РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ЦИКЛ ГТУ С РЕЦИРКУЛЯЦИЕЙ
реклама
РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ЦИКЛ ГТУ С РЕЦИРКУЛЯЦИЕЙ ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ ПРИ ВЫСОКОМ ДАВЛЕНИИ Ходус В.В. Предложена оригинальная схема газотурбинной установки, позволяющая реализовать известные термодинамические преимущества регенеративного цикла с малой степенью повышения давления. Для повышения эффективности теплопередачи осуществляется циркуляция продуктов сгорания в замкнутом контуре при повышенном давлении (например, при давлении на входе циркуляционного компрессора 0,5 - 1 МПа). Циркулирующий расход в несколько раз превышает расход подпитки воздухом через компрессор и турбину в разомкнутой части цикла. Коэффициент теплопередачи в регенераторе замкнутого контура возрастает более чем на порядок, что дает возможность достичь степени регенерации на уровне 95% при степени повышения давления в замкнутом контуре 3-6 и получить КПД установки на 10-15 абсолютных % выше, чем при аналогичных параметрах простого цикла. Введение Газотурбинные двигатели, несмотря на то, что верхняя температура цикла в современных ГТУ достигает 1500-1700 К, преодолели рубеж термодинамической эффективности 40% исторически позднее других тепловых двигателей, в частности, паротурбинных установок, работающих по циклу Ренкина, и дизельных двигателей. Это свидетельствует о низкой степени карнотизации газотурбинных циклов (не выше 50%). Одним из первых проблемой повышения степени карнотизации циклов ГТУ, т.е. отношения фактического КПД цикла к КПД соответствующего цикла Карно, озаботился В.В. Уваров. Путь решения проблемы он видел в повышении общей степени повышения давления до 130 – 200 и введении нескольких ступеней охлаждения при сжатии и перегревов при расширении. Есть и другой путь повышения КПД ГТУ, не требующий таких высоких давлений. Как известно, к циклу Карно по термодинамической эффективности приближается т.н. обобщенный, или эквивалентный цикл Карно, состоящий из двух изотерм и двух эквидистантных кривых (вместо изоэнтроп). К этому циклу, например, близок цикл с двумя изохорами (прямой или обратный цикл Стирлинга) 1 и цикл с двумя изобарами (цикл Брайтона с регенерацией). Между потоками газа, изменение термодинамического состояния которых описывается изобарами высокого и низкого давления, теоретически возможна передача тепла с очень высокой эффективностью. Так, в криогенной технике применяются теплообменные аппараты (ТОА) с эффективностью 98% и выше, что соответствует числу единиц переноса теплоты NTU 50. При соответствующих 1 таким NTU малых температурных напорах уменьшение энтропии обратного T1 C p S потока T 2 T dT почти равно увеличению энтропии прямого потока; производство энтропии незначительно. На современном уровне техники регенеративный теплообмен в лучших образцах аппаратов является наиболее обратимым видом термодинамических процессов и при увеличении доли этого процесса в общем энергетическом балансе эффективность цикла Брайтона в целом теоретически должна возрастать. Идеальный регенеративный цикл Брайтона с двумя изоэнтропами и двумя изобарами (без охлаждения при сжатии и промежуточного перегрева при расширении) тем ближе к циклу Карно, чем меньше степень повышения давления к. Для краткости цикл с малым значением к будем называть «узким», что графически соответствует его изображению в T-S координатах. Известно, что при введении регенерации оптимальная величина к снижается, причем тем больше, чем выше эффективность теплообменного аппарата εт, при этом одновременно растет максимальное значение КПД. Так, при степени регенерации εт ≈ 0,95, степени повышения давления к=3-5 и относительной потере давления в регенераторе не более 2-3 % (а также современных уровнях характеристик входящих агрегатов) можно получить термический КПД установки свыше 60 % уже при температуре перед турбиной 1400-1500К. Однако на практике реализовать преимущества «узкого» цикла крайне непросто из-за того, что воздух является плохим