Классификация газотурбинных установок

Газотурбинной установкой (ГТУ) назы­вается агрегат, в состав которого входят компрессоры, камеры сгорания и газовые турбины.

Рис. 1-1. Схема одновальной газотурбинной установки с регенерацией, со ступенчатым сжатием и ступенчатым сгоранием, КНД и КВЛ — компрессоры соответственно низкого и высокого давления; ТВД и Т ИД — соответст­венно турбины высокого и низкого давления; КСВД и КСНД — соответственно камеры сгорания высо­кого и низкого давления; /70 — промежуточный охладитель; ЭД — электродвигатель пусковой; Г —электрический генератор.

Стационарные газовые турбины пред­назначаются:

1. для привода электрических генера­торов электростанций;

2. для привода нагнетателей на пере­качивающих станциях магистральных нефте- и газопроводов;

3) для привода компрессоров и крупных воздуходувок;

4. для утилизации энергии давления доменного газа после газоочистки;

5. для работы совместно с паровыми турбинами в парогазовых установках.

Различают установки открытого цикла (с разомкнутым контуром рабочего тела) и закрытого цикла (с замкнутым контуром рабочего тела). В установках от­крытого цикла газ (рабочее тело турбины), совершив механическую работу, удаляется в окружающую среду. В установках закры­того цикла рабочим телом является воздух, гелий или другой газ, который циркулирует по замкнутому контуру, подогреваясь в на­гревателе (атомный реактор, воздушный нагреватель и т. п.) и охлаждаясь перед входом в компрессор в холодильнике.

Рис. 1-2; Схемы двухвальных ГТУ.

а, б — со ступенчатым сжатием, ступенчатым сгоранием и регенерацией; в — со ступенчатым сжатием, ступенчатым сгоранием и без регенерации; г, д — без регенерации. / — компрессор низкого давления; 2 — воздухоохладитель; 3 — компрессор высокого давления; 4 — регенератор; 5 — камера сгорания высокого давлении (основная); 6 — турбина высокого давления (на схемах г и д — турбина компрессор­ного вала); 7 — камера сгорания низкого давления; 8 — турбина низкого давления (на схемах гид — турбина генераторного вала); 9 — электрический генератор.

Основные ГТУ открытого цикла с каме­рой сгорания постоянного давления можно классифицировать следующим образом:

1. одновальная установка без регене­рации;

2. одновальная установка с регенерацией;

3. двухвальная установка без регене­рации;

4. двухвальная установка с регене­рацией;

5. двухвальная установка со ступенча­тым сжатием и ступенчатым сгоранием без регенерации;

6. двухвальная установка со ступенча­тым сгоранием и ступенчатым сжатием с ре­ генерацией.

Каждая из перечисленных ГТУ может выполняться в различных вариантах.

Газотурбинная установка со ступенча­тым сжатием и ступенчатым сгоранием в одновальном варианте показана на рис. 1-1.

Для повышения экономичности на пере­менном режиме ГТУ выполняют двухваль-ными. Основные схемы двухвальных уста­новок приведены на рис. 1-2.

Некоторые сведения о тепловом расчете газовой турбины

Тепловой расчет газовой турбины про­изводится по данным, полученным в резуль­тате расчета тепловой схемы газотурбинной установки.

Основы расчета проточной части газо­вой турбины аналогичны расчету проточной части паровой турбины. При этом отличительными расчетно-конструктивными особенностями газовой турбины яв­ляются:

1. небольшой теплоперепад (в 2—8 раз меньше, чем в паровой турбине);

2. существенно больший расход рабочего тела на единицу вырабатываемой анергии;

3. малое число ступеней – 2 - 8 шт.;

4. большая длина лопаток первых сту­пеней. Отношение диаметра к высоте ло­- патки υ=d/l, как правило, меньше 10, поэтому лопатки имеют переменный профиль по высоте;

5. необходимость охлаждения сопловых и рабочих лопаток и дисков;

6. значительные размеры входного пат­рубка, соизмеримые с размерами выходного.

Порядок расчета проточной части тур­бины обычно следующий. Производится теп­ловой расчет по средним диаметрам ступе­ней, в результате которого определяются число ступеней и их основные размеры: диаметры ступеней, высоты сопловых и рабо­чих лопаток, параметры газа по ступеням, размеры патрубков. Далее по средним диа­метрам ступеней определяются параметры потока и характеристики решеток по высоте сопловых и рабочих лопаток.

Частота вращения ротора турбин для привода электрических генераторов состав­ляет обычно 3000 об/мин. Частота враще­ния турбин для привода других агрегатов (компрессоров, нагнетателей и т. д.) опре­деляется на основании технико-экономичес­ких расчетов с учетом начальной темпера­туры газа перед турбиной.

Диаметры корневых сечений ступеней газовой турбины, как правило, выдержи­ваются постоянными для всех ступеней и определяются из условий прочности дисков и лопаток и технологии изготовления по­ковки дисков.

