Розробити і дослідити високоефективні електротеплогенеруючі комплекси на базі газотурбінних двигунів” № ДР 0196U006639, 1995-2000 рр., в межах якого розроблений і створений дослідний когенераційний газотурбогенератор (АИ-8) з турбокомпресорним утилізатором.

Особистий внесок дисертанта. Всі положення і висновки, термодинамічні моделі, методи і методики розрахунків, аналітичні й емпіричні залежності, результати розрахунків, що виносяться на захист, розроблені і належать особисто автору. З робіт, опублікованих у співавторстві, на захист виносяться тільки ті частини, що розроблені автором. У двох спільних публікаціях з Кіркіним І.А. автору належать термодинамічні моделі, аналіз отриманих результатів. Автору належать також наукове обґрунтування і схемні рішення ГТД у спільних публікаціях із Слободянюком Л.І. і Очеретяним В.А.

Апробація результатів дисертаційної роботи. Основні результати дисертаційної роботи були апробовані на ХХХVIII Всесоюзній науково-технічній сесії з проблем газових турбін АН СРСР, Харків, 3-5 вересня 1991 р.; Першій міжнародній науково-технічній конференції “Проблеми енергозбереження й екології в суднобудуванні”, Миколаїв, 24-27 вересня 1996 р.; Міжнародній конференції, присвяченій 50-річчю ІТТФ НАН України “Тепломасоперенос і енергозбереження в теплотехнологіях і енергетиці”, Київ, 26-31 травня 1997 р.; Науково-практичній конференції країн СНД “Енергозберігаючі теплотехнологічні процеси й установки”, Севастополь, 16-20 вересня 1997 р.; 1-ій міжнародній науково-практичній конференції “Проблеми економії енергії”, Львів, 16-19 червня 1998 р.; 2-ій міжнародній науково-практичній конференції “Керування використанням енергії”, Львів, 1997 р.; 3-ій міжнародній науково-технічній конференції “Керування використанням енергії”, Севастополь, 7-11 вересня 1998 р.; 3-ім конгресі двигунобудівників України з іноземною участю “Пріоритети і можливості”, Рибальське, Крим, 18-22 вересня 1998 р.; Другій міжнародній конференції з суднобудування ISC'98, С.-Петербург, Росія, 24-26 листопада 1998 р.; 2-ій міжнародній науково-практичній конференції “Проблеми економії енергії”, Львів, 2-4 червня 1999 р.; 4-му конгресі двигунобудівників України з іноземною участю “Наука і практика”, Рибальське, Крим, 17-21 вересня 1999 р.; міжнародній науково-практичній конференції “Регіональні проблеми енергозбереження у виробництві і споживанні енергії”, Київ, 25-29 жовтня 1999 р.

Публікації. По темі дисертації опубліковано 29 друкованих наукових праць. Основні результати досліджень викладені в 21 статті в наукових спеціальних виданнях (у тому числі: 1 - у Росії; 3 - у Білорусі; 18 - без співавторів). 4 патенти і свідоцтва. Основні публікації, в яких додатково викладається зміст дисертації, включають 3 публікації в матеріалах міжнародних конференцій (одна під егідою Tacis).

Структура й обсяг роботи. Дисертаційна робота складається з вступу, шістьох розділів, висновків і додатків. Обсяг дисертації - 347 сторінок машинописного тексту, з яких основний текст складається з 310 сторінок, 126 малюнків, 29 таблиць, 4 додатків. Список використаних джерел складається з 162 найменувань.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

Вступ включає характеристику стану й аналіз ситуації, що склалася в енергетиці України. Наводиться напрямок модернізації і заміщення відпрацьованих електрогенеруючих потужностей з урахуванням тенденцій, що існують у світовій енергетиці, а також підвищення ефективності використання палива під час виробництва енергії, за допомогою широкого впровадження когенерації, тобто комбінованого виробництва теплової та електричної енергії. Дослідження, розробка і створення технічних засобів реалізації когенераційних технологій є актуальним завданням для енергетики країни.

Вимоги до створення когенераційних енергетичних установок потребують розробки нових, часом нетрадиційних, теплових схем для здійснення не тільки глибокої утилізації теплоти, але й одночасного ускладнення термодинамічного циклу базового газотурбінного двигуна для підвищення ефективного ККД двигуна. Відповідно, у вступі наведені основна мета і завдання дослідження. Описується наукова новизна отриманих результатів, що виносяться на захист і їхнє практичне значення. Вказується особистий внесок дисертанта. Наведено дані щодо апробації результатів дисертаційної роботи, про публікації автора за поданою темою, а також за структурою й обсягом роботи.