теплоносителем, или, говоря более строго, теплоносителем, свойства которого сильно зависят от давления. Чем меньше к и соответственно давление перед КС, тем при прочих равных условиях теплоотдача от прямого потока (воздуха) будет ниже. В частности, при к=3…5 и соответственно давлении прямого потока 0,3-0,5 МПа течение в трубках ТОА при εт ≈ 0,95 будет ламинарным или переходным с коэффициентом теплопередачи, отнесенным к внутренней поверхности, не выше 50 Вт/м2К. Кроме того, в «узком» регенеративном цикле количество теплоты, подводимой в регенеративном ТОА, может превышать количество теплоты, подводимой в камере сгорания. При этом зависимость КПД установки от степени регенерации возрастает. Таким образом, в «узком» цикле требования к регенерации возрастают, а коэффициенты теплопередачи снижаются. При больших к коэффициент теплоотдачи от прямого потока возрастает, а низкий коэффициент теплоотдачи от обратного потока (продуктов сгорания) можно компенсировать оребрением, поэтому достижимую степень регенерации можно повысить. Однако из-за уменьшения располагаемого перепада температур (между выходами компрессора и турбины) термодинамический выигрыш от регенерации тепла сокращается. 2 Эта проблема имеет и материаловедческий аспект - необходимость использовании больших количеств весьма дорогостоящих жаропрочных сплавов. При температуре на выходе турбины ≈ 800 °С необходимо применять материалы на никелевой основе, Указанное противоречие так и не удалось разрешить в современном газотурбостроении. Совокупность упомянутых обстоятельств привела к тому, что в последние годы преобладающей тенденцией развития газотурбостроения стал отказ от регенерации тепла и форсирование ГТУ простого цикла по температуре (до 1500-1700 К и выше) и отчасти по давлению (до 3 МПа). При этом КПД установок достиг 40%, т.е. сравнялся с обычным паротурбинным циклом Ренкина (на лучших отечественных ТЭС КПД примерно 37-39% на угле и 42-43% на природном газе). Вместе с тем нарастает понимание того, что ресурсы дальнейшего повышения КПД в простом цикле Брайтона близки к исчерпанию. В связи с этим прослеживается и другая тенденция – к усложнению цикла (термодинамически развитые циклы) что отражено, например, в работе 2, а также в конструкции новейшей отечественной разработки ГТУ-27 ПС, КПД которой достиг 44% 3. ГТУ с рециркуляцией продуктов сгорания при высоком давлении По технической сущности к предлагаемой схеме наиболее близки установки с замкнутым циклом, в котором циркулирует воздух при давлении на входе циркуляционного компрессора выше атмосферного. В этих установках достаточно высокая степень регенерации тепла - 90-93%, а степень повышения давления в компрессоре незначительно превышает оптимальную и составляет 4…5, т.е. цикл является довольно «узким». Однако недорекуперация при нагреве циркулирующего воздуха от внешнего источника через поверхность нагрева вызывает дополнительные потери тепла, а температура перед турбиной ниже температуры в теплообменнике, что накладывает дополнительное ограничение на ее величину. Несмотря на недостатки, имманентно присущие описанной схеме, в ней имеется серьезное рациональное зерно, связанное с возможностью повышения коэффициента теплопередачи при повышении давления воздуха. Эффективность теплоотдачи возрастает главным образом за счет увеличения числа Рейнольдса и соответственно Нуссельта при увеличении плотности. Рассмотрим зависимость коэффициента теплоотдачи при течении внутри трубок или межтрубном пространстве от давления (принимаем условно, что доля соответственного компонента теплопередачи в общем термическом сопротивлении постоянна). 3 Предположим, что при некоторых давлениях Р1 и Р2 реализуется турбулентный режим течения. Пусть диаметры трубок и межтрубные расстояния одинаковы и теплообменники отличаются только длиной и количеством трубок в пакете. Требуется определить соотношение скоростей потока V и коэффициентов теплоотдачи α, при котором выполняется условие одинаковой относительной потери давления в трубках или межтрубном пространстве (1) Совместное решение критериальных уравнений P1 P 2 . P1 P2 Nu = f (Re, Pr), Eu f Re, , уравнений для определения суммарного проходного сечения трубок, поверхности теплоотдачи и длины трубок дает результат: 2m n 2 P2 3mn , 1 P1 (2) n 1 V 2 P2 3mn при этом . (3) V 1 P1 где m –показатель степени при числе Рейнольдса в критериальном уравнении.