84636

РЕГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

Лекция

Производство и промышленные технологии

Непременным условием создания любого теплового двигателя является наличие материальной среды – рабочего тела и, по меньшей мере, двух тепловых источников – источника высокой температуры (нагреватель), от которого получаем теплоту для преобразования части ее в работу...

Русский

2015-03-20

7.06 MB

71 чел.

[1] 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РАБОТЕ ГТУ

[1.1] 1.1.Общее устройство и принцип действия ГТУ

[1.2] 1.2. Классификация ГТУ

[1.3] 1.3. Основы термодинамического расчета ГТУ

[1.4] 1.4. Влияние относительных К.П.Д. компрессора и турбины на энергетические характеристики установки

[2] 2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

[3] И ТУРБИНЫ

[3.1] 2.1. Характеристика турбины

[3.2] 2.2 Совмещенная характеристика

[3.3] соевого компрессора и турбины

[3.4] 2.2. Помпаж осевых компрессоров

[4] 3. РЕГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

[4.1] 3.1 Тепловой расчет регенератора

[4.2] 3.2 Определение оптимальной степени регенерации

[4.3] и скоростей движения теплоносителей

[4.4] 3.3. Расчет относительной экономии топливного газа

[4.5] и критериев безубыточности регенераторных схем

[5] 4. КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

[6] ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

[6.1] 4.1. Топлива для газотурбинных установок

[6.2] и их характеристики

[6.3] 4.2. Камеры сгорания ГТУ

[6.4] 4.3. Фронт пламени горения

[6.5] 4.4. Термодинамический расчет камеры сгорания

[7] 5. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ТУРБОМАШИН

[7.1] 5.1 Осевые компрессоры

[7.1.1] 5.1.1. Кинематические и газодинамические параметры компрессорной ступени.

[7.1.2] 5.1.2. Степень реактивности компрессорной ступени

[7.1.3] 5.1.3. Геометрические параметры ступени

[7.2] 5.2. Характеристики решеток профиля

[7.3] 5.3. Газовые турбины

[7.4] 5.4. Определение мощности ступени турбины

[7.5] 5.5. Характеристика активной и реактивной ступени

[8] 6. ПРОПУСКНАЯ СПОСОБНОСТЬ ГТУ

[9] 8. ОСНОВЫ ДИАГНОСТИКИ ГТУ

[9.1] 8.1 Основные показатели надежности ГТУ

[9.2] 8.1. Неисправности осевого компрессора

[9.3] и их диагностические признаки

[9.4] 8.3. Неисправности турбины

[9.5] 8.4. Неисправности камеры сгорания

[9.6] 8.5. Диагностика технического состояния ГТУ

[9.7] по термодинамическим параметрам

[10] СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РАБОТЕ ГТУ

1.1.Общее устройство и принцип действия ГТУ

Газотурбинным двигателем называется такой двигатель, в котором в качестве рабочего тела используется неконденсирующийся газ (воздух и продукты сгорания топлива или нейтральные газы), а в качестве тягового двигателя применяется газовая турбина.

Термин турбина происходит от латинских слов turbineus  вихреобразный, или turbo  волчок. Турбина и есть двигатель, в котором механическая работа на валу машины получается за счет преобразования кинетической энергии газовой струи, которая, в свою очередь, получается в результате преобразования потенциальной энергии энергии сгоревшего топлива в потоке воздуха. В основе современных представлений о превращении теплоты в работу лежат два важнейших положения термодинамики: невозможность создания вечного двигателя первого рода (следствие первого начала термодинамики) и невозможность создания вечного двигателя второго рода, в котором бы теплота полностью превращалась в работу (следствие второго начала термодинамики).

Непременным условием создания любого теплового двигателя является наличие материальной среды рабочего тела и, по меньшей мере, двух тепловых источников источника высокой температуры (нагреватель), от которого получаем теплоту для преобразования части ее в работу, и источника низкой температуры, которому отдаем часть неиспользованной в двигателе теплоты.

Следовательно, всякий тепловой двигатель должен состоять из «нагревателя, расширительной машины, холодильника и компрессорной машины. Причем, если мы хотим непрерывно превращать теплоту в работу, то должны непрерывно наряду с расширением, непрерывно и сжимать рабочее тело, причем при таких условиях, чтобы работа сжатия была меньше работы расширения, т. е. рабочее тело должно совершать круговой процесс. Получаемая в тепловом двигателе работа определяется как разность работ расширения и сжатия рабочего тела, а с другой стороны (по закону сохранения энергии), как разность абсолютных количеств подведенной и отведенной теплоты.

Основным термодинамическим признаком различия поршневых и турбинных двигателей внутреннего сгорания являются особенности осуществления круговых процессов: в поршневых двигателях основные процессы цикла (сжатие, подвод теплоты, расширение) последовательно сменяют друг друга в одном и том же замкнутом пространстве (система цилиндр поршень), а в турбинных двигателях те же процессы непрерывно осуществляются в независимых элементах двигателя, последовательно расположенных в общем потоке рабочего тела (например, компрессор камера сгорания турбина в простейшем газотурбинном двигателе).

Принципиальная схема простейшей ГТУ приведена на рис. 1.1.

Рис 1.1 Принципиальная схема простейшей ГТУ.

1 – осевой компрессор; 2 – камера сгорания; 3 – турбина;

4 – полезная нагрузка.

Принцип действия установки сводится к следующему.

Компрессор 1 засасывает воздух из атмосферы, сжимает его до определенного давления и подает в камеру сгорания 2. Сюда же непрерывно поступает жидкое или газообразное топливо. Горячие газы, образовавшиеся в камере сгорания в результате сжигания топлива, поступают в турбину 3. В турбине газ расширяется, и его внутренняя энергия преобразуется в механическую работу. Отработавшие газы выходят из турбины в атмосферу.

Рассмотрим цикл такой ГТУ в T-S диаграмме (рис. 1.2).

Атмосферный воздух (P=Pa, T=Ta ) через входное устройство поступает к компрессор (изотерма 0-1); его давление и температуры становятся равными P1 и T1 .

Далее в компрессоре воздух сжимается до давления P2 его температура при этом повышается до T2 (адиабата 1-2). Отношение давления воздуха на выходе компрессора к давлению на его входе называется степенью сжатия в компрессоре (1.1).                                                

                                                              ,                   (1.1)

где πк – степень повышения давления в компрессоре; Р2 – давление воздуха за компрессором; Р1 – давление перед компрессором.

В камере сгорания (изобара 2-3) температура рабочего тела повышается до T3 при постоянном давлении (P2 = P3).

Затем в турбине смесь воздуха и газа расширяется (адиабата 3-4), ее давление снижается до P4 , а температура до T4 . Отношение давления газа на входе в турбину к давлению газа на ее выходе называется степенью расширения в турбине (1.2).

                                            ,                                                 (1.2)

где πт – степень расширения в турбине; Р3 – давление воздуха перед турбиной; Р4 – давление за турбиной.

После расширения  в турбине отработавшие газы выбрасываются в атмосферу (изотерма 4-5).

Далее цикл условно замыкается по изобаре 5-0.

Рассмотренный выше цикл является обратимым, так как в нем не учитываются какие-либо потери в процессах сжатия, расширения, подвода теплоты и т.д. В реальных условиях процессы во всех узлах установки отличаются от обратимых, поэтому определение показателей ГТУ на основе обратимых эталонных циклов не представляет практического интереса и может быть оправдано только при сравнительном анализе циклов различных установок. Поэтому на практике оперируют полными параметрами (параметрами заторможенного потока).

Полная температура:

       ,            (1.3)

где Т* – полная температура; Т – статическая температура; с - абсолютная скорость потока; ср – удельная теплоемкость при постоянном давлении.

Полное давление

                                                                                                                                                          

                      ,     (1.4)                                                                                                             

                                                                                      

где Р* – полное давление; Р – статическое давление; Т* – полная температура; Т – статическая температура; k – показатель адиабаты.

При параметрах торможения потока получим диаграмму реального цикла ГТУ (рис. 1.3).

Аналогично (1.1) и (1.2) для реального цикла:

                                         и .                                      (1.5)

Давления в других узлах рассчитываются как:

                                            ,                                             (1.6)

где Р*вых – давление на выходе узла; Р*вх – давление на входе в узел, σ –коэффициент потерь для данного узла.

Значения коэффициентов потерь для различных узлов ГТУ приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1

Значения коэффициентов потерь для различных узлов ГТУ

№ п/п

Величина

Обозначение

Ориентировочные значения

1

Коэффициент потерь давления во входном устройстве.

σвх

0,98÷0,99

2

Коэффициент потерь давления в камере сгорания.

σкс

0,96÷0,97

3

Коэффициент потерь давления в выхлопном устройстве.

σвых

0,99÷0,995

4

Коэффициент потерь давления в регенераторе (по воздушной стороне).

σрв

0,97÷0,99

5

Коэффициент потерь давления в регенераторе (по газовой стороне).

σрг

0,95÷0,98

1.2. Классификация ГТУ

Существуют следующие классификации ГТУ:

  •  По области применения:
  •  Авиационные ГТД.
  •  турбореактивные;
  •  турбовинтовые;
  •  2-х контурные ГТД;
  •  турбовентиляторные;
  •  вертолетные ГТД;
  •  вспомогательные установки.
  •  Стационарные ГТУ для выработки электроэнергии.
  •  Приводные ГТУ (для привода нагнетателей природного газа).
  •  Транспортные ГТУ.
  •  судовые;
  •  локомотивные;
  •  автомобильные;
  •  танковые.
  •  Космические ГТУ (источником топлива для них являются атомные реакторы).
  •  Технологические ГТУ (стационарные ГТУ, включенные в технологический цикл производства, например для привода воздуходувок в доменном производстве и на нефтеперегонных заводах).
  •  ГТУ в составе комбинированных установок (паро-газовые, газо-паровые, газо-дизельные установки).
  •  По типу цикла:
  •  Открытый цикл (рис. 1.1).
  •  Замкнутый цикл (рис. 1.4).

Отработавший в турбине 3 газ после регенератора 6 не удаляется в атмосферу, как в ГТУ открытого типа, а направляется в охладитель 5. Там он охлаждается до температуры Т3, при этом давление его снижается до P2. Охладитель представляет собой теплообменник поверхностного типа, в котором охлаждающей средой служит обычная вода. С точки зрения термодинамики, охладитель 5 выполняет роль теплоприёмника (холодного источника). Охлажденный газ поступает в компрессор 4, где сжимается от P2 до P1, за счет чего температура его повышается от Т3 до Т4. После компрессора газ направляется в регенератор 6, в котором подогревается за счёт газов, выходящих из турбины 3. В замкнутых ГТУ вместо камеры сгорания устанавливается нагреватель 1, в котором рабочее тело (газ или воздух) пропускается внутри трубок. Снаружи эти трубки нагреваются за счет тепла, выделяющего при сгорании топлива в топке, которая по принципу работы схожа с топкой паровых котлов. Поэтому нагреватель ГТУ иногда называют "воздушным котлом". В нагревателе 1, температура рабочего газа резко возрастает до Т1, далее газ поступает в турбину 3, где расширяется, совершая работу. Температура при этом падает до T2. Турбина вращает компрессор 4, а избыточную часть своей мощности отдает потребителю 2. Далее отработавший газ, имея достаточно высокую температуру, направляется в регенератор, где отдает часть своего тепла на подогрев газа, движущегося из компрессора 4 в нагреватель 1.

Затем цикл снова повторяется.

В замкнутой ГТУ циркулирует одно и то же массовое количество рабочего тела, за исключением незначительной по величине утечки газа из контура через различные неплотности, которая автоматически восполняется из специального устройства (на рисунке не показано). Мощность установки регулируется изменением давления газа в её контуре за счет изменения массового расхода рабочего газа при сохранении практически неизменными степени повышения давления p, а также Т1 и Т3 (максимальной и минимальной температур цикла) с помощью специального центробежного регулятора (на рисунке не показан).

Замкнутые ГТУ по сравнению с открытыми обладают следующими преимуществами:

  •  благодаря отсутствию в циркулирующем газе веществ, вызывающих коррозию и эрозию лопаточного аппарата, значительно повышается надёжность и долговечность турбины;
  •  замкнутые ГТУ могут работать на любых видах топлива, в том числе на твердом и тяжелых сортах жидкого топлива (мазутах);
  •  замкнутые ГТУ могут работать на атомной энергии;
  •  путем повышения начального давления газа перед компрессором можно в широких пределах увеличивать его весовой расход в ГТУ, а это дает возможность либо в соответствующее число раз увеличить единичную мощность установки, либо при неизменной мощности  значительно снизить её вес за счёт уменьшения поверхности теплообменников, размеров ГТУ и диаметров трубопроводов;
  •  в замкнутых ГТУ мощность регулируется изменением давления газа в контуре, поэтому к.п.д. установки при различных режимах нагрузки и в широком диапазоне рабочих параметров остаётся неизменным;
  •  в качестве рабочего тела можно использовать любые газообразные вещества, либо обладающие лучшими теплофизическими свойствами, либо позволяющие сделать цикл установки более совершенным и выгодным с термодинамической точки зрения, либо имеющие какие-то другие преимущества.  
  •  Полузамкнутый цикл.

При таком цикле часть продуктов сгорания отбирается за турбиной и направляется в промежуточную ступень компрессора.

  •  По количеству валов:
  •  Одновальные ГТУ (рис 1.1).

Преимущества одновальных установок - конструктивная простота, минимальное число турбомашин и подшипников. Так же важным достоинством данных ГТУ является то, что при регенеративном цикле они сохраняют постоянный КПД ГТУ при уменьшении нагрузки до 70% и ниже.

Такие ГТУ имеют и не менее существенные недостатки. Жесткая связь осевого компрессора и приводимого нагнетателя существенно ограничивает возможности регулирования агрегата. Мощность в установке данного типа регулируется только изменением расхода топлива. Если нагрузка уменьшается, уменьшают расход топлива, а при этом расход воздуха остается постоянным, поскольку компрессор, газовая турбина и нагрузка жестко связаны одним валом. Уменьшение расхода топлива, таким образом, ведет к уменьшению температуры за камерой сгорания, что уменьшает к.п.д. ГТУ.

  •  Двухвальные ГТУ.

В таких установках выделяют газогенераторную часть (компрессор и приводящая его турбина) и блок свободной силовой турбины. 

Рис. 1.8. Принципиальная схема двухвальной ГТУ.

1-компрессор; 2-турбина высокого давления; 3-турбина низкого давления (силовая); 4-нагрузка (нагнетатель); 5-камера сгорания.

