Газотурбинные и комбинированные установки

 

При использовании газа в качестве рабочего тела турбинная установка приобретает ряд существенных особенностей по сравнению с паротурбинной. Теплоперепад, который используется в проточной части газовой турбины, значительно меньше, чем теплоперепад паровой турбины. Однако объемный и массовый расходы газа, а также уровень температур значительно выше. Это приводит к конструктивным отличиям газовых турбин.

Один из типов газотурбинных установок (ГТУ) имеет в своем составе, кроме собственно газовой турбины и камеры сгорания топлива с топливным насосом, такой обязательный элемент как воздушный компрессор.

Наибольшее распространение получили ГТУ, в камерах которых сгорание топлива происходит при постоянном давлении. Такие установки называют проточными. На рисунке представлены схема (а) и теоретический цикл ГТУ с изобарным сжиганием в координатах p–v (б) и Т–s (в):

 

 

В теоретическом цикле ГТУ рассматриваемого типа (рис. в) принимается, что процессы сжатия воздуха в компрессоре 1–2 и расширения продуктов сгорания в газовой турбине 3–4 являются адиабатными, а процессы подвода и отвода теплоты 2–3 (сгорание топлива) и 4–1 – изобарными. Принципиальное отличие этого цикла от цикла двигателей внутреннего сгорания заключается в том, что отвод теплоты осуществляется по изобаре 4–1, тогда как в двигателях внутреннего сгорания – по изохоре 4'–1. Это обстоятельство, обусловленное возможностью полного, до давления р₁ расширения газов в турбине, приводит к тому, что термодинамический к.п.д. теоретического цикла ГТУ при одном и том же подводе теплоты оказывается выше, чем для цикла двигателей внутреннего сгорания с изобарным сжиганием (т.е. для цикла Дизеля). Действительно, как показывает рис. б, теплота q₀, полезно преобразуемая в работу (площадь, заключенная внутри контура цикла), при изобарном отводе теплоты 4–1 больше, чем при изохорном 4'–1. А так как подводимая теплота (площадь под отрезком 2–3) при этом одинакова, следовательно, к.п.д. цикла ГТУ больше, чем соответствующая величина для цикла Дизеля.

Основными характеристиками рассматриваемого цикла является степень повышения давления при сжатии β = p₂ / p₁ и степень предварительного расширения газа в камере сгорания r = v₃ / v₂. Выразим термодинамический к.п.д. цикла через величину β:

.

Для адиабатных процессов 1–2 и 3–4 имеем и . Разделив левую и правую части второго равенства на соответствующие части первого и учитывая, что р₁ = р₄ и р₂ = р₃, получим v₄ / v₁ = v₃ / v₂. Но для изобарных процессов 2–3 и 4–1 отношения Т₃ / Т₂ = v₃ / v₂ и Т₄ / Т₁ = v₄ / v₁, следовательно,

Т₄ / Т₁ = Т₃ / Т₂,

и выражение для к.п.д. принимает вид

.

С другой стороны, для адиабатного процесса 1–2

, ,

следовательно,

,

откуда

.

Таким образом, окончательно получаем

.

Из полученного результата следует, увеличение степени повышения давления β приводит к возрастанию термодинамического к.п.д. ГТУ. Однако в реальных установках эта величина не превышает значений 4...6, поскольку при еще бóльших значениях максимальная температура цикла Т₃ повышается до 1100... 1200 °С, и это составляет практический предел жаропрочности лопаток турбины.

Из диаграммы T–s видно, что температура отработавших газов на выходе из турбины Т₄ (в точке 4) выше, чем температура воздуха, поступающего из компрессора в камеру сгорания, Т₂ (в точке 2). Следовательно, есть возможность повысить термодинамический к.п.д. установки за счет использования принципа рекуперации теплоты.

Отношение действительно рекуперированного количества теплоты q_р к тому количеству теплоты, которое получил бы сжатый воздух, если бы дымовые газы смогли охладиться до температуры сжатого в компрессоре воздуха, называют степенью рекуперации σ.

При σ = 1 говорят о полной рекуперации теплоты, при отсутствии рекуперации σ = 0.

Величину термического к.п.д. для идеального (с адиабатными процессами сжатия и расширения) рекуперативного цикла рассчитывают по формуле

,

которая при σ = 0 вырождается в приведенную ранее формулу.

Понимание того, что изохорное сгорание всегда эффективнее, чем изобарное, привело к созданию импульсных ГТУ, в которых удается организовать сгорание топлива при v = const. Рассмотрим схему такой ГТУ:

 

Условие v = const достигается это благодаря наличию клапанов 1 и 2.

Рассмотрим диаграмму p–v импульсной ГТУ. Если сопоставить эффективность рассмотренных установок, легко убедиться, что импульсная ГТУ обеспечивает большую эффективность.

 

Основным параметром таких установок, кроме степени повышения давления в компрессоре β, является степень повышения давления в камере сгорания l = р₃/р₂. Давление и температуру в точке 3 находят по-другому:

р₃ = l × р₂, T₃ = l × T₂.

Найдем термический к.п.д. идеального цикла (при адиабатных процессах 1–2 и 3–4), учитывая, что при этом Т₂ = Т₁ × β^(k-1)/k.

.

Тогда

.

Эффективная или полезная мощность ГТУ определяется разностью между мощностью вырабатываемой турбиной, и мощностью, потребляемой воздушным компрессором и топливным насосом. Используя рекуперативный подогрев воздуха и ступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением, можно достичь внутреннего к.п.д. установки до 38 %, т.е. сравнимой с к.п.д. конденсационных турбинных.

Комбинированные установки, в которых используются два рабочих тела – газ и пар, называются парогазовыми (ПГУ). Рассмотрим цикл ПГУ:

 

 

Рассмотрим схему простейшей парогазовой установки:

 

 

 

Пояснения к схеме ПГУ: 1 – топливный насос; 2 – камера сгорания; 2 – пароперегреватель; 3 – воздушный компрессор; 4 – газовая турбина; 5 – электрогенератор; 6 – подогреватель; 7 – паровой котел; 8 – пароперегреватель; 9 – паровая турбина; 10 – конденсатор; 11 – питательный насос