для числа Эйлера, n – для числа Нуссельта. Для автомодельного (по числу Рейнольдса) режима m = 0. Для режима, описываемого уравнениями Блаузиуса или Альтшуля (lg Re = 4…5), который обычно имеет место в трубках теплообменника, m ≈ - 0,25. Аналогично при поперечном обтекании гладких или оребренных трубок обычно m = - 0,23…- 0,28. В критериальном уравнении для числа Нуссельта при течении в трубках n = 0,8 (уравнение Крауссольда), при поперечном обтекании трубок n=0,6…0,72. Показатель степени в уравнении (2) при течении внутри трубок равен 0,718, при поперечном обтекании трубок – 0,488…0,621 (при наиболее распространенном значении n=0,65 показатель степени равен 0,542). При повышении давления в 10 раз коэффициент теплоотдачи в трубках в соответствии с (2) возрастает в 5,22 раза, на наружной поверхности трубок – в 3,48 раза. Приведенные данные справедливы для турбулентного течения теплоносителей. С учетом изменения режима течения с ламинарного на турбулентный и возможности уменьшения диаметров трубок при сохранении турбулентного режима коэффициент теплопередачи k при увеличении давления на порядок увеличивается в 20-30 раз раз (!!!). Из m C P 1 соотношения следует, что если эффективность регенерации при kF некоторой величине поверхности теплообмена F составляла, например, 0,7, то при увеличении k в 20 раз эффективность при той же поверхности теплообмена 4 составит 0,979 (!). С учетом указанных ниже некоторых специфичеcких явлений в теплообменниках при значениях ε, приближающихся к единице, для термодинамических расчетов схем ограничимся величиной εт=0,95-0,96. При таком росте эффективности становится реальным регенеративный цикл с оптимальным значением к. Предлагаемая схема ГТУ, один из вариантов которой представлен на фиг.1, позволяет реализовать преимущества «узкого» цикла без недостатков, свойственных замкнутой схеме. Фиг.1. Схема установки с рециркуляцией продуктов сгорания при высоком давлении 12345678- компрессор циркуляционного контура регенератор циркуляционного контура камера сгорания турбина циркуляционного контура охладитель воздушный компрессор турбина разомкнутого контура (низкого давления) нагрузка Основным отличительным признаком установки является наличие частично замкнутого (циркуляционного) контура продуктов сгорания, работающего при небольшой степени сжатия, например, к=3-5, но при достаточно больших абсолютных значениях давления, например, 3 МПа на входе турбины циркуляционного контура и 0,6 МПа на ее выходе. Контур содержит компрессор и турбину циркуляционного контура (КЦК и ТЦК), регенеративный ТОА, охладитель и камеру сгорания. Для компенсации прореагировавшего кислорода в контур подается свежий воздух с помощью воздушного компрессора 5 и удаляется соответствующее количество продуктов сгорания через турбину разомкнутого контура (турбину низкого давления) По расчетным оценкам, при указанных давлениях можно получить коэффициент теплопередачи в регенераторе замкнутого контура, отнесенный к внутренней поверхности трубок, для гладкотрубного теплообменника k200-300 Вт/м2К и для трубчато - ребристого ТОА - k ≈ 300-500 Вт/м2К, при этом технически и экономически реально получить эффективность регенерации εт 90-95% при относительной потере давления не выше 3%. Необходимый подогрев в камере сгорания, равный сумме охлаждения в циркуляционной турбине и недорекуперации в ТОА, составляет всего лишь 300400 К. Соответственно расход топлива на единицу циркулирующего расхода в несколько раз меньше стехиометрического, что позволяет рециркулировать до 70–80% продуктов сгорания. Таким образом, расход в замкнутой части «узкого» цикла может до 3-4 раз превышать расход подпитки (разомкнутой части цикла). Внутренний «узкий» цикл