В такой установке турбина разделена на 2 части (рис 1.8).

Одна часть, обычно высокого давления 2, служит приводом компрессора 1 и может работать с переменным числом оборотов. Вторая часть, силовая турбина 3, работает со строго постоянным числом оборотов, если она предназначена для привода электрогенератора, и может иметь практически любую скорость вращения, если она предназначена для привода нагнетателя. Регулирование в ГТУ этого типа осуществляется не только путем изменения расхода топлива, но и за счет изменения расхода воздуха, подаваемого компрессором 1.

Такой метод позволяет значительно меньше снижать или вообще не снижать температуру рабочего тела за камерой сгорания при работе на частичных нагрузках и тем самым поддерживать к.п.д. цикла на более высоком уровне.

  •  Трехвальные ГТУ.

Рис. 1.9. Принципиальная схема трехвальной ГТУ.

1-компрессор низкого давления; 2-компрессор высокого давления; 3-камера сгорания; 4- турбина высокого давления; 5-турбина низкого давления;

6-свободная турбина; 7-нагнетатель.

При больших степенях сжатия наблюдается различие расходов воздуха в начале и в конце проточной части компрессора, что может привести к помпажу. Для устранения этого явления компрессор делят на 2 и более частей, называемых каскадами. Каждый каскад имеет свою частоту вращения, за счет чего расход воздуха через них выравнивается. Каждый каскад приводится отдельной турбиной.

В любом случае на каждом валу должно быть не менее двух подшипниковых узлов: один – опорный, второй – опорно-упорный. При меняются подшипники качения и скольжения.

  •  По сложности термодинамического цикла:
  •  Простейший термодинамический цикл.

Рис. 1.10. T-S диаграмма простейшего термодинамического цикла.

Такой цикл используется в 90% всех используемых в мире ГТУ.

  •  Цикл с охлаждением в процессе сжатия.

Рис 1.11. Схема двухступенчатого компрессора

с промежуточным охладителем.

1 – компрессор низкого давления; 2 – компрессор высокого давления;

3 – охладитель.

Работа, затрачиваемая на сжатие, при прочих равных условиях будет наименьшей, если процесс осуществляется изотермически, но для этого необходимо постоянно отводить теплоту от рабочего тела, что конструктивно практически невозможно осуществить.

Чтобы приблизить процесс к изотермическому и уменьшить затрачиваемую работу, променяют ступенчатое сжатие с охлаждением воздуха после каждой ступени в промежуточных холодильниках.

На практике данный принцип осуществляется при помощи ступенчатого компрессора и холодильника (Рис 1.11). Очевидно, что, чем больше таких ступеней с холодильниками, тем ближе к изотермическому станет и процесс сжатия. T-S диаграмма такого цикла представлена на рис. 1.12.

  •  Цикл с подогревом в процессе расширения.

Повышение экономичности, снижение удельного расхода воздуха и газа, а, следовательно, увеличение единичной мощности могут быть достигнуть также при помощи ступенчатого расширения с промежуточным подводом теплоты в камерах сгорания, расположенных последовательно по ходу газа между турбинами. В этом случае процесс расширения приближается к изотермическому, а это приводит к увеличению располагаемой работы турбины. Схема ГТУ с двухступенчатым расширением и промежуточным подогревом рабочего газа представлена на рис. 1.13.

Рис 1.13. Принципиальная схема ГТУ с промежуточным подогревом газа.

1 – камера сгорания; 2 – турбина высокого давления; 3 – камера сгорания промежуточного подогрева газа; 4 – силовая турбина.

Воздух из компрессора , пройдя регенератор , поступает в КС 1, после которой рабочий газ с температурой Т*3 направляется в ТВД 2. Здесь происходит частичное расширение газа. После ТВД рабочий газ отводится в КСППГ 3, в которой за счет дополнительного сжигания топлива его температура повышается до Т*31. В виду большого коэффициента избытка воздуха после КСВД сжигание топлива в КСНД происходит интенсивно без дополнительной подачи воздуха. Из КСППГ рабочий газ поступает в СТ 4, после которой отводится в атмосферу.

Цикл ГТУ с промежуточным подогревом изображен на рис. 1.14.

Здесь показаны следующие процессы: 3-41 – расширение рабочего газа в ТВД; 41-31 – подвод    теплоты в КСППГ ; 31-4 – расширение рабочего газа в СТ.

  •  Парогазовые установки (ПГУ).

Стремление повысить технико-экономические показатели энергетических установок путем рационального сочетания особенностей парового и газотурбинного циклов привело к созданию парогазовых установок (ПГУ). Упрощенная принципиальная схема ПГУ приведена на рис. 1.15.

Рис. 1.15. Принципиальная схема ПТУ:

1 – компрессор; 2 – парогенератор; 3 – газовая турбина; 4 – паровая турбина;   

5 – нагрузка; 6 – конденсатор; 7 – насос; 8 – система теплообменников

Установка, работает следующим образом.

Атмосферный воздух снимается в компрессоре 1 и направляется в парогенератор (паровой котел) 2. Тут же подается топливо. На выходе из парогенератора температура продуктов сгорания снижается за счет передачи теплоты на нагрев воды и производство пара.

Полученный перегретый пар с давлением поступает в паровую турбину 4, где расширяясь до глубокого вакуума, совершает работу, и далее конденсируется в конденсаторе 6, Конденсат (питательная вода) подается насосом 7 в систему теплообменников 6, где нагревается до температуры кипения, и далее в парогенератор 2, таким образом, паровой цикл замыкается.

Газотурбинная часть установки работает по принципу открытой ГТУ. Продукты сгорания поступают в газовую турбину 3 и расширяются там. Отработав в турбине, они пропускаются через систему теплообменников 8, где охлаждаются питательной водой, и затем удаляются в атмосферу.

Цикл комбинированной парогазовой установки (рис. 1.16) строится для 1 кг водяного пара и соответствующего количества газа, приходящегося на 1 кг вода.

В цикле газотурбинной установки подводится теплота, равная площади а-5-1-г, и получается полезная работа LЦГ, равная площади 1-2-3-4-5. В цикле паровой установки при его раздельном осуществлении количество подведённой теплоты равно площади   в-8-9-10-11-6-е, а полезная работа  LЦП  - площади 6-7-8-9-10-11. Теплота отработавших в турбине газов, равная площади а-4-2-г, при раздельном осуществлении обоих циклов выбрасывается в атмосферу. В парогазовом цикле теплота, выделяющаяся при охлаждении газов по линии 2-3 и равная площади б-З-2-г, не выбрасывается в атмосферу, а используется на подогрев питательной воды по линии 8-9 в системе теплообменников 8.

Теплота, затрачиваемая на образование пара в котле, уменьшается на количество, равное заштрихованной площадке   в-8-9-д, а эффективность комбинированного цикла увеличивается, поскольку суммарная полезная работа обоих циклов LЦГ + LЦП одинакова при совместном и раздельном их осуществлении.

ПТУ имеют довольно высокий К.П.Д. примерно 42 %. Это объясняется следующим образом. Рассмотренный парогазовый цикл, с точки зрения термодинамики, представляет бинарный цикл, состоящий из газовой и паровой ступеней. В газовой ступени используется более высокая температура рабочего тела, чем, в современных парогазовых установках, т.е. средняя температура подвода тепла в парогазовом цикле выше, чем в паровом. В то же время паровая ступень позволяет воспользоваться преимуществом парового цикла, в котором температурный уровень отвода тепла в теплоприемник близок к температуре окружающей среды, а в газотурбинном цикле он значительно выше даже после регенератора. Поэтому К.П.Д. парогазовой установки будет выше, чем К.П.Д. ГТУ и ПТУ в отдельности.

  •  ГТУ с поршневыми камерами сгорания.

Все большее распространение  получают энергетические установка, в которых газовая турбина работает совместно со свободнопоршневым генератором газа (СПГГ). В этих установках удачно сочетаются положительные качества турбины (меньший вес и габариты, способность работав с большим числом оборотов и т.д.) с относительно высокой экономичностью ДВС.

Принципиальная схема ГТУ с СПГГ приведена на рис. 1.17.

Роль компрессора и одновременно камеры сгорания выполняет СПГГ, который по принципу действия напоминает двухтактный дизель высокого наддува с противоположно движущимися поршнями. Поршни 10 компрессоров при движении навстречу друг друга сжимают воздух и вытесняют его из полостей 2 через клапаны 4 в продувочный ресивер 11, оттуда через продувочные окно 6 воздух поступает в "дизельный" цилиндр 9 сначала для продувки его, а затем для наполнения свежим зарядом. Когда поршни 5 сблизятся и займут почти крайнее относительно друг друга положение, в цилиндр 9 через форсунку  7  впрыскивается  топливо.  Так же, как в дизеле,

Рис. 1.17.  ГТУ с поршневой камерой сгорания:

1-буферная полость; 2-компессорные полости; 3-впускныв клапана; 4перепускные клапаны; 5-поршень; 6-продувочные окна; 7-форсунка; 8-выпускные окна; 9-цилиндр («дизельный»); 10-поршни компрессоров; 11-продувочный ресивер; 12-уравнительный ресивер; 13-турбина; 14-нагрзка.

оно самовоспламеняется от сжатия. Вследствие расширения газов в цилиндре 9 при сгорании топлива поршни 5 начинают расходиться в противоположные стороны. При этом поршни 10, жестко связанные с поршнями 5, сжимают воздух в буферных полостях 1. Одновременно через клапаны 3 всасывается атмосферный воздух в компрессорные полости 2. Далее, как только поршень 5 откроет выпускные окна 8, газы из дизельного цилиндра выпускаются в уравнительной ресивер 12, а из него смесь газов с продувочным воздухом направляется в турбину 13. Развиваемая турбиной мощность почти целиком отдается потребителю 14. Для перемещения поршней снова навстречу друг другу используется энергия сжатого воздуха, находящегося в буферных полостях 1. Затем цикл повторяется.

К.П.Д. ГТУ с СПГГ составляет 30...35 %, а иногда больше 40 %. Высокая их экономичность объясняется большим перепадом температур, с которым осуществляется рабочий процесс. Высшей температурой является температура сгорания топлива в "дизельном" цилиндре (порядка 1800°С), а низшей - температура газов, выпускаемых из турбины (200...300°С).

ГТУ с СПГГ применяются на некоторых судах, локомотивах, и на стационарных объектах различного назначения.

Основной недостаток ГТУ с СПГГ - определенная сложность и недоработанность самого СПГГ. Это существенно снижает надежность и долговечность их работы, а в итоге ограничивает темпы и масштабы их внедрения.

1.3. Основы термодинамического расчета ГТУ

В идеальном случае процессы сжатия и расширения в компрессоре и турбине протекают по адиабате, т.е. без теплообмена с окружающей средой. При адиабате механическая работа совершается за счет изменения внутренней энергии тела. При этом справедливо уравнение адиабаты pvk = const. Обратимые адиабатные процессы называют так же изоэнтропийными, так как они происходят при неизменной энтропии.

Изменение параметров рабочего тела в идеальном процессе сжатии можно описать уравнением адиабаты:

                                             ,                                           (1.7)

Учитывая, что = πк* , получим:

                                            (1.8)

Удельная работа адиабатического сжатия равна разности энтальпий:

                                       (1.9)

Поскольку, как уже отмечалось ранее, реальный процесс сжатия является политропным, поэтому характеризуется следующими уравнениями:

                                        (1.10)

                                         (1.11)

                                     (1.13)

К.П.Д. компрессора выразится как отношение работ идеального и реального процессов сжатия:

                (1.14)

Связь между идеальным и реальным процессами так же выражается политропным К.П.Д.:

                         (1.15)

Из (1.15) можно сделать вывод о том, что , тогда (1.11) запишется в виде:

                                        (1.16)

Мощность, подведенная к рабочему телу в процессе сжатия выразится как произведение удельной работы процесса на массовый расход воздуха через компрессор:

, Вт.                                        (1.17)

Аналогичные зависимости можно вывести и для процесса расширения рабочего тела в турбине:

                                         (1.18)

                                         (1.19)

Работа адиабатического расширения:

                                      (1.20)

Для реального процесса:

                                         (1.21)

                                         (1.22)

            (1.23)

К.П.Д. турбины выразится как отношение удельной работы к удельной адиабатной работе:

                                (1.24)

Политропный К.П.Д. турбины определяется аналогично (1.15):

                                   (1.25)

Так же как и для компрессора, мощность турбины равна произведению работы расширения на массовый расход рабочего газа через турбину:

                                               (1.26)

Мощность всей установки определяется как произведение полезной работы приводящей нагнетатель турбины на расход газа через нее:

                                       (1.27)

Для одновальной установки работа расширения в турбине определяется как:

                                   (1.28)

где ηмех – механический К.П.Д. турбины

для многовальной:

                                     (1.29)

где lСТ – работа расширения в силовой (свободной) турбине.

1.4. Влияние относительных К.П.Д. компрессора и турбины на энергетические характеристики установки 

Внутренние КПД турбины и компрессора заметно влияют на все показатели ГТУ, так как полезная работа является разностью двух больших величин, зависящих от ηт и ηк. Чем больше степень сжатия в цикле, тем больше lт и lк, и это влияние заметнее выражено. Обычно для учета влияния ηт и ηк используют метод малых отклонений.

                                  (1.30)

где  - относительное изменение полезной работы; т, к - соответственно относительное изменение КПД турбины и компрессора.

Сомножители при т и к называют коэффициентами влияния kт

и kк . При φ = 0,33:

                                      (1.31)

т.е. рост т на 1% увеличивает полезную работу на 3%, а рост к на 1% увеличивает Le на 2%. Аналогично при φ = 0,4:

или kт = 2,5 и kк = 1,5.

Запишем уравнение () для эффективного К.П.Д. установки:

                           (1.32)

где е  – расчетное  значение эффективного КПД ГТУ.

Зависимость эта является приближенной, так как не учитывает реальной схемы ГТУ. Считая  по формуле (1.), например, при φ = 0,33 и е= 0,3 получаем  т.е. коэффициент влияния т на е такой же, как и на полезную работу, а к влияет на е меньше, так как потери в компрессоре увеличивают температуру воздуха за ним.

Для полезной мощности выражение в малых отклонениях имеет вид

                      (1.33)

т.е. без учета изменения расхода воздуха КПД турбины и компрессора влияют на мощность ГТУ так же, как и на полезную работу 1 кг газа

Контрольные вопросы.