У першому розділі дисертації виконаний аналіз методів підвищення економічності і загальної теплової ефективності газотурбінних установок і запропонований напрямок створення когенераційних ГТУ з глибокою утилізацією теплоти з використанням турбокомпресорних утилізаторів (ТКУ).

ГТД мають низку технічних переваг, але для більш широкого застосування в енергетиці необхідно підвищити економічність його роботи. Крім того, необхідно не тільки підвищити ефективний ККД, але й виконати роботу на рівні сучасних технологій енергозбереження, максимально корисно використавши теплоту палива в установці. Підвищення економічності ГТД здійснюється в основному за рахунок: підвищення початкової температури газу й удосконалення елементів двигунів; застосування бінарних і монарних циклів; ускладнення термодинамічних циклів.

Всі три викладених методи підвищення економічності ГТД спрямовані насамперед на максимальне одержання механічної (електричної) енергії. Однак вирішення завдання підвищення рівня використання енергії палива можливе лише за умови комплексного вироблення механічної (електричної) і теплової енергії, тобто за рахунок когенераційних технологій. Така концепція підтверджується світовою практикою і розробками Клименко В.М., Мазура О.І., Фіалко Н.М., Носача В.Г., Шурчкова А.В. та ін. в Інституті технічної теплофизики, Кулика М.М. в Інституті загальної енергетики НАН України, Романова В.І., Жирицького О.Г., Трошина В.П. та ін. у НВП “Машпроект”, Мартиненко Л.І., Муравченко О.Ф., Рябова А.О. та ін. у ЗМКБ “Прогрес”, Дикий М.О. у НТУУ “Київський політехнічний інститут” та ін. вчених ВЗО України, тому що підвищення загальної ефективності роботи енергоустановок зажадало нових підходів до вирішення поставленого завдання.

Поставлене завдання бажано вирішувати на базі ГТД і їхніх елементів, освоєних промисловістю України. В основному, це двигуни, що працюють за простим циклом (Брайтона) потужністю від 2,5 до 25 МВт, удосконалення яких системно здійснюється за допомогою першого напрямку - підвищення початкової температури газу і поліпшення елементів двигуна. За таких умов поставлене завдання реально можна вирішити за рахунок енергії, що міститься у вихлопних газах двигуна, що складає від 60 до 70% введеної в двигун із паливом.

Одержання додаткової роботи в циклі в зоні відводу теплоти в загальному випадку здійснюється за допомогою його карнотизації. Теоретично максимальна працездатність вихлопних газів за турбіною характеризується величиною ексергії Ех, що визначається двома оборотними процесами: адіабатичним розширенням газу (процес 4-5и) і ізотермічним стиском (процес 5ит-5) до початкових параметрів робочого тіла в циклі (див. рис. 1).

Реально маємо справу з необоротними процесами, тому максимальну додаткову роботу можна отримати в процесах: перерозширення газу (процес 4-5и); відводу теплоти (процес 5и-6и); ізотермічного стиску (процес 6и-7и) і позначимо її Ехr.

У роботі виконаний ексергетичний аналіз різних комбінацій термодинамічних процесів і порівняння отриманої додаткової роботи в процесі карнотизації з реальною ексергією (Exr = Нд/Exr), тому що ексергія Ех, як теоретична база, визначається при ступені розширення в турбіні тп = 34. Звичайно, це конструктивно для реальних ГТД неприйнятно.

На рис. 2 подані залежності реального ексергетичного ККД від ступеня перерозширення тп у силовій турбіні при різних способах карнотизації. Крива 1 показує ефективність отримання додаткової роботи (див. мал. 1) у турбіні перерозширення (ТП) (процес 4-5), охолодженні газу (процес 5-6) і стиску в дотискаючому компресорі, (ДК) (процес 6-7). Крива 3 показує варіант: перерозширення газу в ТП (процес 4-5и); охолодження газу (процес 5и-6и) та ізотермічний стиск (процес 6и-7и). Крива 2 займає проміжне положення між 1 і 3 кривою, тому що застосований двохступінчатий стиск у ДК.