при достигнутых в современном турбостроении температурах и эффективности входящих агрегатов может иметь КПД свыше 60 %. Внешний разомкнутый цикл имеет обычный КПД, например, около 30%. Общий КПД цикла может превышать 50%. Значение циркулирующего расхода тем выше, чем больше степень «выгорания» кислорода. При этом его содержание может стать ниже предела воспламенения. Для исключения этого камеру сгорания можно устанавливать в разомкнутой части - в магистрали подвода воздуха. Требуемая температура будет получаться за счет смешения продуктов сгорания, полученных при соотношении компонентов, близком к стехиометрическому, с циркулирующими продуктами сгорания. При этом в замкнутом контуре исчезают необратимые потери, обусловленные гидравлическим сопротивлением камеры сгорания. Для достижения высокой эффективности регенерации необходимо, чтобы водяные эквиваленты прямого и обратного потоков были примерно равны. Для этого вход и выход из контура через компрессор и турбину должны располагаться со стороны одного из концов регенератора, например, «горячего», как на приведенной выше фиг. 1. Варианты схемы Возможен также вариант с подводом-отводом рабочего тела из контура с «холодной» стороны регенератора, как показано на фиг.2. В этом варианте при некоторых сочетаниях параметров температура продуктов сгорания, выбрасываемых в атмосферу, может быть даже ниже температуры окружающей среды (например, -50ºС). Тепло, причем с низким температурным потенциалом, в этом случае уносится из цикла только охлаждающей водой. Впрочем, все-таки 6 лучше, если температура на выходе ТНД примерно равна температуре окружающей среды. Фиг. 2. Схема установки с подводом- отводом рабочего тела разомкнутой чести цикла с «холодных» концов регенеративного ТОА На фиг.3 показан наиболее термодинамически развитый вариант схемы. Она представляет вариант схемы 1 с регенерацией тепла в открытой части цикла и промежуточным охлаждением между ступенями воздушного компрессора (охладители по воздуху на схеме не показаны). Камера сгорания вынесена из контура. Приведенные ниже расчетные оценки даны для этого варианта схемы. Результаты расчета ГТУ Рассматривались условно три варианта исходных данных – 1) «реалистично-пессимистичный», 2) - «умеренно-оптимистичный» и 3 «оптимистичный». Значения параметров для этих вариантов приведены в табл.1. Температура перед турбиной выбиралась так, чтобы температура продуктов сгорания на ее выходе равнялась предельно допустимой для материалов теплообменника - 800 °С (в варианте 1 - 700 °С). Предполагалось, что затраты энергии на сжатие топлива отсутствуют, так как газ отбирается из магистрального трубопровода, давление в котором обычно составляет 5-7 МПа. Кроме того, топливо перед подачей в камеру сгорания подогревается частью продуктов сгорания с выхода турбины (сумма водяных 7 эквивалентов воздуха и топлива примерно равна водяному эквиваленту продуктов сгорания). При приведенных параметрах схемы выгорает 86% кислорода, поэтому предварительный подогрев топлива продуктами сгорания в большей степени влияет на экономичность, чем для обычной ГТУ. Малое содержание кислорода в продуктах сгорания (≈3%) позволяет безопасно нагревать топливо выше температуры воспламенения. Большая степень выгорания кислорода и высокое давление за циркуляционной турбиной приводит к высоким парциальным давлениям водяного пара (≈0,05 Мпа,) поэтому на выходе регенератора будет выпадать влага, в связи с чем в схеме установки должен присутствовать влагоотделитель. Тепло конденсации в энергетическом балансе не учитывалось, т.к. относится к высшей теплоте сгорания Схема установки с регенерацией тепла в разомкнутой части и промежуточным охлаждением между ступенями воздушного компрессора. 