  1.  Опишите последовательность процессов изменения свойств рабочего тела в ГТУ.
  2.  По каким признакам классифицируются ГТУ?
  3.  Назовите основные преимущества регенеративных схем ГТУ.
  4.  Какой процесс принимают за эталонный при термодинамическом расчете ГТУ?
  5.  Что выражается политропным К.П.Д?
  6.  Относительный К.П.Д. турбины или компрессора в большей степени влияет на эффективный К.П.Д. установки?

2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА 

И ТУРБИНЫ

Характеристикой осевого компрессора называется зависимость между его основными параметрами. Как правило она имеет вид πк = f(Gв, n, p1, T1) и ηк = (Gв, n, πк ). Графически характеристика осевого компрессора представляет собой семейство линий постоянных оборотов (изодром) (рис. 2.1).

а)                                                       б)

Рис. 2.1. Характеристика осевого компрессора

в измеренных параметрах GВ и n (а)

и в приведенных Gпр и nпр (б).

По такой характеристике можно судить о степени совершенства компрессора (а именно, его проточной части), об удаленности рабочей точки машины от границы помпажа, определять КПД компрессора в заданном режиме.

Существуют несколько методов получения характеристик осевых компрессоров.

Расчетно-теоретический метод основан на прогнозировании режима работы компрессора по заданным параметрам на основе математических моделей.

Испытания модельных ступеней и условных компрессоров на стендах.

Построение характеристик по данным диагностики реальных компрессоров.  Этот метод позволяет получить наиболее точные характеристики. Для этого используют привод с переменной частотой вращения. На входе в компрессор устанавливают устройство для измерения расхода (рис. 2.2), на выходе – дроссель. Меняя положение дросселя и подводимую мощность, получают искомые зависимости.

Рис. 2.2. Схема стенда для снятия характеристики компрессора.

Недостатком вышеописанной характеристики является ее зависимость от начальных параметров (Ра и Та). Применив теорию подобия, можно выделить параметр расхода –  и параметр оборотов – . При использовании этих параметров подобия можно получить универсальную характеристику осевого компрессора. При этом расход воздуха и обороты приводят к нормальным условиям:

                                    ;                                 (2.1)

                                            .                                         (2.2)

При рассмотрении характеристик осевого компрессора при различных значениях n можно выделить следующие их особенности:

  •  при увеличении частоты вращения их крутизна увеличивается, что обусловлено сжимаемостью воздуха;
  •  при больших частотах вращения на характеристике появляется вертикальный участок, характеризующий наступление критического режима истечения на лопатках (т.н. рассогласование ступеней);
  •  каждой частоте вращения соответствует своя строго определенная минимальная производительность, которая и является границей помпажа.

2.1. Характеристика турбины

В отличие от компрессора, для которого частота вращения является одним из важнейших параметров переменного режима, так как она влияет на расход воздуха и напор компрессора, в турбине при варьировании числа оборотов происходят сравнительно небольшие изменения. Главные изменения режима работы турбины возникают при колебаниях термодинамических параметров, особенно давления перед или за турбиной, и в первую очередь они отражаются на расходе. Для турбин приводных ГТУ, в которых каждый отсек турбины приводит компрессорную машину, связь между расходом и термодинамическими параметрами с достаточной для инженерных целей точностью описывается следующим уравнением:

                                                                     (2.3)

где G, T3 и πт – соответственно расход продуктов сгорания через турбину, температура про-дуктов сгорания перед тур-биной и степень сжатия турбины при номинальном режиме работы установки; параметры, отмеченные сим-волом «’» характеризуют рас-четный режим работы ГТУ.

        

Графически характеристика турбины представляет собой семейство кривых с постоянными значениями T3 (рис 2.3).

2.2 Совмещенная характеристика 

соевого компрессора и турбины

При наложении характеристики турбины на характеристику компрессора получают их совмещенную характеристику.

Цель совмещения характеристик турбины и компрессора заключается в нахождении точек согласованной их работы, построения по этим точкам линии рабочих режимов, по которой можно расчетом определить мощность и экономичность ГТУ на различных режимах. На основных рабочих режимах нужно иметь также достаточный запас по устойчивой работе компрессора.

Исходными уравнениями, определяющими согласование параметров турбомашин ГТУ при переменном режиме работы, являются:

Уравнение баланса расходов (на примере двухвальной ГТУ):

                                 Gт = GкGохлGут + Gтоп ,                              (2.4)

где Gт – расход рабочего тела через турбину; Gк – расход воздуха через компрессор; Gохл – суммарный расход отбираемого от компрессора воздуха на охлаждение турбин; Gут  - расход утечек через лабиринтные уплотнения; Gтоп  - расход топлива через камеру сгорания.

Уравнение отношения давлений для той же двухвальной системы можно записать так:

                                                

                                            ,                                   (2.4)

Для трехвальной схемы:

                                             (2.6)

Уравнение баланса мощностей представляет собой равенство мощностей компрессоров с приводящими их турбинами и полезной нагрузки с учетом механических потерь. Например данное уравнение для турбины и компрессора запишется следующим образом:

                                             ,                                        (2.5)

или

                                       ,                                  (2.6)

где Lк и Lт – соответственно работа сжатия в компрессоре и работа расширения в турбине;

для силовой турбины:

                                         .                                    (2.7)

Рассмотрим совмещение характеристик турбины и компрессора на примере двухвальной ГТУ. Поскольку массовые расходы через турбину и компрессор, а также их степени расширения и сжатия, связаны между собой, то отложенные на осях универсальной характеристики компрессора πк и Gк нетрудно пересчитать на πт и GТ. Характеристику турбины виде зависимости (2.3) наносят на универсальную характеристику компрессора. Она имеет вид семейства кривых Т3 = соnst (рис. 2.4,а) с вершинами в точке πк = 1, Gк = 0. Заметим, что в формуле (2.3) отношение T3/T3можно

а)                                                            б)

Рис 2.4. Совмещенная характеристика компрессора и турбины

с нанесенной линией рабочих режимов (ЛРР):

а) – при постоянной температуре воздуха;

б) – при переменной температуре воздуха

заменить выражением τ/τ’ , где τ = Т3ат.  Тогда для совмещения характеристик необходимо на горизонтальной оси откладывать не физический (измеренный), а приведенный расход и вместо изотерм Т3 = соnst нанести кривые τ = соnst (рис. 2.4,б). Кривая τ соответствует расчетному отношению Т3ат. Слева от нее линии τ будут характеризовать зимние режимы работы, когда Тат < 288 К, а справа от τ’ кривые τ отвечают или летним режимам, когда Тат > 288 К, или режимам частичных нагрузок, при которых Т3 < Т3’ . Если анализ работы ГТУ выполняют для переменной мощности при постоянной температуре воздуха, удобнее пользоваться диаграммой (рис.6.4,а), а если при переменной температуре воздуха, то диаграммой (рис. 6.4, б). Точки линии рабочих режимов можно определить из уравнения баланса мощностей компрессора и приводящей его турбины (2.8):

            ,           (2.8)

где срк и срт – средние массовые теплоемкости соответственно в процессах сжатия в компрессоре и расширения в турбине; m = , где k – показатель адиабаты в процессе сжатия; m = , где k – показатель адиабаты процесса расширения.

Поскольку Gк и Gт, πк и πт связаны между собой уравнениями (2.3), (2.4), (2.6), то, задавшись πк, можно определить Т3 и, следовательно, положение рабочей точки на характеристике компрессора. Совокупность этих точек образует линию рабочих режимов. Для каждой точки на линии рабочих режимов по расстоянию ее от ближайших изодром можно узнать частоту вращения п. Для определения п нужно располагать конкретной характеристикой осевого компрессора. Зная Gк, πк, Т3 и оценивая срт, ηт и ηк , определяем полезную мощность и эффективный КПД, что и является конечной целью расчета. При определении КПД регенеративных ГТУ учитывают возможное изменение степени регенерации. Опытом проектирования и обработки результатов испытаний ГТУ установлено, что расчеты на переменный режим приводных ГТУ удобнее всего вести, задаваясь значениями πт или πк.

Существует два способа управления ГТУ открытого цикла: 1. Изменением температуры продуктов сгорания перед турбиной (Т3) за счет уменьшения расхода топливного газа, при слабо меняющейся частоте вращения. 2. Совместное изменение расхода продуктов сгорания и его параметров при сильно меняющейся частоте вращения. Второй способ является предпочтительным, так как дает более высокие значения к.п.д. ГТУ.

2.2. Помпаж осевых компрессоров

Помпажем осевых компрессоров принято называть периодические колебания малой частоты всей массы рабочего тела (воздуха) в системе компрессор сеть (колебание давления Р). По своей форме колебания могут быть близкими к гармоническим. Помпажные явления как правило сопровождаются наличием обратных токов всасывания, хотя могут быть самые разнообразные явления. Начало помпажа, как правило, сопровождается резким хлопком и выбросом воздуха во всасывающую линию. Частота пульсаций достаточно жестко связана с емкостью сети и длиной трубопроводов. Амплитуда колебаний также зависит от емкости сети и ее демпфирующих и инерционных свойств. Причем зависимость от сети настолько велика, что один и тот же компрессор при одинаковых режимах по расходу и частоте вращения может работать как с помпажем, так и без него. Изменение емкости сети вызывает отклонение линии помпажа (так линия рабочих режимов компрессора и турбины с регенерацией теплоты проходит ближе к линии помпажа, чем без регенеративных схемах). Помпаж возникает при срыве потока под влиянием больших положительных углов атаки. При неизменной частоте вращения и увеличения давления на выходе (увеличение πк) коэффициент расхода снижается больше всего в последней ступени, при этом возрастают углы атаки и в некоторый момент произойдет срыв потока. В связи с тем, что срыв в этом случае возникает вследствие недопустимого повышения давления, то недостающий после срыва напор должен восполняться остальными ступенями, причем основная часть напора придется на предпоследнюю ступень, но она работает на грани помпажа и не может принять на себя весь напор последней ступени. Поэтому срыв потока неизбежно распространяется в глубь проточной части, поток рабочего тела устремится в камеру  всасывания  (в противоположном направлении).

После того как во всасывающей камере восстановится давление, компрессор опять будет создавать  требуемый напор    и опять   произойдет срыв потока, следовательно,   будут происходить   быстрые колебания давления.   Для прекращения помпажа необходимо   изменить режим работы компрессора. При работе с повышенной частотой вращения последние ступени компрессора находятся в особо  неблагоприятных условиях, даже если первые ступени  работают нормально. В этом случае зона устойчивых режимов   сокращается и при сравнительно небольшом повышении давления может произойти срыв  потока -  помпаж. При работе на помпажной частоте вращения лопатки последних ступеней обтекаются при отрицательных углах атаки. При повышении давления в этом случае вследствие уменьшения расхода осевая скорость уменьшается, а углы атаки возрастают, и первая ступень может оказаться в критической зоне. Помпаж возникает в первых   ступенях, правда, в этом случае, не наблюдаются резкие колебания, так как величина напора меньше.

При сильно развитом помпаже происходят колебания не только давления и расхода, но и частоты вращения. Это нерасчетный, неустойчивый режим работы, так как в этом случае может произойти механическое разрушение проточной части.

При рассмотрении характеристики осевого компрессора (его части) устойчивый режим работы нарушается в области максимума расхода с небольшими отклонениями.

Для борьбы с помпажем применяют следующие мероприятия:

1. Конструктивные: малые окружные скорости, увеличение густоты решетки направляющего аппарата, изготовление лопаток с большими радиусами скругления  и большей относительной толщиной.

2. Эксплуатационные: регулирование работы ОК (изменение расхода) поворотом лопаток направляющего аппарата (коберра 182), вдувание воздуха в поток рабочего тела через щели в профиле лопаток, перепуск воздуха.

Наименее экономичным, по широко применяемым на КС способом является перепуск - сброс воздуха, для чего предусмотрен противопомпажый клапан (рис. 2.5).

Для сохранения устойчивой работы компрессора при приближении его к линии помпажа часть воздуха ΔG сбрасывается из компрессора в атмосферу, и тем самым обеспечивается производительность компрессора, достаточная для сохранения устойчивого режима работы (рис 2.6).

В компрессорах с высокими значениями πк противопомпажный сброс может осуществляться и из промежуточных ступеней при превышении допустимого давления. На КС МГ подобные явления возникают,

Рис. 2.5. Установка противопомпажного клапана.

как правило, в осенне-весенние периоды эксплуатации во время оттепелей, снегопадов, туманов, когда происходит обмерзание входной части ОК (повышенная влажность). Обычно помпаж возникает в том случае, когда происходит отрыв льда, инея, снега и попадание их в проточную часть, что приводит к разрыву потока и изменению давления.

Для предотвращения помпажа в этом случае целесообразно подогревать воздух на входе в ОК или обогревать лопатки компрессора. Это можно осуществить или предварительным подогревом воздуха продуктами сгорания или отбором части воздуха из последних ступеней компрессора. Однако это приводит, в конечном итоге к снижению мощности и экономичности ГТУ.

Разработка эффективных методов борьбы с помпажем является важной и актуальной задачей и требует своего решения, особенно для северных районов страны.

Контрольные вопросы.

  1.  Перечислите методы получения характеристик осевых компрессоров.
  2.  Какими соотношениями определяется согласование параметров турбомашин ГТУ?
  3.  С какой целью строят совмещенные характеристики турбины и компрессора?
  4.  Что такое помпаж? Объясните, как происходит это явление в осевых компрессорах.
  5.  Перечислите известные вам методы борьбы с помпажем осевых компрессоров.

3. РЕГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

Введение в схему ГТУ регенератора с сильной степени повышает её экономичность. Вместе с тем, наличие регенератора усложняет ГТУ, увеличивает её вес и габариты. Поэтому при проектировании регенераторов большое внимание уделяется простоте и компактности конструкции. В ряде газотурбинных установок требования большой компактности установки и малых её габаритов приводят даже к необходимости отказа от применения регенератора. С другой стороны, важно, чтобы гидравлические сопротивления регенератора были бы по возможности минимальными, так как выгоды от применения регенерации в значительной степени снижается из-за дополнительных сопротивлений, вызванных введением регенератора.

В ГТУ находят применение трубчатые, пластинчатые и вращающиеся регенераторы.

Наибольшее распространение получили трубчатые регенераторы, поверхность нагрева в которых образована большим числом трубок. Так как воздух в регенераторе находится под более высоким давлением, чем отработавшие газы, то по условиям прочности обычно воздух пропускается внутри трубок, а газы омывают трубки снаружи. При этом напряжения в корпусе получаются невысокими.

