УДК 536.7
Эксергетический анализ газотурбинного двигателя простого цикла
на примере ГТД UGT10000 производства "Зоря"-"Машпроект"Вступление
В газотранспортной системе Украины для привода компрессорных газоперекачивающих агрегатов используется 455 газотурбинных установок (ГТУ) общей мощностью 4600 МВт, которые работают преимущественно по простому разомкнутому циклу с эффективным КПД на уровне 18-27 % [1]. Эффективный КПД новых современных ГТУ простого цикла в зависимости от мощности и характеристик агрегатов находится в пределах 24-38 %.
Для количественного анализа потерь работоспособности энергии в ГТУ используется эксергетический анализ, который рассматривается на примере ГТУ простого цикла UGT10000 производства ГП НПКГ «Зоря-Машпроект» построенного на базе газотурбинного двигателя (ГТД) ДН-70 с характеристиками, указанными в таблице 1.
Компрессоры низкого и высокого давлений состоят из 9 ступеней. Камера сгорания трубчато-кольцевая, противоточная, 10-ти трубная с температурой продуктов сгорания на выходе 1200 °С (температура начала цикла).
Таблица 1. Основные технические характеристики ГТД UGT10000 [2].
|
Наименование параметра |
Значение параметра |
|
Номинальная мощность, МВт |
10 |
|
КПД, % |
36 |
|
Удельный расход топлива (газ), нм3/кВт·ч |
0,279 |
|
Степень повышения давления |
19,5:1 |
|
Расход выхлопных газов, кг/сек |
36 |
|
Температура выхлопа, °С |
490 |
|
Масса, т |
5 |
Модель термодинамического цикла ГТД UGT10000.
Для получения полных данных о преобразованиях эксергии в каждом узле ГТД UGT10000 на основе анализа [3] табличных данных параметров ГТД построена расчетная модель термодинамического цикла (рис. 1). Теплофизические свойства рабочего тела рассчитываются на основе программного комплекса ГазКондНефть [4].
Рисунок 1. Расчетная схема термодинамического цикла UGT10000
Расход природного газа (Gпг) определен исходя из КПД двигателя hгтд=0,36, номинальной мощности двигателя в условиях ISO-2314 Nст=10·103 кВт и низшей теплотворной способности природного газа Qпг=50053,2 кДж/кг:
Gпг=(Nст·3600)/(hгтд·Qпг) = 1997,8 кг/ч
Турбинная часть на расчетной схеме представлена двумя компрессорами и тремя турбинами. Вырабатываемая работа турбинами высокого и низкого давления соответствует потребляемой работе соответствующих компрессоров. Вся мощность с силовой турбины считается полезной. Так как компрессоры и турбины не связаны между собой на расчетной схеме, существует незначительное различие между вырабатываемой мощностью турбин и потребляемой компрессорами, поэтому полезная работа рассчитывается как суммарная мощность всех турбин за исключением суммарной мощности компрессоров.
Расчеты температуры горения выполнены в отдельной программе SKGorenie, которая была специально разработана для этой цели [5].
Избыток первичного воздуха для горения (поток №14) в камере сгорания принят в соответствии с тем, что температура факела не должна превышать 1700 °С, так как выше этой температуры проявляется существенное влияние диссоциации продуктов сгорания, которое приводит к снижению температуры горения [6]. Оставшийся воздух используется для охлаждения камеры сгорания (поток №17).
В газотурбинном двигателе имеются отборы воздуха от первой (поток №5) и второй (поток №40) ступени компрессора для охлаждения лопаток турбин соответственно высокого давления и силовой. Так как программное обеспечение не позволяет учесть этот поток, то для соблюдения материального баланса он смешивается с потоком продуктов сгорания после соответствующей турбины. Это вызывает несущественную погрешность.
Расчет эксергии
Эксергия рабочего тела, отнесенная к начальному состоянию, представляет собой максимальную работу потока, который переводится из текущего состояния до состояния равновесия с окружающей средой [6]:
Еi=(Ii-I0)-T0(Si-S0), кДж (1)
где: Ii, Si - энтальпия и энтропия потока при его действительных параметрах, кДж и кДж/К соответственно.
I0, S0 - энтальпия и энтропия потока при температуре окружающей среды Т0, кДж и кДж/К соответственно.