1- циркуляционный компрессор 2- регенератор замкнутого контура 3 - камера сгорания 4 - турбина замкнутого контура 5 - водяной холодильник замкнутого контура 6 - воздушный компрессор (2-3 ступени с промежуточным охлаждением) 7 -турбина низкого давления (открытого контура) 8- электрогенератор 9 - регенератор разомкнутого контура Результаты расчета предлагаемой установки по умеренно-оптимистичному варианту, отнесенные к расходу воздуха открытой части цикла 1 кг/с, приведены в 8 таблице 2. Как следует из таблицы, в установке рассматриваемой схемы возможно получить КПД около 55%, а в перспективе достичь уровня КПД бинарных (парогазовых) установок. Удельная работа на единицу расхода воздуха (1кг/с) составляет 1,36 МВт, в то время как в установках простого цикла она обычно не превышает 400 кВт Табл.1 Выбранные исходные данные для расчета Температура окружающей среды, К Температура охлаждающей воды, К Давление окружающей среды, бар КПД компрессоров (адиабатный) КПД турбин (адиабатный) Эффективность регенеративного теплообменника ЦК Эффективность регенеративного теплообменника НД Недорекуперация по воздуху и ПС в охладителях, К Давление на входе ТЦК, бар Давление на выходе ТЦК, бар Температура на выходе ТЦК, °С Температура на входе турбины Относительная потеря давления в КС Относительная потеря давления в ТОА Потеря давления воздуха и ПС в охладителях, Мпа Топливо – природный газ (низш. теплотворная способность, МДж/кг Расход топлива, кг/кг воздуха (разомкнутой части) 288 283 1,033 0,86 0,89 0,9 0,8 10 24 4 700 1405 0,025 0,03 0,01 48 0,05 288 283 1,033 0,86 0,89 0,93 0,8 10 24 4 800 1559 0,025 0,03 0,01 48 0,05 Оптимистичный Параметр, размерность Умереннооптимистный Реалистичный Значение для вариантов 288 283 1,033 0,88 0,91 0,96 0,85 10 35 5 800 1633 0,025 0,02 0,005 48 0,05 В качестве базы для сравнения: при заданных параметрах расчетный КПД простого цикла при степени сжатия к=20 на к леммах генератора равен 0,382, а мощность – 363 кВт на расход воздуха 1 кг/с (без учета потребления электроэнергии на собственные нужды). . 9 Таблица 2 Расчетные параметры установки. Наименование и обозначение параметра Суммарная мощность трех каскадов воздушного компрессора (1 кг/с) Мощность КЦК (2,312 кг/с) Температура на выходе КЦК Мощность ТЦК (3,312 кг/с) Температура на входе ТЦК, К Температура на выходе ТЦК Расход продуктов сгорания через ТНД Мощность ТНД Температура на выходе ТНД Полезная мощность на валу брутто Температура прямого потока на выходе регенератора ЦК Температура прямого потока на выходе воздушного РТОА Перепад температур в КС (для циркулирующего расхода) Перепад температур в регенераторе ЦК Тепло, подводимое в КС: Массовый расход топлива (природный газ, низшая теплотворная способность 48 МДж/кг) КПД брутто на валу КПД на клеммах электрогенератора Выход конденсата из контура, Массовая доля О2 в продуктах сгорания на выходе установки Тепловая нагрузка: регенератора ЦК - регенератора разомкнутого контура Распределение выхода из цикла части тепла, не преобразованного в механическую работу: - в охладителе циркуляционного контура - в охладителе компрессоров низкого давления - с выхлопными газами турбины низкого давления Ед. измер. Величина кВт 371 кВт К кВт К К (°С) Кг/с кВт К кВт К К 529 522 1912 1559 1073 (800) 0,972 307 799 1318 1036 745 К К КВт 523 514 2376 Кг/с 0,05 0,555 0,546 0,078 0,032 кг/с кВт кВт 1280 228 % % % 58 25 17 Для «реалистично-пессимистичного» и «оптимистичного» вариантов КПД составляет соответственно 50,6% и 58.9%. Эти значения практически не уступают КПД парогазовых (бинарных) установок. Дальнейшее повышение КПД за счет комбинирования с паротурбинным циклом невозможно из-за низкой температуры выхлопных газов. 10 Проводились также расчетные оценки для варианта схемы фиг.2 (с подводом-отводом рабочего тела с «холодных» концов регенератора. На первый взгляд, КПД этого варианта значительно меньше, чем по схеме фиг. 1,, тем более фиг.3, так как мощность турбины разомкнутой части меньше, чем мощность воздушного компрессора, т.