Движение нагреваемого воздуха и охлаждаемого газа может происходить по различным схемам (рис. 3.1): прямотока, противотока и перекрестного тока (одноходового, двухходового и т.д.).

Рис. 3.1.  Схема движения воздуха и газа в регенератора:

а - прямоток, б - противоток; в - одноходовой перекрестный ток; г - двухходовой перекрестный ток; д - трехходовой перекрестный ток.

Важнейшей характеристикой регенераторов является степень регенерации, которая представляет собой отношение действительного подогрева воздуха к теоретически возможному при бесконечной поверхности нагрева:

                                                                                        (3.1)

3.1 Тепловой расчет регенератора

Целью теплового расчета регенератора является определение величины его поверхности нагрева. При этом используются два основных уравнения. Уравнение теплопередачи:

                                                                                (3.2)

и уравнение теплового баланса

                          (3.3)

где:    Q – количество теплоты, передаваемое от газа воздуху, кВт;

К – коэффициент теплопередачи, кВт/(м2·град);

F – поверхность теплообмена, м2,

Т*СР   средний температурный напор между газом и воздухом,°С;

GВ – массовый расход воздуха, кг/с;

GГ – массовый расход газа, кг/с;

Срв – средняя изобарная массовая теплоемкость воздуха в интервале температур от T*2 до T*R, кДж/(кг·К);

Срг – средняя изобарная массовая теплоемкость газа в интервале температур от T*4  до  T*S, кДж/(кг·К);

 T*2 и T*R – температуры воздухе перед регенератором и после него, К;

 T*4 и T*S – температура газа перед регенератором и после него, К;

 P – к.п.д. регенератора, учитывающий потери теплоты в окружающую среду.

Из уравнений (3.2) и (3.3) находим:

                                                                      (3.4)

Имея, в виду, что степень регенерации:

выражение (3.4) для определения поверхности нагрева получит следующий вид:

                                                            (3.5)

В последнем уравнении неизвестными величинами являются коэффициент теплопередачи К и средний температурный напор tср, определив которые легко вычислить поверхность нагрева. Остановимся на определении величин tср и К. Так как температуры газа и воздуха меняются вдоль поверхности нагрева (рис. 4.9), то средний температурный напор вычисляется по следующим формулам:

для прямотока:

                                                            (3.6)

Рис. 3.2  Характер изменения температур газа и воздуха

вдоль поверхности нагрева регенератора;

а) прямоток; б) противоток.

для противотока:

                                                              (3.7)

Для перекрестного тока средний температурный напор вычисляется так:

где: - поправочный коэффициент, находится по графикам на рис. 4.10 в зависимости от степени регенерации r и параметра


Обычно в регенераторах ГТУ параметр P  1. Коэффициент теплопередачи может быть приближенно вычислен по следующей формуле:

                                                                                      (3.8)

где: Г и  В -  коэффициенты теплопередачи соответственно от газа к стенке и от стенки к воздуху, Вт/(м2 · К).

Рис. 3.3. График для определения поправочного коэффициента :

1 - для одноходового перекрестного тока; 2 - для двухходового перекрестного

тока; 3 - для трехходового перекрестного тока.

Коэффициент теплоотдачи В от воздуха к стенке определяется по формуле:

                                                            (3.9)

где: В – коэффициент теплопроводности воздуха, Вт/(м · K);

      В – кинематическая вязкость воздуха, м2/с;

      d1 – внутренний диаметр трубок регенератора, м:

      В – средняя скорость воздуха в трубках, м/c.

Коэффициенты В  и В  в формуле (3.9) берутся по средней температуре воздуха.

Коэффициент теплоотдачи Г от газа к стенке при продольном  обтекании трубок (т.е. в случае прямотока и противотока) может быть вычислен по последней формуле, если соответствующие параметры (, , ) определять для газа и вместо d1 подставить эквивалентный диаметр межтрубного пространства dЭ, т.е.:

где: d2 – наружный диаметр трубок, м;

 

S1 – шаг трубок по ширине пучка, м;

S2 – шаг трубок по глубине пучка, м.

Коэффициент теплоотдачи Г от газа к стенке при поперечном обтекании трубок определяется по формуле:

                                                  (3.10)

при:

и по формуле:

                        (3.11)

при:

где: S1 – поперечный шаг;

      S2 – диагональный шаг;

      СZ – поправочный коэффициент, учитывающий число рядов Z в трубном пучке, величина которого находится из графика на рис. 4.9.

Коэффициенты Г и Г в формулах (3.10) и (3.11) берутся для средней температуры газа.

После определения температурного напора и коэффициента теплопередачи нетрудно вычислить поверхность нагрева F по уравнению (3.4).

Рис. 3.4 График для определения поправочного коэффициента

для шахматных пучков труб.

Число трубок n регенератора можно определить из уравнения сплошности:

Откуда

                                                                           (3.12)

где: В - плотность воздуха для средней его температуры, кг/м3.  

Длина трубок определяется из выражения:

                                                                                           (3.13)

где: d - средний диаметр трубок, м.

3.2 Определение оптимальной степени регенерации

и скоростей движения теплоносителей

Оптимальной называется степень регенерации, при которой достигается максимальная эффективность ГТУ (максимальное значение ηе) при Fуд = const, где Fуд – удельная поверхность теплообмена.

Для определения оптимальной степени регенерации удобно использовать представленную графически зависимость эффективного К.П.Д. ГТУ от степени регенерации при постоянной удельной поверхности теплообмена

При уменьшении R К.П.Д. понижается. Это происходит вследствие уменьшения степени утилизации теплоты выхлопных газов. А при увеличении R К.П.Д. понижается вследствие увеличения суммарного сопротивления теплообменного аппарата с неизменной величиной Fуд .

Скорости движения теплоносителей в регенераторе ГТУ в значительной степени влияют на величину относительных потерь давления в нем σР . Из курса теплотехники известно, что при изменении скоростей движения теплоносителей для получения максимального К.П.Д. регенератора необходимо изменять его геометрические параметры.

3.3. Расчет относительной экономии топливного газа 

и критериев безубыточности регенераторных схем 

Предварительная оценка возможности экономии топлива в установках ГТУ с регенерацией теплоты сравнительно с ГТУ без регенерации теплоты может быть осуществлена на базе следующего анализа:

Экономия топлива от регенеративного использования теплоты, (при той же эффективной мощности двигателя):

,          (3.14)

где GT и GT1  – соответственно расход топлива до введения регенерации и после введения регенерации теплоты; ηе и ηе1 – кпд газотурбинного двигателя без регенерации и с регенерацией теплоты;

                         ,                       (3.15)

где   – теплота сгорания топлива; Q1 – теплота, подведенная в цикле ГТУ, – сумма теплоты топлива    и регенеративного слагаемого QP .

                                       (3.16)

Сравниваем (3.14) и (3.15):

                                        (3.17)

Следовательно,

                                                                         (3.18)

В выражениях (3.16), (3.16) и (3.17) температура продуктов сгорания перед турбиной  T3*, после турбины  T4*; температура воздуха перед регенератором  T2*, после регенератора  TR*; r  степень регенерации теплоты.

Мощность газотурбинного двигателя Ne равна разности мощностей собственно турбины NеТ и компрессора NeК:

                  (3.19)

                   (3.20)

где λ — соотношение мощностей компрессора NeК и газовой турбины NeТ газотурбинной установки.

Коэффициент полезного действия газотурбинного двигателя без регенерации теплоты:

               (3.21)

Заменяем из (3.18)

                                   (3.22)

Из (20) и (28) выражение для экономии топлива в результате шведения регенерации теплоты:

                                (3.23)

                                 (3.24)

При условии, что соотношение граничных давлений цикла и соотношение мощностей λ в регенеративных и нерегенеративных ГТУ сохраняется    неизменным, в современных двигателях можно получить экономию топлива до 30%.

Опыт использования газотурбинных установок на газопроводах зарубежных стран показывает, что на КС одинаково широко используются как регенеративные, так и безрегенеративные ГТУ в зависимости от условий эксплуатации.

В общем случае целесообразность использования регенерации теплоты отходящих газов в газотурбинных установках определяется стоимостью топлива, стоимостью и сроком службы регенератора и соответствующих обустройств, включая стоимость его доставки и монтажа на КС.

При наличии регенеративных и безрегенеративных ГТУ и решении вопроса о расстановке этих агрегатов по трассе газопровода предпочтение в большинстве случаев следует отдать регенеративной газотурбинной установке, так как повышение экономичности ГТУ за счет регенерации теплоты в настоящее время является наиболее простым сравнительно с другими методами.

Вместе с тем следует отметить, что в ряде конкретных случаев (например, в условиях Крайнего Севера) из-за трудностей доставки громоздких блоков на КС в целях сокращения сроков строительства КС может оказаться целесообразным поставка и эксплуатация безрегенеративных ГТУ. При этом не исключается создание ГТУ, допускающих возможность работы агрегатов как с регенерацией, так и без регенерации теплоты отходящих газов.

Безубыточность установки регенератора в ГТУ определяется следующим условием:

                        (3.25)

где R1 — цена топлива, руб./кг;

GT - GT1 экономия топлива в единицу времени в результате использования регенератора, кг/ч;

τ время работы ГТУ в году, ч;

Е годовые отчисления на погашение стоимости регенератора и соответствующих обустройств в долях их полной стоимости R2Hφ, включая расходы, связанные с ремонтом регенератора;

R2  приведенная стоимость единицы поверхности   регенератора и соответствующих обустройств, руб./м2;

F  поверхность регенератора, м2;

R3 стоимость доставки и монтажа удельной поверхности регенератора на КС.

Общее снижение часового расхода топлива GT - GT1 в результате использования регенерации теплоты в зависимости от мощности Ne и кпд ηe установки составляет 

                                (3.26)

                                         (3.27)

где кпд газотурбинной установки без регенерации теплоты,

кпд ГТУ с регенерацией теплоты отходящих газов.

Сопоставляя соотношения (3.25), (3.26) и (3.27), приходим к следующему критерию безубыточности применения регенерации в ГТУ:

             (3.28)

Совершенно очевидно, что регенеративное использование теплоты может быть оправдано лишь в условиях, если левая часть равенства (3.28) меньше правой его части:

                  (3.29)

Левая часть неравенства содержит только технико-экономические величины, правая определяется в зависимости от основных термодинамических параметров рабочего процесса ГТУ.

Контрольные вопросы.

  1.  Каково основное назначение регенераторов ГТУ?
  2.  С какой целью проводится тепловой расчет ГТУ?
  3.  Перечислите основные геометрические характеристики регенераторов ГТУ?
  4.  Какой процент экономии топлива позволяет получить регенератор?
  5.  Чем определяется безубыточность использования регенераторов в ГТУ?

4. КАМЕРЫ СГОРАНИЯ

ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

4.1. Топлива для газотурбинных установок

и их характеристики

Топливом называют вещества, способные в процессе химических превращений (горения) выделять определенное количество тепловой энергии.

Основными горючими элементами топлива являются углерод и водород. Эти элементы в топливе не в свободном состоянии, а в виде различных соединений углерода с водородом, кислородом, азотом, серой и другими элементами.

Сжигание газообразного топлива в камерах сгорания ГТУ осуществляется более просто и качественно, чем жидкого и твердого. Природные горючие газы представляют собой в основном смеси различных углеводородов. Содержание метана доходит до 90%, что определяет высокое значение выделяемого при сжигании тепла.

Наряду с природным газообразным топливом широко применяется искусственное газообразное топливо, получаемое в газогенераторах, исходным топливом которых служит, как правило, уголь, а в качества окислителя используется воздушное, паровое или паровоздушное дутье. Получаемый в процессе газификации газ по своим свойствам уступает природному.

Важнейшими характеристиками топлив с точки зрения использования их в ГТУ являются: состав топлива, теплота сгорания и характер изменения состава топлива в процессе сгорания.

Элементным составом характеризуется содержание в процентах по весу основных компонентов топлива: углерода С, водорода Н, кислорода O, азота N, серы S, минеральных включений А (зольность) и влаги W. Все виды топлива имеют один и тот же элементарный состав:

C + H + O + N + S + A + W =100%.

Элементный состав позволяет провести расчет необходимых данных для использования топлива в камерах сгорания (КС), таких как количество участвующих в горении веществ, состав продуктов сгорания.

Важнейшей характеристикой топлива является теплота сгорания. Теплотой сгорания называется количество тепла, выделяющегося при полном сгорании единицы массы топлива. Теплота сгорания определяет удельный расход топлива установкой. Различают высшую QВ и низшую QH теплоту сгорания. Низшая теплота сгорания не учитывает тепло, затрачиваемое на конденсацию паров воды. Разница между высшей и низшей теплотой сгорания может достигать 5 – 10 %.

Теплота сгорания зависит от элементного состава топлива. Высокая теплота сгорания жидких и газообразных топлив объясняется высоким содержанием в них водорода, углерода и малой зольностью. Входящие в состав топлива кислород, азот, вода и зола снижают теплоту сгорания.

В качестве характеристики топлива используется низшая теплота сгорания , которая характеризуется рабочей массой топлива:

CP + HP + OP + NP+ S P+ AP + WP =100%.

Зная элементный состав топлива, по Формуле Менделеева можно определить теплоту сгорания:

              ,кДж/кг    (4.1)

Доя сжигания 1 кг топлива заданного состава потребуется кислорода в количестве

 

                 LO2 = 0,0266CP + 0,8HP + 0,01S P 0,01OP , кг/кг            (4,2)

Так как в воздухе содержится азот, то количество воздуха, необходимое для окисления 1 кг топлива, так называемое стехиометрическое количество, определится по формуле

             LO = 0,1149CP + 0,3448HP + 0,0431(S P – OP ), кг/кг            (4.3)

В объемных единицах это количество воздуха выразится, как

                     , м3 /кг                      (4.4)

Обычно для сгорания топлива подают большее количество воздуха, чем теоретически необходимое. Отношение L/ LO = α называется коэффициентом избытка воздуха.

Теоретическое количество образующихся продуктов сгорания на I кг топлива определится по формуле:

для трехатомных газов

                      GRO2 = 0,0371(CP + 0,375 S P ),  кг/кг                        (4.5)

водяных паров

                    GH2O = 0,09HP + 0,01WP + 0,0161LO , кг/кг                    (4.6)

азота

                                 GN2 = NP + 0,768LO , кг/кг                                                     (4.7)

Суммарное количество газов равно

                              GГ = GRO2 + GH2O + GN2 , кг/кг                            (4.8)

4.2. Камеры сгорания ГТУ

Камера сгорания ГТУ (КС) – это устройство, предназначенное для сжигания топлива и повышения энергии рабочего тела с целью использования ее в проточной части турбины.