Слід зазначити, що застосування перерозширення газу в силовій турбіні дозволяє отримати додаткову роботу в циклі, а величина її, в основному, залежить від способу дотискання газу. Однак при роботі установки в когенераційному режимі вона повинна мати достатню теплову потужність, щоб у цілому досягти високої теплової ефективності.

У цьому випадку найбільш раціональним виявився метод техніко-економічного аналізу способів глибокої утилізації теплоти в циклі ГТД із турбіною перерозширення. Оцінка ефективності утилізації теплової енергії за кінцевим продуктом здійснена за допомогою приведеного коефіцієнта утилізації

kуп = (kcHд + Qт)/(i4 - i1), (1)

де Hд - додаткова питома робота; Qт - корисно використана теплова енергія;

i4 - i1 - енергія, відведена до холодного приймача теплоти; kc - вартісний коефіцієнт енергії.

Через те, що електрична енергія дорожче теплової приблизно у 2...3 рази, то при kc = 2 були отримані дані з ефективності способів утилізації, що наведені в табл. 1.

Таблиця 1

Ефективн-іс-ть с-пособів утилізації енергії вихлопних газ-ів-у Г-ТД із ТП--

Сп-осі-б -утилізації після ТП | Нд, кДж/кг | Qт, кДж/к-г | Exr | kуп

Охолодження, сти-ск-у -ДК | 31,7 | 261,7 | 0,47 | 0,71-

Ох-ол-оджен-ня, двох-сту-пінчатий стиск у ДК | 41,5 | 214,8 | 0,62 | 0,65-

О-хо-ло-д-ж-ення, ізоте-р-мічний с-ти-ск -у ДК | 66,9 | 131,7 | 1,0 | 0,58

Розрахунки виконувалися при температурі газу на вихлопі ГТД Т4 = 723 К, перед ДК Т6 = 323 К, коефіцієнті втрат тиску в охолоджувачі газу ог =0,94 і відповідних ККД у турбомашинах. Аналіз ефективності способів утилізації показав, що найефективніше використовується енергія вихлопних газів у ГТД із турбіною перерозширення, корисним відбором теплоти і наступним адіабатичним дотисканням газу до атмосферного тиску.

Зазначений напрямок створення ГТУ за допомогою нетрадиційного способу ускладнення циклу і загальної глибокої утилізації теплоти дозволяє створити електрогенеруючі установки когенераційного типу на більш високому технічному й економічному рівні.

У другому розділі здійснене моделювання, дослідження й визначення оптимальних характеристик термодинамічних циклів ГТД із турбіною перерозширення. Через те, що перспективні розробки повинні базуватися на сучасних високотемпературних ГТД у роботі розроблена термодинамічна модель для визначення параметрів циклів з урахуванням не тільки аеродинамічних втрат у трактах і турбомашинах двигуна, але і втрат, пов'язаних з охолодженням соплових апаратів і робочих лопаток високотемпературних ступенів турбін, а також зміною теплоємності робочого тіла. Для забезпечення порівняності отриманих результатів виконане порівняння термодинамічних процесів у базових і запропонованих циклах ГТД із визначенням ККД двигунів, питомих робіт робочого тіла й оптимальних значень вказаних характеристик, впливу вихідних характеристик ГТД на всі зазначені параметри.

На рис. 3 зображена схема ГТД із турбіною перерозширення (ТП). Силова турбіна (СТ) зблокована зі ступенями ТП, у якій газ, розширяючись до тиску нижче атмосферного, здійснює додаткову роботу, потім охолоджується в охолоджувачі газу (ОГ) і дотискаючим компресором викидається в атмосферу. Показаний на рис. 3 ГТД з ТП має двокаскадний компресор. У корабельних і авіаційних ГТД відношення потужностей турбін по ходу газу, що приводять каскади компресорів, співвідносяться приблизно як 2:1. Звичайно частина повітря відбирається за компресором і направляється на охолодження деталей, що працюють при високих температурах, при цьому, попадаючи в проточну частину турбіни, повертається частина енергії, витраченої на його стиск. Реальний процес розширення газу в охолоджуваній турбіні від 3 до 4.1 (рис. 4) можна замінити еквівалентним 3см - 4.1. Еквівалентна температура газу на вході в турбіну Т3см визначається змішуванням газу після камери згорання і частини повітря, що відбирається на охолодження турбін.