Т0 - температура окружающей среды, К.
Исходя из определения эксергии, полная химическая эксергия топлива может быть принята как сумма низшей теплоты сгорания топлива и эксергии самого потока на входе в камеру сгорания:
Епг=Qн·qпг+Eпг.вх., кДж (2)
где: Qн - низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг;
qпг - расход топлива, кг;
Епг.вх. - эксергия потока топлива, кДж.
Уравнение (2) дает лишь приближенное значение эксергии топлива. Для более точного расчета химической эксергии топлива следует вместо теплотворной способности использовать нормальную химическую эксергию. Я. Шаргут в [7, стр. 75] приводит табличные значения нормальной химической эксергии газообразных углеводородов для условий tп=25 °С, pп=101,325 кПа (в таблице 1 приведены параметры наиболее распространенных углеводородов).
Для оценки вносимой погрешности, в случае использования теплотворной способности, при определении химической эксергии топлива проведено сравнение нормальной химической эксергии и низшей теплотворной способности [8], таблица 1.
Таблица 1. Нормальная химическая эксергия и теплотворная способность.
|
Формула |
Молярная масса M, кг/моль |
Отрицательная свободная энтальпия реакции |
Нормальная химическая эксергия |
Низшая теплотворная способность Qн, МДж/кмоль [8] |
Отклонение низшей теплотворной способности от нормальной химической эксергии, % |
|
|
[7] |
[9] |
|||||
|
CH4 |
16,042 |
800,73 |
802,32 |
836,510 |
816,374 |
2,4 |
|
C2H6 |
30,068 |
1442,62 |
1428,78 |
1504,360 |
1452,923 |
3,4 |
|
C3H8 |
44,094 |
2075,44 |
2045,38 |
2163,190 |
2077,985 |
3,9 |
|
C4H10 |
58,12 |
2705,19 |
2658,83 |
2818,930 |
2703,325 |
4,1 |
|
C5H12 |
72,146 |
3337,35 |
3274,29 |
3477,050 |
3343,566 |
3,8 |
|
C6H14 |
86.172 |
3969,18 |
3889,28 |
4134,590 |
3974,001 |
3,9 |
Как видно из таблицы, применение в расчетах теплотворной способности топлива вместо его нормальной химической эксергии приводит к погрешностям на уровне 2,4…4,1 %, что для природного газа состоящего более чем на 90 % из метана является приемлемым.
Для температуры окружающей среды Т0, отличающейся от 25 °С, нормальная химическая эксергия топлива рассчитывается с помощью следующей формулы [9]:
,
кДж/кг (3)
где: 
- нормальная химическая
эксергия, кДж/кмоль;
ΔH0 - отрицательная свободная энтальпия реакции, кДж/кмоль;
М - молярная масса, кг/кмоль.
Для уточнения химической эксергии разных газов используется поправочный коэффициент jch, таблица 2 [9].
Таблица 2. Типичные значения поправочного коэффициента для химической и физической эксергии.
|
Топливо |
jch |
|
Природный газ |
1,04±0,5% |
|
Угольный газ |
1,00±0,5% |
|
СО |
0,973 |
|
Водород |
0.985 |
При термодинамическом анализе ГТД, которые используют природный газ в качестве топлива в условиях ISO 2314 (ГОСТ Р 52782-2007; температура окружающей среды 15 °С, атмосферное давление 101,325 кПа, относительная влажность 60 %), формула (5) принимает следующее значение:
кДж/кг (4)
Использование приведенных выше зависимостей позволяет оценить степень термодинамического совершенства ГТУ и ее отдельных узлов, и определить основные направления совершенствования теплового цикла. Эксергетический КПД узла рассчитывается по следующей формуле:
hэ= (E2+N)/E1 (5)
где: N - производимая работа;
E1, E2 - эксергия на входе и выходе узла.
Эксергетический баланс
На основе полученных расчетных теплофизических характеристик термодинамического цикла ГТД (рис. 1) по формуле (1) выполнен расчет эксергии потоков ГТД, результаты которого представлены в таблице 2.