На рис 4.1 приведена схема камеры сгорания ГТУ. Поток воздуха после компрессора, поступающий в КС, разделяется на первичный воздух GВ1 и вторичный – GВ2.  Первичный воздух, подаваемый в количестве не менее стехиометрического, служит для полного сгорания топлива, а вторичный – для снижения температуры продуктов сгорания до требуемого уровня. Весь объем камеры сгорания делится на зоны горения и смешения.

Рис. 4.1 Конструкция камеры сгорания.

Воздухонаправляющее устройство (регистр) I служит для распределения и турбулизации первичного воздуха с целью улучшения смесеобразования для создания условий устойчивого процесса горения.

Запальное устройство 2 служит для зажигания топлива в камере сгорания в момент пуска.

Горелочное устройство 3 предназначено для подачи топлива в КС и равномерного распределения по объему зоны горения.

Пламенная (жаровая) труба 4 служит для ограничения огневого пространства и восприятия тепловых нагрузок.

Силовой корпус 5 воспринимает нагрузки внутреннего давления в камере сгорания.

Смесители 6 перемешивают вторичный воздух с продуктами сгорания с целью получения на выходе заданного температурного поля.

Устойчивое горение топлива в КС обеспечивается следующими факторами: 1) подачей воздуха в количестве, необходимом для создания смеси нужного состава; 2) созданием нужного температурного режима; 3) наличием зоны стабилизации фронта пламени. Для обеспечения необходимого уровня температур и поля скоростей организуется зона обратных токов.

4.2.1. Требования к камерам сгорания и их характеристики

Камеры сгорания ГТУ работают в широком диапазоне нагрузок. Они должны иметь малые габариты, массу, быть работоспособным при сжигании различных видов топлива. Кроме того, КС должны обеспечить допустимый уровень вредных выбросов с продуктами сгорания (окислов азота, серы). Особые требования к КС предъявлялся с точки зрения эксплуатационной надежности, так как они находятся в тяжелых температурных условиях.

Кроме того, камеры сгорания должны иметь:

  •  высокий коэффициент полноты сгорания;
  •  малые потери давления;
  •  малые габариты, т.е. большую теплонапряженность;
  •  заданное поле температур;
  •  быстрый и надежный пуск;
  •  достаточно большой ресурс;
  •  достаточное удобство монтажа и профилактического обслуживания.

Коэффициент полноты сгорания (или К.П.Д. камеры сгорания) определяется как:

                                                ;                                                (4.9)

где Q1 – количество тепла, фактически выделившееся в рабочем объеме камеры; Q2 – полное количество тепла, которое теоретически могло бы выделяться при полном сгорании топлива.

4.3. Фронт пламени горения

Факел в камере сгорания, развивающийся в условиях вынужденного движения с центральным подводом топлива состоит из трех основных зон: внутренняя зона I, зона смесеобразования и горения II, и зона III - зона наружного воздуха рис. 4.2.

В зоне II 0 ≤ α ≥ ∞. Во внутренней зоне воздух отсутствует α = 0.

В зоне 2 осуществляется смесеобразование и горение. Она делится условно на две: внутренняя - а, и внешняя - б.

Внутренняя зона заполнена смесью из горючего газа и продуктов сгорания, а наружная смесью продуктов сгорания и воздуха. Граница между зонами – фронт пламени горения. В этом промежутке имеются все области от α = 0 до α = ∞. В толще фронта горения α = 1; топливо, перемещаясь от корня к хвостовой зоне, разбавляется продуктами сгорания, а воздух насыщается продуктами сгорания. Это приводит к тому, что в зоне сгорания теплота сгорания топлива уменьшается, т.е.  уменьшается  количество  теплоты,

Рис. 4.2. Фронт пламени горения.

приходящееся на единицу поверхности фронта сгорания, условия сгорания ухудшаются вплоть до возможного загасания пламени и выноса части несгоревшего топлива. Следует иметь в виду, что этот процесс характерен для неограниченного пространства. В реальных КС характер горения, в связи с тем, что поток ограничен, в значительной мере определяется аэродинамическими свойствами КС. Причем в зоне горения поддерживается высокая температура, что приводит к сгоранию смеси с весьма высокими скоростями, в этом случае скорость сгорания определяется в первую очередь скоростью смесеобразования, т.к. скорость химических реакций будет во много раз больше, чем скорость смесеобразования. Такой процесс называется диффузионным горением. Он легко управляется за счет изменений условий смесеобразования, который, в свою очередь, можно изменять конструкционными мероприятиями - использованием лопаточных кольцевых решеток в качестве турбулизаторов и др.

Одной из главных характеристик камеры сгорания является величина теплового напряжения, которое представляет собой отношение количества теплоты, выделившегося в камере сгорания, к ее объему при давлении сгорания.

                              , Дж/м2 МПа                         (4.10)

где РКС  – давление рабочего тела в камере сгорания, МПа; V – объем камеры сгорания, м3.

На основании величины удельной теплонапряженности определяется объем камеры сгорания.

                                                                              (4.11)

Для создания устойчивого горения во всем диапазоне рабочих режимов важна организация процесса горения, которая характеризуется поверхностью фронта пламени горения и определяется из уравнения:

                                                                   (4.12)

где UТ турбулентная скорость распространения пламени она, как   правило,   принимается в интервале   (40 ÷ 60 м/с); Fффронт пламени горения;   теплота сгорания смеси; ρсм - плотность смеси.

Низшая теплота сгорания смеси определяется из уравнения:

                                                                             (4.13)

Плотность смеси определяется из уравнения Менделеева-Клайперона:

                                                                                      (4.14)

где ТКС – температура смеси в камере сгорания.

Фронт пламени горения по уравнению:

                                      (4.15)

Устойчивое горение возможно при Fтф Fф .

4.4. Термодинамический расчет камеры сгорания

Целью теплового расчета камеры сгорания ГТУ является определение расхода топлива в ГТУ, суммарного коэффициента избытка воздуха в камере сгорания и её основных размеров.

Исходными данными для этого служат найденные при термодинамическом расчете ГТУ расход воздуха GВ, температура ТВ*) и давление воздуха P2* на входе в камеру сгорания, а также состав и теплота сгорания топлива .

Общий коэффициент избытка воздуха в камере определяется из уравнения теплового баланса камеры сгорания для 1 кг топлива:

                                                                           (4.16)

где: hT – энтальпия поступающего топлива, hT = CT ТТ*;  CT и ТТ* – соответственно массовая теплоёмкость и полная температура топливного газа; hB – энтальпия поступающего в камеру сгорания воздуха, hB =CB ТВ*L0;   – общий коэффициент избытка воздуха, CB и ТВ* – соответственно массовая теплоёмкость и температура воздуха;  hПС – энтальпия продуктов сгорания на выходе из камеры сгорания при температуре Т3*. Её можно представить в виде:

                                                (4.17)

где: hB1 – энтальпия воздуха при температуре Т3*, hB1 = CB1Т3*;  hЧПС – энтальпия «чистых» продуктов сгорания при = 1 и температуре Т3*:

                    (4.18)

Объёмные теплоёмкости Cp при температуре Т3* находят по таблицам.

Тогда общий коэффициент избытка воздуха в камере сгорания:

                                                 (4.19)

Расход топлива:

                                                                                   (4.20)

Расход первичного воздуха:

                                                                           (4.21)

Значения 1 выбирают в зависимости от вида сжигаемого топлива и конструкции камеры сгорания  (1 = 1,2…1,6).

Объём пламенной (жаровой) трубы камеры:

                                                                          (4.22)

где qV  – значение объёмной теплонапряженности камеры сгорания.

По прототипу для данной конструкции камер сгорания выбирают отношение длины пламенной трубы к её диаметру:

                                              

для цилиндрических камер ПТ = 2,5…3.

Диаметр пламенной трубы, м:

                                                              (4.23)

отсюда длина трубы:

                                      

Расход вторичного (охлаждающего) воздуха, кг/с:

                                                            (4.24)

Площадь кольцевого канала для прохода вторичного воздуха, м2:

                                                                             (4.25)

где: В – плотность воздуха при температуре ТB* и давлении РВ* на входе в камере, кг/м3; B – скорость потока вторичного воздуха в кольцевом пространстве между пламенной трубы и кожухом. В предварительных расчетах можно принять B = 30…40 м/с.

Внутренний диаметр кожуха камеры:

                                                               (4.26)

где ПТ – толщина стенки пламенной трубы, м.

Наружные размеры кожуха  камеры устанавливают по прототипу или же на основании конструктивных соображений.

Кроме теплового, часто производится гидравлический расчет камеры сгорания для определения потерь давления.

Контрольные вопросы.

  1.  Каковы основные характеристики топлив для ГТУ?
  2.  Что характеризует стехиометрический коэффициент?
  3.  Перечислите основные элементы камеры сгорания.
  4.  Для чего производят разделение потока воздуха в камере сгорания?
  5.  Из каких зон состоит фронт пламени горения?

5. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ТУРБОМАШИН

5.1 Осевые компрессоры

Изолированная ступень осевого компрессора состоит из входного направляющего аппарата (ВНА), рабочего колеса (РК) и направляющего аппарата (НА) - рис.5.1. С приведением во вращение РК воздух, проходящий через лопаточный венец, получает энергию в виде скорости в направлении вращения и в виде давления (решетка РК диффузорна, т.е. представляет собой расширяющийся канал). Последующий НА превращает скоростной напор в давление, раскручивает поток до направления, которое было в сечении 1-1. В последней ступени осевого компрессора спрямляющий аппарат обычно раскручивает поток до осевого направления.

           а)                                       б)

Рис. 5.1. Схема ступени осевого компрессора (а),

соответствующие ей треугольники скоростей (б).

5.1.1. Кинематические и газодинамические параметры компрессорной ступени. 

Существует связь между адиабатным К.П.Д. ступени ηСТ и окружной скоростью U, осевой составляющей абсолютной скорости Са и углами β1 и β2 (рис.5.1), которую рассмотрим на примере ступени с закруткой на входе по направлению вращения, т.е. при α = 90º. По формуле Эйлера при U1 = U2  = U  К.П,Д. ступени определится как:

                                    (5.1)

С учетом того, что , а , зависимость (5.1) запишется в виде:

                                    (5.2)

В большинстве случаев , тогда

                               (5.3)

Одним     из    основных    кинематических     параметров     ступени, определяющих ηСТ, является окружная скорость на периферии Uн. В любой реальной конструкции Uн ограничена прочностью ротора и рабочих лопаток.

Скорость Са на среднем диаметре определяет объемный расход при

данных размерах. Пользуются понятием коэффициента расхода =Сa /U. Подставляя в формулу для напора Ca = ·U, получаем:

                           (5.4)

т.е. при заданных Са и работа сжатия ступени пропорциональна квадрату окружной скорости.

Кроме того распространено использование коэффициента теоретического напора

                              (5.5)

Тогда , где U – условный предельный теоретический напор, который можно получить от ступени при C2U = U и при C1U = 0.

Из всего вышесказанного следует, что

                                (5.6)

т.е. при заданном коэффициенте расхода коэффициент напора зависит только от угла поворота потока в решетке.

5.1.2. Степень реактивности компрессорной ступени

В зависимости от располагаемой окружной скорости ступень осевого компрессора можно выполнять с закруткой потока на входе в РК по вращению, с чисто осевым входом и с закруткой против вращения (рис. 5.2). В стационарном газотурбостроении применяют   все   три   типа   ступеней,

Рис.5.2. Схемы ступеней с различной степенью реактивности ρк :

а - с закруткой по направлению вращения (ρк = 0,5); б - без закрутки

(ρк = 0,75); в - с закруткой против вращения (ρк =1)

особенно,   если   компрессор  расположен   на   одном   валу  с  электрогенератором,      частота      вращения      которого      ограничена 3000 об/мин.

В теории компрессоров пользуются понятием кинематической степени реактивности ступени

                                 (5.7)

Пределы изменения степени реактивности 0,5 – 1.

Когда ρк = 0,5 , то  = 0,5;  = U, и из рис.5.2 видно, что , т.е. , а  Здесь преобразование энергии происходит как в рабочем колесе, так и в направляющем аппарате в равной мере. Ступени с закруткой по вращению наиболее распространены в компрессорах газоперекачивающих агрегатов.

Когда ρк  = 0,75, то   = 0,25;  = 0,5U;   при  =   = 0,5U   = 0, – получаем ступень без закрутки. В ней около 75% энергии преобразуется в давление в РК, а 25 % – в НА. Широко применяют и ступени с небольшой закруткой по вращению, у которых  0,5 < ρк < 0,75.

При ρк = 1  = 0, т.е.  – проекции равны и направлены в противоположные стороны. Здесь все преобразование энергии происходит в РК, а в НА поток поворачивает вокруг оси компрессора, давление не изменяется.

Последнее время авиадвигателестроители проявляют интерес к ступеням с ρк = 1 в так называемых биротативных компрессорах, в которых направляющие аппараты отсутствуют, а есть два ротора, вращающиеся в противоположных направлениях.

5.1.3. Геометрические параметры ступени

Средним диаметром в теории осевых компрессоров принято рассматривать такой (рис.5.1), который делит кольцевую площадь на входе в РК на две равные части:

                                 (5.8)

 

часто его называют средним геометрическим. Пользуются и понятием среднего арифметического:

                                     (5.9)

Относительный диаметр втулки  (втулочное отношение): для первых ступеней многоступенчатых компрессоров в стационарном газотурбостроении d1 = 0.5 ÷ 0,7, в авиадвигателестроении d1 = 0,35 ÷ 0,6; для последних ступеней желательно иметь d < 0,85 ÷ 0.9. С повышением быстроходности компрессора d1 снижается.

Осевые ступени характеризуются также относительным удлинением лопаток РК , где lр = 0.5(DкDн) – высота рабочей лопатки на входе; bр  хорда лопатки на среднем диаметре. Удлинение направляющих лопаток . Парусностью рабочих и направляющих лопаток называют  и . Парусность больше единицы, т.е. увеличение хорды к периферии, используют для обеспечения оптимальной густоты решетки по всей высоте лопаток. Удлинения желательно иметь в пределах 2,5 ÷ 4,5 для первых ступеней и около 1,5 для последних. Для высоконагруженных ступеней целесообразны удлинения в пределах 1 ÷ 1.5. При выбранном относительном шаге величина удлинения определяет число лопаток. Оптимальный относительный шаг для дозвуковых ступеней  = 0,5 ÷ 1,0, а относительная густота  = 1 ÷ 2. Для сверхзвуковых ступеней оптимальны более густые решетки.