У загальному вигляді внутрішній ККД циклу ГТД з ТП визначається за формулою

в.тп = (Нт1-Нк2+Нт-Нк1-Ндк)/Q, (2)

де, з урахуванням витрати повітря на охолодження турбін Gво, що дорівнює сумі 2Gво/3 на турбіну Т1 і Gво/3 на турбіну Т2, і їхніх відносних значень, Нт1 = (1 -/3)срг3Т3смт1м·(1 - т1-n) - питома робота турбіни Т1, що приводить компресор К2; Нт = сргТ4.1смт(1 - т-n) - питома робота в турбіні, що складається з турбіни Т2 і СТП; Нк1 = ср2Т1·(кm - 1)/3к - питома робота в К1; Нк2 = 2ср2Т1·(кm -

- 1)/3к - питома робота в К2; Q = (1 -)(Т3 - Т2) - теплота підведена до газу в камері згоряння; Ндк = сргТ6 (дкm - 1)/дк - питома робота у дотискаючому компресорі.

Тут і далі введені позначення: - ступінь підвищення тиску в компресорах або розширення газу в турбінах; - ККД турбомашин; - ступінь регенерації теплоти; ср - теплоємності при постійному тиску; Т - температури; S - ентропія. Індекси: г - газ; к - компресор; т - турбіна; тк - турбіна компресора; дк - дотискаючий компресор; м - механічний; см - суміш.

Приймається Т3/Т1 = 3, Т3см/Т1 = 3см, Т4.1см/Т1 = 4.1см і Т6/Т1 = kт. При аналізі циклів високотемпературних ГТД варто враховувати реальні значення теплоємностей. Позначається / =

= , а срг3/ = г.

Значення = (/) (Т2/Т3)0,15 за даними Локая В.И.

Можна припустити, що ср2 ср7, срг.

Далі, n = m, тому що n = Rг/срг, m = Rв/срв, Rг Rв і = срв/срг.

Тому що Нт1 = Нк2, поділивши складові рівності на і Т1, отримаємо:

(1 - /3) г3смт1м(1 - т1-n) = 2(кm - 1)/3к,

звідки т1 = [1 - 2(кm - 1)/3(1 - /3) г3смт1мк]-1/n. Відзначимо, що т = пкдк/т1, п - коефіцієнт втрат тиску в тракті двигуна.

На основі відомих у термодинаміці формул змішання газів еквівалентна температура газу перед Т1 буде дорівнювати

(1 -) + (2 /3)(Т2/Т3)1,15

Т3см = Т3 ________________________________________ ,

(1 -) + (2 /3)(Т2/Т3)0,15

тут у турбіні Т1, що приводить компресор К1, підмішується і бере участь у роботі приблизно 2/3 повітря, що йде на охолодження турбін. Значення температур робочого тіла в циклі, необхідних для розрахунків, приймають такі значення: Т2 = Т1[1 + (кm - 1)/к] - стислого повітря за К2;

Т4.1 = Т3см[1 - т1(1 - т1-n)] - газу після Т1;

(1 - /3) + (/3)(Т2/Т4.1)1,15

Т4. 1см = Т4.1 · ________________________________________ - газу перед турбіною Т2.

(1 - /3) + (/3)(Т2/Т4.1)0,15

Тому що Нк2 = Нт1, внутрішній ККД циклу ГТД з ТП визначається за формулою

в.тп = (Нт - НК1 - Ндк)/Q, (3)

де з урахуванням перетворень складової формули (3),

Нт = В[4.1смт(1 - т-n)] - питома робота в турбіні; Нк1 = В[(кm - 1)/3мк] - питома робота в К1; Ндк = В[kт(дкm - 1)/дк] - питома робота газу в дотискаючому компресорі; Q = В(1 -){3 - [1 +

+ (кm - 1)/к]} - теплота підведена до газу в камері згоряння; В = Т1.

Вираз для внутрішнього ККД циклу ГТД з ТП у розгорнутому вигляді буде таким:

4.1смт(1 - т-n) -(кm - 1)/3mк - kт(дкm - 1)/дк

в.тп = _____________________________________________________________________ . (4)

(1 -){3 - [1 + (кm - 1)/ к]}

Питома повна робота 1-го кг робочого тіла в циклі складе

Нп.тп = Т1[4.1смт(1 - т-n) - (кm - 1)/3мк - kт (дкm - 1)/дк]. (5)

Для простого циклу ГТД може бути застосована модель термодинамічних процесів, розроблена для ГТД з ТП, що буде справедлива при значеннях дк = 1 і ог = 1.