Таблица 2. Эксергия по потокам (рис. 1, 2).
|
№ потока |
Энтальпия, I, ГДж |
Энтальпия, I0, ГДж |
Энтропия, S, ГДж |
Энтропия, S0, ГДж |
Эксергия, Е, ГДж |
|
3 |
58,7471 |
35,4073 |
0,7360 |
0,7287 |
21,2218 |
|
5 |
1,1134 |
0,6711 |
0,0139 |
0,0138 |
0,4022 |
|
7 |
104,3069 |
22,7675 |
0,9104 |
0,7302 |
29,6403 |
|
10 |
79,9459 |
31,3071 |
0,6561 |
0,6443 |
45,2342 |
|
14 |
41,2953 |
16,1714 |
0,3389 |
0,3328 |
23,3653 |
|
15 |
1,1724 |
1,2052 |
0,0206 |
0,0239 |
101,041 |
|
17 |
38,6506 |
15,1357 |
0,3172 |
0,3115 |
21,8689 |
|
22 |
184,9856 |
17,8315 |
0,7928 |
0,6310 |
120,5673 |
|
40 |
10,4702 |
4,1002 |
0,0859 |
0,0844 |
5,9241 |
|
42 |
163,7893 |
22,0733 |
0,8884 |
0,7162 |
92,1369 |
|
43 |
139,9300 |
22,0733 |
0,8907 |
0,7162 |
67,6133 |
Результаты расчета эксергии по отдельным узлам приведены в таблице 3.
Таблица 3. Распределение эксергии по основным узлам цикла.
|
№ п/п |
Наименование узла |
Эксергия, ГДж, (%) |
Произведенная или принятая работа, ГДж, (%) |
Эксергетический КПД узла, % |
||
|
На входе |
На выходе |
Потеря |
||||
|
1 |
Камера сгорания |
146,2753 (144,8) |
120,5673 (119,3) |
25,708 (25,4) |
- |
82,7 |
|
2 |
Турбина высокого давления |
126,4914 (125,2) |
92,1369 (91,2) |
2,8936 (2,9) |
31,6692 (31,3) |
90,9 |
|
3 |
Турбина низкого давления |
92,1369 (91,2) |
67,6133 |
0,7042 (0,7) |
23,8194 |
97,0 |
|
4 |
Турбина силовая |
67,6133 (66,9) |
29,6403 (29,3) |
1,6030 (1,6) |
36,8064 (36,4) |
95,6 |
|
5 |
Компрессор высокого давления |
52,891 (52,3) |
51,1583 (50,6) |
1,7327 (1,7) |
31,6692 |
94,5 |
|
6 |
Компрессор низкого давления |
0 |
21,624 (21,4) |
2,1954 (2,2) |
23,8194 (23,6) |
90,8 |
|
7 |
Эксергия покидающая цикл |
- |
- |
- |
29,6403 (29,3) |
- |
На основании таблицы 2, 3 построена диаграмма эксергетического баланса (рисунок 2), за 100% принято эксергию топлива.
Рисунок
2. Эксергетический баланс термодинамического цикла UGT10000.
числитель – процент от эксергии топлива; знаменатель – абсолютное значение эксергии.
Диаграмма на рисунке 2 представляет собой карту распределения эксергетических потоков термодинамического цикла. Каждый узел представлен в виде прямоугольника с входящими и выходящими потоками. На каждом потоке указано его эксергию в ГДж и процент от полной химической эксергии топлива.
Анализ диаграммы (рис. 2) показывает, что наибольшие эксергетические потери возникают в камере сгорания – 25,44 %, и 29,34 % вследствие выброса большого количества тепла на выходе из турбины с продуктами сгорания в атмосферу. В турбино-компрессорной части потери составляют 7,24 %.
Самые высокие потери возникают в камере сгорания вследствие смешения потоков с большой разницей температур. Снизить эти потери можно за счет снижения количества воздуха подаваемого на охлаждение камеры сгорания. К сожалению, существующие материалы, используемые в камере сгорания и турбине высокого давления, которые способны противостоять температурам выше 1200-1300 °С слишком дороги и требуют сложной системы охлаждения лопаток, что резко повышает конечную стоимость ГТД и снижает ее надежность. Поэтому повышение температуры выше 1300 °С рационально только на мощностях свыше 100-200 МВт.
Суммарные термодинамические потери в остальных узлах ГТД составляют менее 8 %, поэтому дальнейшее совершенствование этих узлов не приведет к существенному приросту эффективности ГТД.