5.2. Характеристики решеток профиля

Типичные профили (рис.5.3) имеют средние линии с мало изменяющейся кривизной, часто в виде дуги окружности (в дозвуковых ступенях). Решетка профилей характеризуется: хордой профиля b, шагом t, углом атаки i, углом отставания потока δ, углом изгиба профиля ε.

Рис. 5.3. Геометрические параметры решетки профилей.

Угол атаки i = (где  и  – соответственно геометрический и поточный углы). Наличие угла отставания потока ε связано с тем обстоятельством, что решетка поворачивает поток на меньший угол, чем ε. Угол ε = . Направление потока за решеткой определяется , . Чем гуще решетка, тем меньше δ. Обычно δ  <4 ÷ 6°. Профили характеризуются также координатой максимальной толщины хc, координатой максимального прогиба средней линии хf, максимальной толщиной профиля стax, углом установки профиля  γуст. Обычно используют относительные величины ,  и .

5.3. Газовые турбины

Турбина состоит из ряда последовательных ступеней. Каждая ступень включает в себя направляющий аппарат и рабочее колесо. Ступень турбины представляет собой обращенную компрессорную ступень, в которой происходят преобразования энергии обратные протекающим в компрессорной ступени, вследствие чего в лопаточном аппарате турбинной ступени происходит процесс расширения рабочего тела.

Лопатки рабочего колеса, находясь в потоке рабочего тела, движутся с окружной скоростью  U. Относительная скорость потока W, определяется из входного треугольника скоростей. На выходе из рабочего колеса поток обладает относительной скоростью W2. Построение выходного треугольника скоростей позволяет определить выходную скорость С2, с которой рабочее тело поступает в следующий направляющий аппарат и где происходит дальнейшее преобразование энергии. Снижение абсолютной скорости осуществляется за счет преобразования кинетической энергии потока в механическую. Все углы треугольники скоростей обычно отсчитывают от оси, совпадающей по направлению с вектором окружной скорости. Турбинные ступени подразделяются, как и компрессорные, на два типа: активные и реактивные ступени (степень реактивности определяется аналогично (5.7)). В активной ступени турбины преобразование теплоперепада осуществляется в теплообменном аппарате. За оси координат принимается ось A и U – параллельная оси машины рис. 5.4.

Рис. 5.4. Активная ступень турбины.

I - направляющий аппарат; II - рабочее колесо.

Р0 - Р2 - изменение давления в ступени; С0 - С2 - изменение скорости.

В активных ступенях турбины относительная скорость рабочего тела на входе и выходе по величине не меняется |W1| = |W2|. Сила в активной ступени возникает вследствие изменения направления движения рабочего тела.

Рис. 5.5. Реактивная ступень турбины.

В реактивной ступени  (рис. 5.5) преобразование рабочего тела (изменение давления) осуществляется как в рабочем колесе, так и в направляющем аппарате. И в этом случае вращающий момент создается как вследствие изменения направления движения потока, так и силе реакции из-за изменения давления.

5.4. Определение мощности ступени турбины

Сила, возникающая на лопатке под влиянием потока, определяется из уравнения механики (рис. 5.6.). Импульс силы равен количеству движения:

                                 (5.10)

Импульс силы в единицу времени равен самой силе:

                        (5.11)

Проекция силы на окружную скорость:

                                (5.12)

и осевую:

                          (5.13)

Рис. 5.6. Силы, действующие на лопатки.

Крутящий момент определяется как произведение радиуса и силы (формула Эйлера):

                        (5.14)

Мощность, развиваемая ступенью, а, следовательно, и ГТУ:

                                          (5.15)

Но  и тогда:

                                  (5.16)

Величина удельной работы (отнесенная к 1 кг рабочего тела на входе в ОК.)

                                (5.17)

Это уравнение справедливо для турбинной и компрессорной ступени и позволяет рассчитать мощность ГТУ.

5.5. Характеристика активной и реактивной ступени

Основной характеристикой ступени газовой турбины является её К.П.Д. Он представляет собой отношение фактического теплоперепада в ступени к теоретически возможному. В идеальной газовой турбине предполагают адиабатический теплоперепад без потерь кинетической энергии, в результате чего работа расширения, располагаемая работа, может быть преобразована в полезную механическую работу.

В реальной турбине часть располагаемой теплоты теряется. Работа идеального процесса в Т-S координатах представляет собой Sab0c –количество подводимой теплоты. При нагревании рабочего тела в КС при Р = idem реальный процесс осуществляется по линии 0-1, и часть работы (теплоты) теряется вследствие необратимых потерь Se11’b (рис. 5.7).

Рис.5.7. Работа реального и идеального процесса сжатия.

В h-S координатах коэффициент полезного действия ступени представляет собой отношение действительной работы h(02) к располагаемой h0(02') (рис. 5.8).

                                            (5.18)

Величина располагаемой работы определяется из уравнения истечения в адиабатном процессе. Если начальная скорость С0 = 0 и не учитывается разность положения центра тяжести, то из уравнения истечения получаем:

 

                                (5.19)

а величина располагаемого перепада

Рис. 5.8. Сопоставление идеального и реального

процесса расширения.

Разность теплоперепадов h0h = Δh – представляет собой величину потерь в ступени. Они (потери) представляют собой сумму потерь: потери энергии в направляющем аппарате, в рабочем колесе и с выходной скоростью (рис. 5.9).

  •  В направляющем аппарате

                                        (5.20)

где h1 – теплоперепад, соответствующий абсолютной скорости С| на входе в рабочее колесо; ξ  – коэффициент потерь энергии.

  •  Δh2 = ξ2 · h 2  – теплоперепад в рабочем колесе.
  •  Δh3 = ξ3 · h 3 =  – потери энергии с выходной скоростью. Причем, оказывается, что Δh1 и  Δh2, практически не зависят от скорости рабочего тела и остаются почти постоянными в рабочем диапазоне (ξ1 и ξ2 определяются экспериментально).

Δh = Δh1Δh2  – Δh3  

или

           (5.21)

Для активной ступени турбины, учитывая, что ; φ – коэффициент скорости  φ = . 

Рис. 5.9. Коэффициент полезного действия ступени.

Выражение КПД ступени имеет вид:

        (5.22)

                                                                             

             ,                         

где W1 = cosβ1 = C1cosα1 – U.

Учитывая,  что  для  активной  ступени   W1 = W2,     но     в  связи  с  потерями W1 = ψW2 и из треугольников скоростей . Обозначая  получим:

                   (5.23)

Принимаем,   что  не зависят от х = . Определим максимум функции

                  (5.24)

т.е. . При α = 0,  и при этих условиях К.П.Д. реактивной ступени имеет максимальное значение и

                     (5.25)

т.е. наибольшее значение КПД ступени получается, когда а = 0, т.к. U = 0,5C. На практике а = 12-14°, т.к. меньшее значение получить трудно (малая толщина лопатки), то  = 0,45-0,48 (рис. 5.8)

Для реактивной ступени рассмотрим частный случай, когда треугольники скоростей симметричны и следовательно  C1 = W2 и W1 = С2, тогда:

                               (5.26)

и

                           (5.27)

и   = х = cosα1

т.е. при α = 0, = 1 рис. (5.10).

Максимальное значение КПД реактивной ступени с симметричными треугольниками скоростей получается при соотношении окружной и абсолютной скоростей равным 1. Эти соотношения используются для определения зоны экономичной работы ступеней: активной и реактивной. Основными факторами, как видно из полученных соотношений является не величина скоростей, а их соотношение х = т.к. только при определенном значении К.П.Д. ступени достигает максимального значения. Причем оказывается, что существенное значение на К.П.Д. ступени оказывают коэффициенты скоростей φ и ψ.

Изменение К.П.Д. ступени при изменении φ при остальных неизменных величинах определяется соотношением:

                    (5.28)

а относительное изменение:

     (5.29)

Рис. 5.10. Коэффициенты полезного действия

активной и реактивной ступени турбины:

а) активная; б) реактивная.

Т.е. изменение коэффициента скорости φ вызывает изменение К.П.Д. ступени в два раза больше. Т.е. если φ меняется на 10 %, то ηст на 20 %. Аналогичное влияние оказывает и коэффициент ψ, но его влияние в 4 раза меньше в связи с меньшим значением относительной скорости. Для обеспечения экономически выгодного режима работы турбины (в области работы  ) в принципе безразлично, за счет чего изменяется величина окружной скорости. Следует заметить, что величина абсолютной скорости С1 получается как результат преобразования теплоперепада в направляющем аппарате, и следовательно, характеризует работоспособность турбины (мощность N). Окружная скорость U характеризует быстроходность турбины (частоту вращения). В связи с тем, что эти величины имеют строго определенную зависимость, оказывается, что увеличение абсолютной скорости С1 (увеличение теплоперепада и мощности) приводит к необходимости увеличивать частоту вращения (n). В современных ГТУ  С1 = 250 ÷ 350 м/с и выше, и следовательно, окружные скорости 120-170 м/с, поэтому даже стационарные ГТУ работают как правило с большой частотой вращения (n = 5000-7000 об/мин). Причем оказывается, что при уменьшении частоты вращения и неизменном теплоперепаде резко меняется х = , и, следовательно, ηст и ηе ГТУ. Именно этим объясняется высокая зависимость КПД ГТУ от частоты вращения. Наличие жесткой связи х =  приводит к существованию предельного теплоперепада на ступени, т.к. для сохранения х =  = idem при повышении С1 нельзя бесконечно увеличивать частоту вращения, т.к. лопатки турбины и так работают в жестких условиях (T3* = 750-1250). Причем оказывается, что для активной и реактивной ступени турбины при одинаковых частотах вращения в связи с различными значениями  = 0,5; работоспособность (мощность) активных ступеней в 1,5-1,8 раза больше, чем у реактивных (теоретически в два раза), следовательно, при создании мощных турбин предпочтение, должно быть быть отдано активным ступеням, однако, газовые турбины, как правило, реактивные, причем степень реактивности возрастает по высоте лопатки, начиная от корня. Причиной этого является трудность осуществления активной ступени при наличии длинных лопаток, когда между ними проходят большие потоки рабочего тела, кроме того К.П.Д. реактивных ступеней выше активных. В условиях, когда по турбине необходимо сработать большие значения теплоперепада, чем допустимые для одной ступени, газовые турбины выполняются многоступенчатыми. При этом общий теплоперепад делят примерно на равные части между ступенями, которые выполняются как последовательные соединения этих ступеней в одном корпусе. Это дает возможность в одной многоступенчатой турбине реализовать большие значения теплоперепада при допустимых частотах вращения выходного вала и высоком общем значении К.П.Д. турбины.

Контрольные вопросы.

  1.  Перечислите основные элементы компрессорной ступени.
  2.  Что называют втулочным отношением ступени.
  3.  Какими параметрами характеризуется решетка профиля ступени?
  4.  При каком соотношении окружной и абсолютной скоростей достигается максимальный К.П.Д. реактивной ступени турбины?
  5.  Как влияют коэффициенты скоростей ψ и φ на К.П.Д. реактивной ступени турбины?

6. ПРОПУСКНАЯ СПОСОБНОСТЬ ГТУ

В условиях эксплуатации для определения мощности ГТУ на частичных и вспомогательных нагрузках, установления зоны устойчивой работы ГТУ иногда необходимо знать расход рабочего тела через газотурбинную установку. Однако установка различного рода замерных устройств на двигателе не всегда возможна, т.к. это снижает полезную мощность агрегата.

Задача определения расхода рабочего тела по ГТУ была решена словацким ученым Стодола (1859-1942 гг.).

В этом случае ГТУ рассматривается как диафрагма с большим перепадом давления. Скорость рабочего тела принимается равной скорости звука (в любом сечении наблюдается критический режим истечения). Весовой расход в этом случае определяется уравнением:

                                            (6.1)

где х – коэффициент расхода; f – минимальная площадь поперечного сечения; P1, 1 – начальные параметры воздуха.

При сопоставлении расчетного режима и номинального, получим:

                                     (6.2)

Зная, что P = RT, получим:

                                   (6.3)

Из уравнения оказывается, что расход рабочего тела зависит только от начальных параметров и изменяется пропорционально изменению давления и обратнопропорционально квадратному корню соотношения абсолютных температур. Для критического режима истечения коэффициент расхода весьма незначительно меняется с из изменением температуры в пределах 200-900°С и следовательно этими изменениями можно пренебречь.

                                      (6.4)

Для скорости рабочего тела меньше критической можно использовать уравнение истечения несжимаемой жидкости

                                    (6.5)

где – коэффициент расхода, f – поперечное сечение, плотность средняя в интервале давлений (P1; P2).

Предположим, что плотность изменяется в соответствие с законом изменения состояния рабочего тела (политропическим законом), тогда

и ,                             (6.6)

После этого преобразуем уравнение (6.4), считая что = 1:

)                                            (6.7)

обозначив , получим

и                       (6.8)

Примем

                           (6.9)

где Ф =  - живое эквивалентное сечение сопла (условно заменяя систему сопел на одно эквивалентное). Тогда заменив в (6.8) на (6.9) и заменив Р на dP

                                 (6.10)

интегрируем полученное выражение от Р1 до Р2 и от 0 до Ф получим:

                         (6.11)

и для выражения расхода рабочего тела имеем:

                     (6.12)

Преобразуем полученное уравнение, подставив

тогда имеем:

                   (6.13)

последнее подкоренное выражение умножим и разделим на Р1 :

                   (6.14)

.

Из полученного уравнения соотношение расходов на эксплуатационном и номинальном режимах можно представить в виде:

                     (6.15)

считая, что n = n0 , получим уравнение Стодолы (6.16) в окончательном виде:

                           (6.16)

Следует заметить, что это уравнение получено при следующих допущениях: число ступеней предполагается бесконечно большим, исключаются процессы расширения газа в зазорах между направляющим аппаратом и рабочим колесом, треугольники скоростей предполагаются подобными, т.е. профили лопаток всех ступеней одинаковы. Это уравнение применяется для турбин с небольшим числом ступеней или с одной ступенью. В случае применения ступеней с изменяющимся сечением, отводами рабочего тела по тракту, значительным теплоперепадом по ступеням, это уравнение приводит к большим погрешностям. Однако, оно находит широкое применение, так как является наиболее простым и учитывает основные факторы, влияющие на расход рабочего тела по турбине. Это уравнение используется для построения характеристики турбины и для каждого значения начальных температур и давления получается своя характеристика. Изменение гидравлических сопротивлений при изменении режима может быть определено расчетным путем, считая их пропорциональными квадрату скорости. Следует заметить, что расход слабо зависит от частот вращения, если при этом начальные и конечные параметры газа постоянны. Приведенное уравнение позволяет определить изменения расходов – их относительную величину, а не абсолютный расход и может быть использовано в том случае, если имеется паспортная характеристика турбины, которая в свою очередь меняется в процессе эксплуатации (после проведения ремонтов).