Термодинамічна модель і програмне забезпечення для визначення характеристик ГТД з ТП дозволили отримати багатошарове поле значень параметрів циклів ГТД з ТП і визначити оптимальні значення характеристик ГТД. Аналіз параметрів циклів ГТД з ТП виконувався при Т3 = 1273-1573 К з кроком 50 К, Т6 = 323 К и дк = 1,5-4,0.

На рис. 5 наведені результати досліджень циклів ГТД з ТП у вигляді залежностей внутрішнього ККД в і питомої потужності nуд циклів від зміни ступеня підвищення тиску в компресорі основного двигуна або газогенератора при різних Т3 і дк = 2,25. На тих же малюнках для порівняння наведені залежності для простого циклу Брайтона (П) і циклу з регенерацією теплоти при

= 0,8 (крива - Р). Цикл ГТД з ТП позначений - П + ТП.

Внутрішній ККД ГТД з ТП при всіх значеннях температури газу і к вище, ніж у двигуні простого циклу. Оптимальна за ККД ступінь підвищення тиску в компресорі к opt у циклі ГТД з ТП при середніх температурах газу (Т3 = 1273-1323 К) менше, ніж у простому циклі, але приблизно дорівнює к у реально виконаних двигунах. При високих температурах газу (Т3 = 1573 К) у циклі ГТД з ТП к opt дещо нижче, ніж у простому циклі.

Найбільші значення питомої потужності в циклах ГТД з ТП зміщені у бік менших к . Прибавка nуд у ГТД з ТП визначає зростання в.тп у порівнянні з в простого циклу, тому що у формулі (4) підведена теплота у циклах має однакову величину і не залежить від дк.

Закономірності зміни в = f(T3, дк) показують, що оптимальні значення дк opt складають величину 2,25...2,75. Конструктивно там, де габаритні розміри охолоджувача газу грають істотну роль, дк можна вибирати в межах 1,8...2,2, втративши дещо в економічності двигуна.

Відносний ККД = в.тп/в ГТД з ТП у діапазоні застосовуваних ступенів підвищення тиску в двигунах складає 1,1...1,2, але для малорозмірних ГТД, де двигуни мають малий ступінь стиску, набирає значення 1,3...1,6, а турбіна перерозширення і дотискаючий компресор, працюючи в зоні підвищених питомих об'ємів, мають вищі ККД

На рис. 5 подані для порівняння також параметри циклу з регенерацією теплоти. Порівняння показує, що економічність циклу ГТД з ТП порівнянна з циклом із регенерацією, а питома робота (потужність) у циклі ГТД з ТП у порівнянні з циклом ГТД з Р при дк opt приблизно в 1,35 рази більше. Таким чином, ГТД з ТП мають реальну перевагу перед ГТД з Р.

Не змінюючи конструкцію газогенератора ГТД з регенерацією, застосувавши перерозширення газу в силовій турбіні, можна поліпшити технічні й економічні характеристики двигуна. Досягається це тим, що в основному ГТД з регенерацією (див. рис. 6), що містить стандартний газогенератор, застосована силова турбіна перерозширення (СТП) у блоці з ДК. Частина теплоти від газу після ТП передається в регенераторі (Р) стиснутому в компресорі повітрю перед камерою згоряння (КЗ). Далі газ охолоджується і подається в атмосферу за допомогою ДК.

На діаграмі Т-S (рис. 7) зображений цикл високотемпературного ГТД з ТП і регенерацією теплоти. На вигляд він нагадує цикл ГТД з промохолодженням і регенерацією, але фактично він зсунутий униз щодо ізобари атмосферного тиску і відбір теплоти в теплообміннику здійснюється не в процесі 1-7 а в процесі 6-5.

Внутрішній ККД циклу ГТД з ТП і регенерацією теплоти визначається за формулою

в.тп. р = (Нтк + Нстп - Нк - Ндк)/(Q - Qр), (6)

де нова складова формули (6) Qp = cрт(Т5 - Т2) - теплота підігрівання повітря перед КЗ за рахунок регенерації (процес 2-8).