В приведенных далее формулах приняты следующие обозначения: G - расход газа (продуктов сгорания) через турбину, кг/с; Н₀ — располагаемое теплопадение газовой турбины от состояния рабочего тела перед входным патрубком турбины до давления за выхлопным патрубком при изоэнтропийном течении в турбине, кДж/кг; H_i — исполь­зованное теплопадение турбины, равное раз­ности энтальпий газа на входе и выходе из турбины в реальном процессе течения газа, кДж/кг; N₀=GH₀ - располагаемая мощность турбины, кВт; N_i— внутренняя мощность турбины, кВт; ŋ_т=N_i/N₀ - внут­ренний относительный к. п. д. турбины.

Величина снижения статического давле­ния во входном (конфузорном) патрубке газовой турбины определяется по формуле

где ∆p_вх.п. = p_c - p₀ - разность статических давлений на участке между входным сече­нием патрубка и сечением на входе в сопло­вой аппарат первой ступени (рис. 1-3), Па; р_с — плотность газа во входном сечении патрубка, кг/м³; с₀ — скорость потока на входе в сопловой аппарат первой ступени, м/с;

Рис. 1-3. Схема проточной части газовой тур­бины.

с_с — скорость потока во входном сече­нии патрубка, м/с; ŋ_вх — к. п. д. входного патрубка, равный отношению разности эн­тальпий во входном и выходном сечениях патрубка в действительном процессе тече­ния к разности соответствующих энтальпий при изоэнтропийном изменении параметров потока; ŋ_вх= (i_С — i₀)/(i_с — i_0t),

Значения величин, входящих в фор­мулу , выбираются в следующих пре­делах:

ŋ_вх = 0,90 —0,95;

с_с = 30 — 40 м/с (меньшие значения для турбин мощностью до 25 МВт);

c₀ = 70—100 м/с (меньшие значения для турбин до 25 МВт).

Величина восстановления давления в выходном (диффузорном) патрубке газовой турбины определяется по формуле

где ∆p_вых.п. = p_d – p_z — разность статических давлений в выходном и входном сечениях выхлопного патрубка (рис. 1-3), Па; р_d - плотность газа в выходном сечении пат­рубка, кг/м³; с_z — скорость потока во вход­ном сечении патрубка, м/с; с_d— скорость потока в выходном сечении патрубка, м/с; ŋ_вх - к.п.д. выходного патрубка, равный отношению разности энтальпий в теоретическом процессе (изоэнтропийном) на выходе и входе в патрубок к соответствующей раз­ности энтальпий в действительном процессе течения газа (рис. 1-4):

Значения величин, входящих в фор­мулу , выбираются в пределах:

Для определения теплового перепада в проточной части газовой турбины необходимо найти давление полного торможения перед соплами первой ступени р₀ и давле­ние полного торможения за лопатками по­следней ступени р_z.

Рис. 1-4. Процесс в I, 5-диаграмме для газовой турбины.

Давление полного торможения за ло­патками последней ступени (на входе в вы­хлопной патрубок) определяется по формуле

В этой формуле

- давление полного торможения на входе в турбину ;

- давление полного торможения за выхлоп­ным патрубком.

Процесс течения газа в турбине между сечениями c и d по статическим параметрам и по параметрам полного торможения пред­ставлен на рис. 1-4,

Из расчета тепловой схемы газотурбин­ной установки известны параметры торможе­ния во входном сечении с: р_с; Т_с; i_С, а также давление торможения в выходном сечении d—p_d. При предварительном по­строении процесса для турбины в i,s -диа­грамме энтальпия торможения i_d и темпе­ратура T_d и для выходного сечения известны при принятом для расчета схемы ГТУ зна­чении к. п. д. турбины (см. рис. 1-4):

где Н₀ - располагаемый изоэнтропийный теплоперепад турбины по параметрам пол­ного торможения, кДж/кг; H_i — использован­ный теплоперепад турбины, кДж/кг.

Параметры в сечениях 0 и z опреде­ляются с помощью тепловой диаграммы для рабочего газа турбины по известным значениям Т₀=Т_С и отноше­нию давлений δ_T=p_c/p_d

или по формуле

где c_p — средняя теплоемкость при постоян­ном давлении, кДж/(кг • К); m = (k-1)/k; ^: — показатель изоэнтропы для рабочего газа турбины.

Величина располагаемого теплоперепада всех ступеней турбины между сечениями 0 и z Н_оz (см. рис. 1-4) определяется по аналогии с предыдущим по известным зна­чениям температуры торможения Т₀ и отно­шения давлений полного торможения перед соплами первой ступени и за рабочими ло­патками последней ступени δ_g=p₀/p_z c ис­пользованием тепловой диаграммы.