Определенный интерес представляет уравнение Н. И. Белоконя, позволяющее определить расход в зависимости от характеристики турбины и режима работы:

                                (6.17)

где - коэффициент расхода; Р3, Т3 – параметры газа на входе в турбину; Р4 – статическое давление за турбиной; т – характеристика турбины, учитывающая влияние режима истечения и числа ступеней, являющаяся функцией от показателя политропы (n), числа ступеней (Z) и степени расширения в турбине (Рис. 6.1).

Рис. 6.1. Характеристика ступени турбины в зависимости от числа ступеней и процесса расширения.

Контрольные вопросы.

  1.  Для чего необходимо знать расход газа через ГТУ?
  2.  Какие допущения приняты при выводе уравнения Стодолы?

8. ОСНОВЫ ДИАГНОСТИКИ ГТУ

8.1 Основные показатели надежности ГТУ

Надежность ГТУ определяют как свойство безотказно работать в заданных условиях эксплуатации в течение оговоренного срока. При этом мощностные и экономические показатели, потребность в обслуживании и ремонте должны быть тоже в заданных пределах. С одной стороны, надежность зависит от совершенства оборудования, с другой – от уровня технического обслуживания, от организации и качества ремонта,

В более широком плане надежность включает безотказность, долговечность и ремонтопригодность. Безотказность – свойство ГТУ сохранять работоспособность в течение межремонтного периода. Долговечность – свойство сохранять работоспособность с перерывами для технического обслуживания и ремонта до наступления предельного состояния, когда затраты на восстановление работоспособности изделии уже нецелесообразны. Ремонтопригодность, рассматриваемая ниже в этой главе, характеризует приспособленность ГТУ к предупреждению отказов, восстановлению работоспособности ГТУ путем проведения профилактического технического обслуживания и ремонтов. Под отказом понимают нарушение работоспособности ГТУ.

Для оценки надежности разных изделий существуют различные показатели. Наиболее важные для ГТУ – коэффициент готовности Кг и наработка на отказ Тотк.

Коэффициент готовности

                                                                                  (8.1)

где  Тр суммарное  время работы ГТУ за отчетный период; ТВ.П. –   время  вынужденного простоя за этот же период.

Наработка на отказ

                                                                                         (8.2)

где  nотк – число отказов.  Отказу обычно предшествуют скрытые или явные дефекты и неисправности.

Применяют также  коэффициент технического  использования  за отчетный период

                                                                   (8.3)

где Тппр - длительность планово-предупредительных ремонтов.

Характеристики надежности определяют для календарного года или полугода работы, а также для межремонтного периода. В процессе длительной эксплуатации обычно существует три отличающихся периода: приработки (наладки, освоения), нормальной эксплуатации и повышенного износа. Для вновь осваиваемых агрегатов первый период нередко занимает несколько лет. При нормальной эксплуатации отказы носят случайный характер. В заключительный период отказы учащаются из-за суммарного воздействия повреждений.

Отказы разделяют на внезапные и постепенные. Первые большей частью связаны с недостаточным развитием средств технической диагностики. Постепенным отказам предшествует накопление неисправностей и дефектов.

Техническое состояние – совокупность   подверженных изменению свойств объекта, характеризуемая в определенный момент времени признаками и параметрами, установленными технической документацией. Знание ТС необходимо для более эффективного использования ГТУ, а также выбора момента проведения технического обслуживания или корректировки плановых работ по обслуживанию и ремонту.

Эксплуатационный персонал следит за тем, чтобы не было вынужденного останова, аварии, чтобы сохранялись основные экономические показатели, а также не было повышенного расхода масла, перерасхода электроэнергии и др.

Виды технических состояний: исправен, неисправен, работоспособен, неработоспособен, правильно функционирует, неправильно функционирует.

Исправенполное соответствие требованиям технической документации.

Неисправен  несоответствие хотя бы одному из этих требований.

Работоспособен  может выполнять заданные функции.

Неработоспособен  не может выполнять заданные функции, не  выходя за пределы, оговоренные технической документацией.

Правильное функционирование  выдерживание заданных алгоритмов, особенно при пуске, маневрировании.

Неправильное  функционирование       броски   нагрузки, помпажнагнетателя, компрессора и т.п.

ГТУ может быть неисправной, но работоспособной с какими-то ограничениями.

Внезапный отказ  неожиданное аварийное изменение технического состояния. 

Постепенный отказ  развивающееся изменение технического состояния узлов и систем ГТУ и контролируемых параметров.

Техническое состояние ГТУ описывается совокупностью диагностических признаков (ДП).

Диагностические признаки многочисленны и разнообразны, например изменение взаимных частот вращения валов, температуры за турбиной, температуры металла подшипников, уровня вибрации и т.п.

Система технической диагностики – совокупность средств объекта диагностирования, которая должна оценить ТО объекта, выявить неисправности или причины отказа, прогнозировать состояние в целях полного и эффективного использования доремонтного ресурса.

Надежность работы ГТУ повышается, если при сдаче в эксплуатацию она проходит входной диагностический контроль.

Причины неисправностей можно разделить на группы.

Первая группа неисправностей связана с некачественными изготовлением, монтажом и наладкой. Это могут быть конструкторские и технологические недоработки, производственные отступления – дефекты монтажа, незавершенность наладки.

Вторая группа неисправностей связана с нарушениями в эксплуатации: несоблюдение чистоты рабочих сред (воздуха, газа), регламента технического обслуживания, ложные показания КИП, отключение защит и т.д.

Даже при тщательной и полной доводке головных образцов ГПА и учете опыта работы первой партии агрегатов вследствие нежесткой технологической дисциплины при изготовлении или эксплуатации возможны различные отказы.

Внезапные отказы обычно ведут к вынужденным остановам ГПА. Развитие постепенных отказов можно контролировать.

Одни неисправности больше влияют на снижение мощности и экономичности, другие снижают надежность.

8.1. Неисправности осевого компрессора 

и их диагностические признаки

Наиболее распространен занос проточной части мелкими аэрозолями вследствие отсутствия или неэффективной работы фильтров тонкой очистки. Затем – эрозионный износ профильной части лопаток и вершин рабочих лопаток крупными аэрозолями. Особенно большой вред наносит увеличение радиальных зазоров над рабочими лопатками (РЛ). Этому может способствовать и коробление деталей статора вследствие их недостаточной жесткости. Такие дефекты приводят к падению давления за компрессором, повышению приведенной температуры за ним при той же приведенной частоте вращения, что является диагностическими признаками снижения внутреннего КПД компрессора.

Такое же влияние оказывает повреждение лопаток посторонними предметами, однако главная опасность заключается в поломке лопаток,    даже если они не сломаны, а только изменились межлопаточные каналы. Увеличение радиальных зазоров диагностируют помощью    емкостных,    индукционных и других датчиков, а на остановленном агрегате – с  помощью механических и оптических устройств.

Другая группа характерных для осевого компрессора неисправностей, влияющих на надежность: задевания в проточной части, трещины в лопатках и обрыв РЛ вследствие высоких вибронапряжений. Эрозия лопаток приводит к ослаблению сечения пера, появлению концентраторов напряжений в виде механических выемок, подрезов. Частотные характеристики лопаток меняются, что грозит виброполомкой. Иногда возникает неравномерный вредный наклеп, снижающий пластичность материала.

Диагностика РЛ компрессора обычно осуществляется при обследовании с помощью эндоскопов.

Поворотные направляющие лопатки компрессора могут заедать, настройка их может нарушаться, что грозит помпажем компрессора или поломкой РЛ. Обледенение входного тракта компрессора приближает рабочую линию к границе устойчивости, а обледенение ВНА грозит поломкой РЛ первой ступени.

Диагностическим признаком обледенения входного тракта может служить увеличение разрежения перед ВНА, возможно заметное повышение вибрации.

Неисправная работа противопомпажных воздуховыпускных клапанов, так же как и заедание поворотных лопаток ВНА, может привести к помпажу компрессора. Неплотность клапанов на рабочих режимах приводит к вредной утечке воздуха, часто сопровождаемой свистом.

Помпаж компрессора может наблюдаться при запуске неостывшей ГТУ и при резких набросах температуры перед турбиной, например, вследствие помпажа ЦН, а также при снижении давления перед ВНА, вследствие загрязнения воздушных фильтров и при возникновении неравномерности потока перед ВНА. При пуске ГТУ первые ступени компрессора проходят через вращающийся срыв.

8.3. Неисправности турбины

На внутренний КПД турбины влияет образование отложений на профильной части лопаток и увеличение радиальных зазоров над рабочими и под сопловыми лопатками. Коробление статорных деталей турбины при несовершенной конструкции их системы охлаждения может вызвать возрастание радиальных зазоров даже на несколько миллиметров в основном за счет срабатывания утонений на РЛ или гребней на лопатках с полками.

Износ лабиринтовых уплотнений также увеличивает вредные протечки, равно как и задевания в лопаточном аппарате. Лопатки могут получить ударно-механические повреждения при попадании посторонних предметов, от вылетевшей РЛ.

Диагностические признаки снижения эффективности турбины разнообразны и обычно рассматриваются в комплексе с ГТУ в целом.

Многочисленные дефекты снижают надежность работы турбины. К ним относятся термоусталостные трещины в выходных кромках сопловых и рабочих лопаток неохлаждаемых первых венцов. Для полых охлаждаемых СЛ и РЛ нередки прогары тонких стенок при нарушениях в системе их охлаждения или при большой неравномерности температурного поля камеры сгорания. Возможно выкрашивание кромок лопаток.

На лопатках, имеющих жаростойкое или термобарьерное покрытие, оно может отслаиваться или выкрашиваться. Неохлаждаемые лопатки без покрытий подвержены обезлегированию поверхностного слоя. Материал лопаток из сплава на никелевой основе претерпевает укрупнение зерен и снижение длительной прочности.

Полые тонкостенные охлаждаемые лопатки могут получать коробление вследствие неравномерного нагрева и градиентов температур. При перегревах или пережогах лопаток меняются их цвет и прочностные свойства. Происходит вредное изменение микроструктуры и ускоренный рост зерна. Для РЛ опасна неравномерность температурного поля по радиусу, для СЛ первой ступени - и по радиусу, и по окружности. Вследствие перегрева возможна вытяжка РЛ, а при повышенных вибронапряжениях возможен их обрыв. В новых конструкциях для контроля температуры охлаждаемых РЛ турбины используют оптические пирометры. Поверхностные слои лопаток подвергаются тепловым ударам, особенно при погасании факела в камере сгорания. Это приводит к снижению прочностных свойств, к появлению и росту микротрещин, появлению окалины.

Для дисков и роторов возможно нарушение работы системы охлаждения, часто при заносе пылью и продуктами коррозии каналов для прохода охлаждающего воздуха. В охлаждаемых статорных деталях турбины при заносе каналов или появлении утечек возникают коробления. Плотность и чистота каналов системы охлаждения должна обязательно проверяться при ремонтах.

При повышенной вибрации лопаток и достаточно высокой их вибропрочности могут возникнуть трещины в елочных пазах дисков.

Для одноступенчатых турбин, имеющих посадку дискового ротора на радиальных пальцах, возможны нарушения посадки и возникновение боя дисков.

В сболченных роторах возможно ослабление затяжки болтов, например вследствие недопустимо высоких напряжений при поперечных колебаниях ротора. Сопловые аппараты диафрагменной конструкции могут получать остаточные деформации.

При перекрытии хотя бы одного соплового канала при большом и неравномерном изменении выходных сечений сопловых аппаратов может произойти виброполомка рабочих лопаток. Усталостные повреждения - наиболее распространенная причина разрушения рабочих лопаток. Вначале образуются микротрещины, затем они сливаются в более заметную. Перед поломкой изменяется частота вибрации лопатки, что может служить диагностическим признаком. Изменяется и положение торцевой поверхности лопатки по отношению к статору, что также используется в качестве диагностического признака.

Возможно также коробление корпуса турбины и обойм вследствие неравномерности температурного поля как при прогреве и наборе нагрузки, так и при длительной эксплуатации.

8.4. Неисправности камеры сгорания

Наиболее часто встречающийся дефект – нарушение равномерности температурного поля по окружности и по радиусу кольцевого входа в СА, а также повышенное содержание М9Г и СО в продуктах сгорания.

Неравномерность поля ограничивает возможности нагружения, вызывает динамические напряжения в РЛ, коробление статорных деталей турбины, может вызвать перегревы и прогары тонкостенных деталей. Диагностируется с помощью термопар, установленных непосредственно за последней ступенью турбины до поворота потока. Иногда термопары ставятся и перед свободной турбиной. Число термопар обычно соответствует числу горелочных устройств. Возможен контроль неравномерности и по замеру температурного поля перед свободной турбиной.

Распространенным дефектом является коксование горелочных устройств вследствие несовершенной их конструкции или попадания частиц масла и тяжелых углеводородов в топливный тракт. Это приводит к сильному искривлению температурного поля за КС.

Часто встречающимися дефектами являются также перегревы, пережоги и прогары жаровых труб (или элементов общей кольцевой КС) и последующих участков газоподводящего тракта. Причина здесь - неравномерность факела, часто связанная с коксованием или засорением горелок. Факел постоянно пульсирует, но при недоведенности камеры сгорания или при существенном изменении состава топливного газа возможно появление вибрационного горения. При повышенной пульсации факела нередко появление на стенках жаровых труб термоусталостных трещин, которые обычно начинаются от сварных швов.

В стыке жаровой трубы с последующим патрубком могут возникать износ и наклеп, вызванные пульсацией факела.

Высокотемпературные ГТУ имеют на внутренней поверхности жаровых труб термобарьерное покрытие, которое может разрушаться или отслаиваться.

Нагарообразование на стенках КС вызывает в них температурные напряжения, так как снаружи жаровая труба охлаждается. Эндоскопирование встроенных КС обычно производится через отверстия для установки горелок.