Принципи і математичне моделювання термодинамічних процесів у ГТД з ТП і регенерацією прийняті такими ж, як і для ГТД з ТП. Тому в розгорнутому вигляді з урахуванням виразів для питомих теплоперепадів у компресорах, турбінах, підведеної теплоти внутрішній ККД циклу ГТД з ТП і Р представиться у такому вигляді:

см1т(1 - т-n) - kт (дкm - 1)/дк

в.тп. р = ____________________________________________________________________________________ . (7)

(1-){-[1+(кm-1)/к]}-{см1[1-т(1-т-n)]-[1+(кm-1)/к]}

Питома корисна робота 1-го кілограма робочого тіла в циклі ГТД з ТП і Р складе

Hп.тп.р = Т1[см1т(1 - т-n) - kт (дкm - 1)/к. (8)

Використовуючи (7), можна також отримати при = 0 значення внутрішнього ККД для ГТД з ТП, що має газогенератор з однокаскадним компресором, який часто застосовується в енергетичних ГТД.

Економічність ГТД з ТП і Р залежить від сумарного ефекту, що включає перерозширення газу в силовій турбіні і регенерацію теплоти, тому дослідження проводилися при дк = 1,75...3,5 і різних значеннях .

Результати аналізу параметрів ГТД з ТП і Р (позначення Р + ТП) подані на рис. 8.

На тому ж малюнку для порівняння наведені залежності параметрів для простого циклу (П) і циклу зі звичайною регенерацією (Р). З приведених на рис. 8 залежностей видно, що внутрішній ККД ГТД з ТП і Р при всіх значеннях початкової температури газу і к вище, ніж у ГТД з Р, що збільшення в для циклу ГТД з ТП і Р складає 25% (відн.) відносно простого циклу і 10...15% (відн.) відносно циклу з регенерацією теплоти. Оптимальна за ККД ступінь підвищення тиску в компресорі дк opt у циклі ГТД з ТП і Р складає 4...6, а у звичайному з регенерацією - 6...8.

Необхідно особливо відзначити, що питома потужність nуд у циклі ГТД з ТП і Р в усьому діапазоні зміни к більше, ніж у циклі ГТД з Р на 25...30% і навіть на 10% вище, ніж у ГТД простого циклу, що виправдовує деякою мірою ускладнення конструкції і збільшення маси двигуна. Ступінь регенерації в ГТД з ТП і Р впливає на ККД такою ж мірою, як і в ГТД з простою регенерацією теплоти. У такий спосіб застосування перерозширення газу в силовій турбіні ГТД з Р є досить ефективним засобом підвищення економічності і питомої потужності двигуна.

Достовірність результатів досліджень циклів ГТД з ТП підтверджується порівнянністю виконаних розрахунків і характеристик ГТД розробки і виробництва НВП “Машпроект”, ЗМКБ “Прогрес”, ВАТ “Пермський моторний завод”, фірми “Дженерал Електрик” і “Ролл Ройс”, а також проектів ГТУ з турбокомпресорними утилізаторами (див. рис. 5 і 8).

У третьому розділі наведені способи глибокої утилізації теплоти в ГТУ, математичне забезпечення визначення теплотехнічних характеристик когенераційних ГТУ й аналіз отриманих результатів дослідження ГТУ, що працюють у когенераційному режимі.

Теплота утилізації, отримана в охолоджувачі газу (ОГ), використовується в теплофікаційному теплообміннику (ТТ), далі, в охолоджувачі теплоносія (ОТ) або підігрівнику мережної води в системі гарячого водопостачання (див. рис. 3). Агрегат, що складається з турбіни перерозширення, дотискаючого компресора й охолоджувача газу між ними, утворює ТКУ. ГТД, що працює разом з ТКУ, перетворюється в когенераційну ГТУ.

У ГТД з ТКУ здійснюється глибока утилізація теплоти вихлопних газів. Так у ГТД з ТКУ і Р застосовані три способи утилізації теплоти. Перший і другий способи утилізації теплоти підвищують ефективний ККД двигуна. Третій - підвищує загальну теплову ефективність установки.

Загальна теплова ефективність ГТД з ТКУ і Р оцінюється за допомогою питомого показника: теплотехнічного ККД, що визначається за формулою

тт = (Нп + Qт)/(Q1 - Qр) . (9)

Складові формули (9) визначаються з використанням термодинамічної моделі (розділ 2) і набувають наступних значень:

Нп = В[см1т(1 - т-n)] - kт(дкm - 1)/к - корисна робота в циклі;

Qт = В{см1[1 - т(1 - т-n)] - kт - {см1[1 - т(1 - т-n)] - [1 + (кm - 1)/к]}} - питома теплота теплофікації;

Q1 = B(1 -){ - [1 + (кm - 1)/к]} - теплота підігрівання повітря в КЗ без урахування регенерації теплоти;

Qp = B{см1[1 - т(1 - т-n)] - [1 + (кm - 1)/к]} - теплота підігрівання повітря перед КЗ за рахунок регенерації теплоти. Qт чисельно дорівнює питомій потужності теплофікації nуд.т, але з розмірніс-тю - [кВт/(кг/с)]. При = 0 складові формули (9) справедливі для ГТД з ТКУ.