Число ступеней в турбине z определяется из соотношения

где α_т — коэффициент возврата тепла в тур­бине, который определяется по формуле

h₀ - изоэнтропийный теплоперепад ступени, как правило, принимаемый одинаковым для всех ступеней турбины и определяемый по формуле

здесь x_ф.к=u_к/с_ф — отношение скоростей; u_к — окружная скорость рабочей лопатки по корневому сечению, м/с; с_ф — фиктивная скорость, рассчитываемая по теплоперепаду

Отношение скоростей x_ф.к выбирается в пределах 0,45—0,52 для ступеней со сте­пенью реакции у корня р_к = 0,03 - 0,15. Окружная скорость рабочих лопаток по диа­метру у корня рабочих лопаток u_к нахо­дится обычно в пределах 150—250 м/с. Зна­чения u_к и x_ф.к выбираются с учетом проч­ности рабочих лопаток и диска, а также по технико-экономическим соображениям.

Число ступеней округляют до целого. Распо­лагаемый теплоперепад, приходящийся на ступень турбины, уточняют по формуле

В результате детального расчета ступе­ней определяются высоты сопловых и рабо­чих лопаток, параметры потока между сту­пенями и решетками на среднем диаметре, уточняются параметры газа за турбиной, по которым находят к. п. д. проточной части турбины:

где i_zt — энтальпия торможения в конце изоэнтропийного расширения газа в проточ­ной части всех ступеней, кДж/кг.

Эффективный к. п. д. турбины опреде­ляется с учетом утечек через уплотнение и механических потерь в подшипниках по формуле

здесь ŋ_м — механический к. п. д. турбины; α_ут = G_ут/G, G_ут — утечка газа через переднее уплотнение, которая под­считывается для ступенчатого типа уплот­нения по формуле

где F_у — площадь зазора под усиком уплот­нения, м²; μ_у — коэффициент расхода для щели уплотнения, равный 0,7—0,8 для щели обычных размеров; p_o,υ₀ — давление (Па) и удельный объем (м³/кг) перед уплотне­нием; р₂ — давление за уплотнением, Па; z — число уплотнительных усиков (щелей).

Как правило, ступени газовой турбины имеют переменный профиль лопаток по вы­соте. Поэтому после расчета по средним диаметрам проводится расчет каждой сту­пени с целью определения параметров по­тока и характеристик решеток по высоте лопаток.

Расчет ступени по высоте проводится по методу, в основе которого лежит один из законов изменения окружных составляю­щих абсолютных скоростей в зазоре между сопловой и рабочей решетками.

Ступень с постоянной цирку­ляцией по высоте лопаток

здесь r — радиус сечения, в котором под­считывается циркуляция, м; c_1u=c₁cosα₁ — проекция абсолютной скорости газа на вы­ходе из сопловой решетки на направление окружной скорости, м/с.

Ступень с постоянной мери­диональной скоростью по высоте лопаток. Для случая, когда меридиональ­ные составляющие скоростей c₁sinα₁ и c₂sinα₂ неизменны, изменение окружных составляющих скоростей описывается соот­ношением

здесь индекс m указывает на то, что пара­метр относится к цилиндрическому сечению ступени на среднеквадратичном по высоте лопатки диаметре; ŋ₁ — к. п. д. сопловой решетки.

В первых двух типах ступеней профили по высоте решеток изменяются в сопловых и в рабочих лопатках. При этом изменяются выходные углы сопл и входные и выходные углы рабочих лопаток.

Ступень с незакрученным соп­ловым аппаратом. Для сопловых ло­паток постоянного профиля по высоте угол выхода потока по высоте лопаток незначи­тельно изменяется и для дозвуковых ско­ростей может быть подсчитан по так назы­ваемому эффективному углу:

где t — шаг решетки на данном радиусе, м; а — „горло" (минимальный размер) канала суживающейся решетки, м; m — опытный коэффициент, значения которого находятся в диапазоне 1 —1,1.

Закон изменения окружных составляю­щих скорости в этом случае описывается

формулой

где функция соs² α_1х определяется выраже­нием

Ступень с постоянным углом выхода потока α₁. В этом случае форма профиля сопловых лопаток и угол установки профиля сохраняются неизмен­ными по высоте, а постоянство угла α₁ выдерживается за счет сохранения неизмен­ным относительного шага решетки, т. е. при увеличении радиуса пропорционально

Ступень с постоянным по высоте лопаток произведением плотности и меридиональной составляющей скорости

увеличивается хорда профиля сопловой решетки. Изменение окружных составляющих скорости в этом случае описывается формулой

Ступени, спрофилированные на основе перечисленных законов, при тщательном их выполнении обеспечивают примерно оди­наковую тепловую экономичность (равенство т]_т). Выбор закона профилирования опре­деляется в большой степени технологич­ностью выполнения лопатки, ее вибрацион­ной надежностью и прочностью. По техно­логическим соображениям предпочтительной является ступень с незакрученным сопловым аппаратом.