Эндоскопы, используемые для осмотра стенок изнутри жаровой трубы, обычно имеют источник света и оптическую систему, увеличивающую изображение дефекта. Диагностическая система должна сравнивать новое изображение с предыдущим.

Для выравнивания по окружности температурного поля в многогорелочных КС используют калиброванные шайбы различного диаметра, устанавливаемые на газоподводящих патрубках.

Уменьшение токсичных выбросов КС достигается усовершенствованием ее конструкции.

8.5. Диагностика технического состояния ГТУ 

по термодинамическим параметрам

Диагностика по термогазодинамическим параметрам используется для решения следующих основных задач, возникающих при эксплуатации ГПА:

  •  оценка технического состояния узлов ГТУ, ГТУ в целом, а также центробежного нагнетателя (ЦБН);
  •  прогнозирование технического состояния ГПА в течение последующего межремонтного периода;
  •  технико-экономическое основание необходимости замены отдельных агрегатов ГПА или полной реконструкции ГПА.

Современное состояние измерительной техники и систем обработки информации позволяет в автоматизированном режиме измерить все необходимые для полной диагностики термодинамические параметры: давление (Р) и температуру (Т) рабочего тела в сечениях при входе и выходе регенератора; компрессоров, камер сгорания и теплообменников, расход топливного газа GТ; расход охлаждающего воздуха Gохл; частоты вращения роторов турбокомпрессора (n1) и блока «силовая турбина-нагнетатель» (n2).

Методики термогазодинамической диагностики ГТУ на компрессорных станциях дают ответ на вопрос о техническом состоянии установки в целом, не диагностируя состояния отдельных узлов, что затрудняет принятие обоснованных решений по обслуживанию, ремонту или замене турбомашин, камер сгорания и теплообменных аппаратов. Более обоснованный, с технической и экономической точек зрения, подход к термодинамической диагностике связан с установлением технического состояния не только ГТУ в целом, но состояний отдельных агрегатов.

Для осевого компрессора измеряемыми величинами являются:

  •  температура, давление и влажность воздуха, забираемого из окружающей среды – Та, К; Ра, МПа;
  •  давление воздуха при входе в лопаточный аппарат Р1;
  •  расход воздуха через ОК – Gв, кг/с;
  •  температура и давление воздуха при выходе из ОК – Т2, К; Р2, МПа;
  •  частота вращения ротора компрессора n1, об/мин.

Одним из известных способов определения расхода Gв является использование обобщенной для данного ВУ тарировочной зависимости

Для оценки технического состояния ОК используются его паспортные характеристики, полученные на стенде завода-изготовителя, приведенная к стандартным условиям окружающей среды Раа0, Таа0. Эти характеристики могут быть уточнены путем специальных измерений на КС в начале эксплуатации ГТУ и служат эталоном сравнения при диагностике.

Паспортные характеристики ОК представляются в графической форме и апроксимируются для расчета зависимостями.

,                                      (8.4)

,                                    (8.5)

где – адиабатный КПД ОК по параметрам торможения; ко – степень сжатия в ОК

;

 с – скорость в абсолютном движении; Ср – изобарная теплоемкость; к – показатель адиабаты;

; ;

Приведенный расход рабочего тела в ОК

                                             (8.6)

Приведенная частота вращения ротора

                                              (8.7)

В качестве характерных Gв и n1 могут приниматься величины текущего режима или осредненные по мощности Nкi, затрачиваемой на привод

компрессора на различных режимах (i = 1,2,…n)

                                            (8.8)

                                           (8.9)

                                          (8.10)

                                          (8.11)

где  – относительное время работы ОК на характерном режиме.

По измеренным или определенным результатам величинам Gв; Р2*; Т2* вычисляются:

степень сжатия в ОК

,

адиабатическая работа сжатия

 ,   кДж/кг                            (8.12)

действительная работа сжатия в ОК

 ,   кДж/кг                                (8.13)

КПД ОК по параметрам торможения

 ,                                                (8.14)

Паспортные значения и  определяются по соотношениям (8.4), (8.5) при фактических режимных условиях (8.8) и (8.9) по приведенным по формулам (8.6) и (8.7) расходу Gпро и частоте вращения n1про .

Полные давления и температура за компрессором при исходном паспортном техническом состоянии ОК  и  вычисляются по найденным  и :

,                                            (8.15)

.                                  (8.16)

Для характеристики технического состояния ОК по найденным параметрам вводим диагностические коэффициенты по КПД и степени сжатия

      и                                          (8.17)

.                                            (8.18)

Вместо коэффициента  может использоваться коэффициент технического состояния ОК по изменению политропного КПД:

                                         (8.19)

где политропный КПД компрессора с ВУ

,

nпоказатель адиабаты

;                              (8.20)

Оценка технического состояния камеры сгорания при полной диагностике может быть проведена по параметрам гидравлических потерь и полноты сгорания топлива.

Коэффициент технического состояния КГ по гидравлическим потерям определяется соотношениями:

                                             (8.21)

где  – паспортный коэффициент потерь в КГ, найденный в изотермических условиях.

Фактически коэффициент потерь давления в КГ, приведенный к изотермическим условиям:

                     (8.22)

где    – фактический, измеренный или найденный расчетом по измеренным параметрам, коэффициент давления в КГ в эксплутационных условиях; – показатель адиабаты; 2 – приведенная скорость при входе в КГ

где – площадь сечения воздушного тракта перед КГ;  –  опытная константа, характеризующая геометрическую форму КГ ().

Коэффициент технического состояния КГ по полноте сгорания топлива характеризуется величиной:

                                              (8.23)

где Г – коэффициент полноты сгорания топлива в эксплутационных условиях

                  (8.24)

где L0 стехеометрическое количество воздуха в КС;  – коэффициент избытка воздуха в КС;  – расход топлива в КГ;  – низшая теплотворная способность топлива;

энтальпия чистых продуктов сгорания

;

энтальпия воздуха

и ;

энтальпия топливного газа, подаваемого в КС

;

Паспортные значения коэффициента полноты сгорания топлива  определяется по зависимости, аппроксимирующей паспортную характеристику КГ:

                                   (8.25)

При частичной диагностике из-за технических сложностей не измеряются температура и давление газа при входе из КГ  и . В этом случае по измеренным , , , найденным , , , , , , , ,  и оцениваемым коэффициента технического состояния  и  последовательно вычисляются:

  •  коэффициент полноты сгорания топлива в КГ;
  •  температура газа перед ТВД

      (8.26)

  •  коэффициент потерь давления и коэффициент давления в камере сгорания:

;

  •  давление газа перед ТВД:

.

Современный и перспективный уровень развития измерительных систем позволяет измерить температуру газа  в различных сечениях по окружности при входе в сопловой аппарат (СА) турбины высокого давления. Неравномерность поля температур за КГ, перед СА, характеризуется коэффициентом

                                        (8.27)

где , ,  – максимальная, минимальная и средняя температуры в сечении перед СА.

В стендовых условиях или на начальном этапе эксплуатации, по результатам измерений, вычисляется паспортная неравномерность поля температур . Коэффициент технического состояния КГ по неравномерности температуры на выходе из КГ определяется соотношением

                                                (8.28)

Для полной термодинамической диагностики технического состояния турбины высокого давления (ТВД) измеренными или вычисленными по результатам измерений являются:

  •  давление и температура при выходе из ТВД: , , , ;
  •  расход воздуха при входе в ОК и топлива ;
  •  расход охлаждающего воздуха ;
  •  расход газа, относимый на утечки;
  •  частота вращения ротора турбокомпрессора ;
  •  механический КПД.

Теплодинамические характеристики рабочего тела , ,  принимаются по справочным данным. Фактические параметры ТВД вычисляются по следующим зависимостям:

степень расширения газа в турбине

                                             (8.29)

располагаемый теплоотвод в турбине

,  кДж/кг                       (8.30)

удельная работа газа в ТВД

,  кДж/кг                         (8.31)

КПД турбины по параметрам торможения

,  кДж/кг                                (8.32)

эффективный расход газа через ТВД

,  кг/с                      (8.33)

мощность ТВД

, кВт                                  (8.34)

Для контроля найденных параметров используется уравнение баланса мощности на валу турбокомпрессора:

,    или

          (8.35)

где нижний индекс относится к параметрам ОК, а индекс относится к параметрам ТВД.

При отличии левой и правой частей, одна из величин (, ,  и др.) вычисляемая с наибольшей погрешностью, может уточняться из этого уравнения.

В геометрически подобных турбомашинах подобие режимов определяется равенством пяти параметров: чисел Прандтля (Pr), Рейнольдса (Re) и Маха (M), а также показателя адиабаты и степенью изменения давления . При постоянстве или несущественном влиянии Pr, Re, и , КПД   и удельная работа  зависит от двух параметров, и  или  и .

Для определения технического состояния ТВД необходимо воспользоваться паспортной характеристикой этой турбины, например, в виде

                                   (8.36)

                                  (8.37)

                             (8.38)

Коэффициенты технического состояния ТВД по КПД и мощности, с учетом величин, определенным по соотношениям (8.29)(8.34) и           (8.36)(8.38):

                                       (8.39)

                                     (8.40)

Для диагностики технического состояния ТНД измеряются давление и температура перед ТНД и за ТНД, , , , , n2 используются найденные ранее ,  считаются известными , , , , , . Фактические параметры при режимных параметрах

 и                                    (8.41)

,                            (8.42)

где располагаемый теплоотвод в турбине

, кДж/кг                     (8.43)

удельная работа газа в ТНД

,  кДж/кг                         (8.44)

КПД ТНД по параметрам торможения

,  кДж/кг                               (8.45)

мощность ТНД, равная полезной мощности ГТУ,

 

, кВт                              (8.46)

Вычисленное значение мощности  сравнивается с мощностью , затрачиваемой на привод ЦБН:

                                      (8.47)

Определение  приведено ниже.

В случае существенного различия NТНД вычисленной по формулам (8.46) и (8.47) уточняется через компрессор:

                           (8.48)

и все расчеты уточняются к новым уточненным расходом, начиная с п.1.

Паспортные параметры ТНД ηТНД0, lТНД0, NТНД0 вычисляются по характеристикам ТНД, аналогичные по форме (5.36)(5.38), а коэффициенты технического состояния ТНД по формулам аналогичным (5.39), (5.40)

                                               (8.49)

                                              (8.50)

Для определения технического состояния центробежного нагнетателя природного газа использует коэффициенты

                                                   (8.51)

                                                    (8.52)

где паспортные приведенные характеристики представляют в виде

                                         (8.53)

                                        (8.54)

                                (8.55)

                                     (8.56)

В качестве параметров приведения принимают, например, Zпр = 0,91; Rпр = 500 Дж/кгоК. Фактические параметры ЦБН определяются по измеренным Р, Т, Р, Т давлениями и температурами до и после ЦБН, а также при измеренном массовом расходе природного газа через ЦБН – GГ :

степень сжатия в ЦБН

                                                       (8.57)

политропный КПД ЦБН

                                             (8.58)

мощность, затрачиваемая на привод ЦБН

                                                   (5.59)

где   удельная работа сжатия в ЦБН равная изменению полной энтальпии

GГ=QГρГ.

Коэффициенты технического состояния ЦБН вычисляют с использованием фактических и паспортных данных по формулам (8.48) и (8.49).

Для ГТУ рассмотренной схемы паспортные КПД и мощность определяются однопараметрической зависимостью от расхода топлива Gт:

                                                 (8.60)

                                               (8.61)

Фактическая мощность Nе и КПД ГТУ ηе определяются по формулам

                                                     (8.62)

                                                   (8.63)

Коэффициент технического состояния ГТУ на режиме, характеризуемом подачей топлива Gт:

где ηе, ηео, Nе, Nео находятся по соотношениям (8.60)(8.63).

Техническое состояние ГТУ характеризуется найденными коэффициентами КηгтуNгту. Техническое состояние осевого компрессора коэффициентами Кηк (или Кηполк) и КПк, камеры сгорания – коэффициентами Кξ, Кη, Кδ, турбины – коэффициентами Кηтвд, КNтвд, Кηтнд и КNтвд, и нагнетатели характеризуются коэффициентами Кηн, КПн. Таким образом, рассмотренная методика термогазодинамической диагностики позволяет оценивать техническое состояние не только ГТУ в целом, но и отдельных агрегатов ГТУ.

Контрольные вопросы.

  1.  Перечислите основные показатели надежности для ГТУ.
  2.  Охарактеризуйте основные виды технических состояний.
  3.  Каковы основные неисправности компрессора, камеры сгорания, турбины?
  4.  Перечислите измеряемые параметры ОК при диагностике по термодинамическим параметрам.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

  1.  Соколов В. С. Газотурбинные установки. – М.: Высш. Шк., 1986. – 151 с.
  2.  Иванов В. Л., Леонтьев А. И. и др. Теплообменные аппараты и системы охлаждения газотурбинных и комбинированных установок. – М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2003. – 592 с.
  3.  Поршаков Б. П. Газотурбинные установки для транспорта газа и бурения скважин. – М.: Недра, 1982. – 183 с.
  4.  Ревзин Б. С. Газоперекачивающие агрегаты с газотурбинным приводом. – Екатеринбург ГОУ УГТУ-УПИ, 2002. – 269 с.
  5.  Латыков Р. Ш. Вопросы рациональной эксплуатации газотурбинных установок. – Уфа: УГНТУ, 2000. – 100с.
  6.  Степанов О. А., Яблонский Ю. П. Нагнетатели и тепловые двигатели. Учебное пособие. Часть 3. – Тюмень, 2002. – 83 с.
  7.  Карангин. В. П. Газотурбинные установки. Методические указания к практическим занятиям. – Омск, 2004. – 18 с.
  8.  Степанов О. А., Кабес Е. Н. Термодинамический расчет ГТУ. Методические указания для выполнения курсового проектирования. – Тюмень: Ротапринт ТГНГУ, 1995. – 24 с.

PAGE  85


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

55457. Психологический анализ урока. Методическое пособие 212.5 KB
  Целенаправленная организация учителем деятельности учащихся на уроке обеспечивает значимые изменения всех сфер их психической жизни. Опираясь на общую структуру деятельности А. Леонтьев и на структуру учебной деятельности...
55461. Политическая система США 52.5 KB
  Учитель применил небольшое количество методов словесного воздействия на учеников, что свидетельствует о том, что урок был проведен на высоком уровне. Уровень дисциплины на уроке был очень высоким, учитель ни разу не повысил интонацию.