На рис. 9 наведені залежності теплотехнічного тт і внутрішнього в ККД, а також питомої теплофікаційної потужності nуд.т і питомої потужності nуд циклу ГТД з ТКУ від зміни к при дк = 2,25 і різних Т3. З поданих на рис. 9 залежностей видно, що в зоні оптимальних к opt для в, теплотехнічний ККД ГТД з ТКУ знаходиться в межах 0,75...0,85 і досягає більших значень при менших значеннях к. У такий спосіб когенераційна ГТУ з ТКУ має високі теплотехнічні характеристики і дозволяє застосовувати у своєму складі ГТД з меншими к, що конструктивно простіше і дешевше у виготовленні.

Дослідження теплотехнічних характеристик ГТД з ТКУ і регенерацією теплоти показали деяку відмінність їх від ГТД з ТКУ без регенерації. На рис. 10 наведені залежності теплотехнічного тт і внутрішнього в ККД, а також питомої теплофікаційної потужності nуд.т і питомої потужності nуд циклу ГТД з ТКУ і регенерацією теплоти від зміни к при дк = 2,25, = 0,8 і різних Т3.

Із залежностей, поданих на рис. 10, видно, що високий теплотехнічний ККД у ГТД з ТКУ і Р спостерігається в широкому діапазоні зміни к у газогенераторі двигуна, це дозволяє здійснювати модернізацію ГТД з Р в когенераційну устновку з ТКУ без переробки газогенератора основного двигуна й отримати максимальну питому потужність в установці.

На рис. 11 зображені залежності теплотехнічного тт і внутрішнього в ККД, а також питомої теплофікаційної потужності nуд.т у ГТД з ТКУ і ГТД з ТКУ і Р ( = 0,8) від зміни дк при Т3 = 1573 К.

В цілому можна відзначити, що при комплексній утилізації теплоти вихлопних газів в когенераційній ГТУ з ТКУ з'являється можливість за рахунок комплексного вироблення енергії з високою повнотою використовувати наявну теплоту палива, що відповідає прогресивним технологіям енергозбереження.

У четвертому розділі подані дослідження з визначення властивостей теплових схем енергетичних і приводних ГТУ з ТКУ при змінному режимі роботи при забезпеченні різними видами енергії локального енергоспоживача. Можлива велика кількість теплових схем ГТД, що підлягають дослідженню, була обмежена схемами ГТД, які освоєні промисловістю і показали надійну роботу при змінному режимі і модифікацій цих схем з урахуванням застосування ТП і ТКУ. Серед енергетичних ГТД, що працюють на генераторне навантаження, розглядалися схеми з вільною і блокованою силовою турбіною. Приводні ГТД розглядалися з вільною силовою турбіною. Всі схеми аналізувалися для випадку застосування регенерації теплоти, а також використання ТКУ у вільному і блокованому вигляді з силовою турбіною.

Загальні принципи дослідження і розрахунку ГТД при змінному режимі були розроблені Котляром І.В., однак у зв'язку з введенням у схеми ГТД нових елементів - ТП і ДК, істотно ускладнюється розрахунок ГТД при змінному режимі, тому що з'являється ще один незалежний параметр - ступінь підвищення тиску в ДК дк. Крім того, треба буде розглядати схеми ГТД з ТКУ, як когенераційні установки, тому вперше були розроблені термодинамічні моделі і математичне забезпечення для визначення параметрів, що лягли в основу методів і методик розрахунку характеристик когенераційних ГТУ на часткових навантаженнях.

Через те, що до ступенів турбін основного ГТД додається ТП, тому при розрахунку характеристик турбін використовувалося рівняння Стодола-Флюгеля для витрати через багатоступінчасту турбіну, але в міру підмішування повітря, що охолоджує соплові й робочі лопатки, початкова витрата газу перед турбінами збільшується. Температури газу перед турбінами визначалися як еквівалентні температури, утворені від