е. имеется отрицательный энергобаланс. Действительно, механическая мощность установки за счет снижения мощности турбины в разомкнутой части цикла уменьшается, но одновременно значительно снижается тепловая мощность камеры сгорания за счет значительного уменьшения нагрева прямого потока воздуха, расход которого меньше циркулирующего расхода, но разность температур на входе и выходе камеры сгорания значительно выше. В результате этого КПД по сравнению со схемой рис.1 практически не снижается. Но самое главное Снижение теплопотребления позволяет также увеличить достижимую степень рециркуляции. При этом повышается доля выработки механической энергии в замкнутой части цикла. В результате эффективность варианта установки фиг.2 примерно такая же, как для варианта фиг.3. Расчетное исследование влияния различных факторов на показатели установки Анализ вариантов цикла проводился на основе разработанной программы расчета в среде Mathcad. Теплоемкость воздуха аппроксимировалась линейной функцией, а теплоемкость продуктов реакции считалась равной средней теплоемкости топлива и природного газа. С учетом этих допущений погрешность определения теплоемкости достигает двух процентов, что может привести к погрешности определения мощности турбин и компрессоров до 0,5%. Для выбора оптимального варианта схемы такая погрешность несущественна. После расчета по программе параметры цикла можно уточнить с помощью таблиц термодинамических функций. Предполагалось также, что после охладителя содержанием водяных паров можно пренебречь. Так как теплоемкость обратного потока больше прямого, особенно с учетом конденсации паров в охладителе, предполагалось, что топливо предварительно подогревается частью обратного потока. За счет подогрева топлива выхлопными газами в открытом цикле также можно получить прибавку КПД 1-2%. Достаточно очевидно, что одним из основных параметров, определяющих специфику цикла, является соотношение давлений в замкнутой и разомкнутой частях. При уменьшении πк замкнутой части цикла и постоянной температуре перед турбиной, как это и следует из теоретических 11 соображений, КПД увеличивается. Однако при этом увеличивается и температура за турбиной, выходя за пределы допустимых значений. Более логично задаться постоянной температурой за турбиной исходя из работоспособности материалов теплообменника (обычно ≈ 800 °С). Тогда при повышении πк будет повышаться температура перед турбиной, и за счет этого расти КПД. Так, при повышении πк c 4 до 6 КПД увеличивается примерно на 2%. Кроме того, при увеличении πк уменьшается влияние на эффективность потерь давления в теплообменниках. Поэтому оптимальное соотношение давлений в замкнутом контуре, по-видимому, находится примерно в пределах 5…8. Однако если увеличивать отношение за счет уменьшения нижнего давления (например, 20/2,5 бар), то значительно снизится эффективность теплоотдачи обратного потока, при этом теряется основная идея схемы. Увеличение верхнего давления затруднено тем, что большинство существующих турбин и компрессоров имеет рабочее давление не более 2 МПа. Кроме того, при значительном повышении верхнего давления при сохранении соотношения давлений в заданных пределах (например, 40/8 бар КПД установки начинает снижаться за счет ухудшения эффективности разомкнутой части цикла. По оценкам автора, диапазон оптимальных давлений на входе циркуляционной турбины 20-40 бар, на выходе 3,5 – 7 бар. Эффективность регенерации в «узком» цикле влияет на КПД сильнее, чем в обычной ГТУ с регенерацией. Увеличение εт на 1% в окрестностях расчетной точки второго варианта приводит к увеличению КПД примерно на 0,4 %. Увеличение потерь давления в регенераторах на 1 абсолютный процент приводит к уменьшению КПД примерно на 0,3% Наконец, увеличение КПД компрессоров на 1% дает увеличение КПД установки примерно на 0,4 %, а турбин – на 0,5 %. Единственной термодинамически негативной особенностью предлагаемого цикла является то, что при большой степени «выгорания» кислорода из-за замены кислорода углекислым газом при одновременной конденсации воды газовая постоянная продуктов сгорания не выше, чем у воздуха, как в обычных ГТУ, а несколько ниже. Несмотря на это, термодинамическая эффективность предлагаемой ГТУ не уступает эффективности парогазовых (бинарных) циклов. Лучшие зарубежные ПГУ приближаются по КПД к 60%, отечественные имеют КПД на уровне 