С другой стороны, как видно из диаграммы (рис. 2), с отработавшими газами ГТД теряется 29 % эксергии, что сопоставимо с потерями в камере сгорания. Поэтому, прежде всего, следует обратить внимание на утилизацию этого тепла в дополнительном утилизационном цикле с использованием низкокипящих рабочих тел или водяного пара. Предварительные расчеты показывают, что применение, например пентанового цикла [10], позволяет получить дополнительно до 3 МВт электроэнергии, при этом снизить температуру продуктов сгорания выбрасываемых в атмосферу до 80 °С.
Выводы.
Рассмотренная методика и программные комплексы расчета теплофизических свойств газовых смесей применимы для проведения экспресс-анализа термодинамической эффективности газотурбинных установок, определения потерь эксергии а также основных путей совершенствования тепловых циклов.
Основные потери работоспособности происходят в камере сгорания и с отработанными газами ГТД, которые достигают в простом цикле 25 %. Остальные потери работоспособности энергии по тепловой схеме менее существенны. Поэтому наиболее реальным и менее затратным направлением повышения топливной экономичности ГТУ является переход к более сложным комбинированным процессам глубокой утилизации сбросной тепловой энергии в силовом цикле, что может дать повышение суммарной мощности ГТУ до 30 % и экономии топлива до 50 %. Снижение потерь химической эксергии топлива в камере сгорания возможно достичь за счет повышения температуры сгорания, однако эта возможность ограниченна жаропрочностью конструкционных материалов камеры сгорания и проточной части турбины. Кроме того темп роста эксергетического КПД ГТД согласно второму закону термодинамики обратно пропорционален квадрату начальной температуры цикла и, например, при повышении температуры начала цикла от 1300 до 1500 °С в идеальном цикле повышает теоретический эксергетический КПД только на 5 %.
Литература
1. Халатов А.А. Компрессорные станции ГТС Украины: Концепция модернизации газотурбинного привода газоперекачивающих агрегатов [текст] / Халатов А.А., Костенко Д.А., Парафейник В.П., Боцула А.Л., Билека Б.Д., Письменный А.С. // Институт технической теплофизики НАН Украины. – Киев. – 2009. – 52 с. ISBN 978-966-02-5280-6.
2. Газотурбинные двигатели для использования в газотранспортных сетях [Текст]: Рекламный проспект НПО Зоря-Машпроект, 2004. – 19 с.
3. Денисов И.Н. К анализу табличных данных проспектов ПГУ методом термодинамического анализа [Текст] / И.Н. Денисов, А.В. Зюганов // Газотурбинные технологии. - Октябрь 2008. - С. 1-3
4. Программный комплекс ГазКондНефть [Электронный ресурс] // URL: http://gascondoil.com/
5. Программа расчета температуры горения [Электронный ресурс] // URL: http://sergeyk.kiev.ua/soft/gorenie/
6. Самсонов А.И. Эксергетический анализ работы тепловых машин. Противоречия и неточности в учебниках по технической термодинамике. [текст] / А.И.Самсонов // Кораблестроение, океанотехника, вопросы экономики. Выпуск 25. – Владивосток. - 2002. - С. 21-22.
7. Эксергетический метод и его приложения [Текст] / под ред. В.М. Бродянского. - М. : Мир, 1967. - 248 с.
8. ГОСТ 30319.1-96. Газ природный. Методы расчета физических свойств по уравнению состояния [Текст]. введ. 1997-07-01. - Минск : межгосударственный совет по стандартизации, метрологии и сертификации, 1997. – 25 с.
9. Somkiat Boonnasa. Exergy Evaluation of the EGAT (Block 1) Combined Cycle Power Plant [Текст] / Somkiat Boonnasa, Pichai Namprakai // Department of Energy Technology, King Mongkut’s University of Technology Thonburi, Bangkok, Thailand. The Joint International Conference on “Sustainable Energy and Environment (SEE)” 1-3 December 2004, Hua Hin, Thailand. #4-004 (O), C. 437-441.
10. Пятничко В.А. Утилизация низкопотенциального тепла для производства электроэнергии с использованием пентана в качестве рабочего тела [Электронный ресурс] / Пятничко В.А., Крушневич Т.К., Пятничко А.И. // URL: http://sergeyk.kiev.ua/tech/n-pentan/