52%. Результаты расчета теплообменников и их анализ Для расчетного анализа был принят вариант с прямыми оребренными трубками внутренним диаметром 10 мм и диаметром основания ребер 14 мм. 12 Компоновка пакета трубок кольцевая, с отношением внутреннего диаметра к наружному примерно 0,4. Перегородки организуют поперечное обтекание трубок поочередно в направлении от периферии к центру и от центра к периферии. Шаг ребер 3 мм, высота ребер 4 - 4,5 мм, коэффициент оребрения 6,3-7,1. Результаты теплогидравлического расчета приведены в табл.2 Параметры, размерность Значения для вариантов 1 2 3 Тепловая нагрузка, МВт Разность температур теплоносителей, К Скорость прямого потока в трубках, м/с Средняя температура теплоносителей, К Давление прямого потока, бар Даление обратного потока, бар Число Рейнольдса прямого потока Коэффициент теплоотдачи к внутренней поверхности, Вт/м2 ·К Количество трубок Ø 10 мм Количество кольцевых рядов трубок Наружный диаметр оребрения, мм Шаг трубок, мм Коэффициент оребрения Наружный диаметр пакета, м Количество ходов по обратному потоку Скорость обратного потока в межтрубном пространстве в узком сечении, м/с Число Рейнольдса (характ. размер - шаг ребер) Коэффициент теплоотдачи наружной поверхности, Вт/м2·К Коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности, Вт/м2·К Поверхность теплообмена по внутреннему диаметру, м2 Длина трубок, м Относительный перепад давлений: - по прямому потоку - по обратному потоку Масса трубок и трубной доски, т Ориентировочная масса теплообменника, тонн Ориентировочные габаритные размеры, м: - диаметр - длина 13 48,4 44 19 750 24 4 5,86·104 711 49,3 37 16 798 24 4 4,46·104 598 37,9 20,5 11 805 35 5 4,4·104 596 6765 28 23 25 7,1 2,63 6 6774 30 23 25 7,1 2,57 8 5230 26 22 23 6,3 2,07 12 14,2 2180 11,9 1660 8,5 1454 277 243 221 472 2380 394 3395 388 4770 11,2 15,9 29 0,029 0,029 76 128 0,028 0,03 105 178 0,02 0,02 143 258 2,7 13,7 2,8 18,3 2,2 30,5 Как видно из таблицы, потери давления теплоносителей укладываются в предварительно заданные значения, при этом массогабаритные характеристики вполне разумные. Обычное возражение против этой схемы - высокая стоимость жаропрочных материалов. Стоимость их с повышением температуры на каждые 100°С резко возрастает, а при температуре 800 °С требуются материалы на никелевой основе стоимостью примерно 2 млн. руб за тонну. Однако нет смысла весь теплообменник, температуры в котором изменяются примерно от 150-200 °С до 800 °С, изготовлять из никелевых сплавов. Можно сделать два последовательно расположенных по потоку теплообменника, при этом в высокотемпературном теплообменнике из никелевых сплавов снимать примерно 1/3- 1/4 часть теплового потока, а большую часть изготавливать из более дешевых материалов. Так как лучшие отечественные паротурбинные электростанции имеют КПД≈40%; полученные расчетные значения эффективности соответствуют увеличению выработки электроэнергии при том же расходе топлива примерно на 30-45%. Если считать прибыль равной стоимости этой дополнительно произведенной электроэнергии, а массу высокотемпературной части 30-40% от приведенных значений массы теплообменников, стоимость никелевых сплавов окупается всего лишь за полгода для варианта 2 и за 7 месяцев для варианта 3. (Для варианта 1 при максимальной температуре 700° можно использовать жаропрочные стали). При изготовлении теплообменника проблемой могут быть большие габариты, особенно длина. Можно разбить теплообменник на несколько параллельных аппаратов. Кроме того, можно применить теплообменники с витыми трубками малого радиуса гиба, в которых при сохранении длины развертки длинновой габарит спирали будет в два-три раза ниже. Кроме того, они разгружены от осевых температурных напряжений. Так как в приведенных примерах число Рейнольдса в трубках Ø 10мм составляет (≈4-6)·104, развитый турбулентный режим обеспечивается также в трубках Ø 8 мм и даже Ø 6мм, при этом повышается как коэффициент теплоотдачи, так и плотность упаковки теплообменной поверхности. По расчетным оценкам, масса теплообменника с трубками Ø 8 мм примерно на 25% меньше чем с трубками Ø 10мм, существенно уменьшается и длина. Приведенный расчет теплообменника является приближенным, прежде всего из-за того, что параметры определялись по средней температуре. Однако расчет четко показывает осуществимость цикла и характерные соотношения между параметрами. Очевидно, что параметры теплообменника в отличие от обычных регенеративных ГТУ не являются критичными. Некоторые проблемные вопросы и перспективы внедрения В последнее время опубликован ряд предложений по резкому увеличению экономичности ГТУ. Так, фирма «Мицубиси» объявила о начале разработки ГТУ с температурой перед турбиной 1700 С, т.е. около 2000 К 5. В США рассматриваются планы создания установки без камеры сгорания. В ней процесс 14 горения будет проходить в проточном тракте турбины, что приблизит процесс в турбине к изотермическому 6. Как ожидают авторы этих разработок, КПД этих установок превысит 60%. Предлагаемая установка позволяет увеличить КПД примерно на 15 абсолютных %, только за счет схемного решения при незначительной модификации существующих агрегатов без радикальных технологических инноваций. К модифицируемым агрегатам, кроме теплообменников, у которых нагружены давлением не только трубки, но и корпус, можно отнести камеру сгорания. В ней соотношение компонентов должно быть близко к стехиометрическому, что предъявляет повышенные требования к охлаждению конструкции и к организации процесса смесеобразования. В ЖРД успешно работают камеры сгорания с температурой свыше 3000К, в ГТУ будет на уровне ≈2200 К. Большой относительный расход топлива может привести к повышенной эмиссии окиси углерода, но повышение КПД уменьшает выброс в атмосферу обладающей парниковым эффектом двуокиси углерода. В обычных компрессорах и турбинах с одной из сторон давление равно атмосферному, что упрощает уплотнение вращающихся валов. В некоторых агрегатах предлагаемой ГТУ повышенное давление имеет место на обоих концах ротора, что требует определенных конструктивных или схемных решений (например, расположение рядом агрегатов, давление на концах которых одинаково, например, выход ТЦК и вход турбины низкого давления). На схемах установка условно показана одновальной. Так как значения мощности турбины и компрессора разомкнутого контура близки между собой, возможно "замкнуть" их на один ротор. Некоторое усложнение конструкции оправдывается получаемыми термодинамическими преимуществами. Предлагаемая установка сложнее обычной ГТУ, но значительно проще комбинированных парогазовых установок, к которым она приближается по экономичности. При широком внедрении можно ожидать значительного экономического эффекта. ГТУ рассчитана в первую очередь на газообразное топливо, менее вероятно использование жидкого топлива. Из транспортных средств использование возможно только в судовых двигателях по причине наличия избытка охладителя в виде забортной воды. Схема имеет большое разнообразие вариантов совершенствования, как по параметрам, так и по комбинации агрегатов и открывает возможность развития нового направления в газотурбостроении и теплоэнергетике в целом. 15 ВЫВОДЫ 1.В настоящее время термодинамический потенциал регенеративного цикла с малой степенью повышения давления (например, πк ≈ 3…5) не реализован из-за низкой эффективности теплоотдачи от воздуха низкого давления. При пропорциональном повышении как нижнего, так и верхнего давления цикла и одинаковых относительных потерях давления теплоносителей коэффициент теплопередачи повышается примерно пропорционально давлению, а при определенных условиях даже сильнее. 2.Для реализации цикла высокого давления с малым πк целесообразно создать частично замкнутый контур с рециркуляцией продуктов сгорания и их частичным обновлением за счет подвода воздуха из атмосферы через компрессор и удаления из контура через турбину. При нижнем давлении замкнутой части цикла на уровне 0,5 МПа и выше технически возможно создать регенератор с эффективностью до 95% и выше при относительном падении давления 1-3% с приемлемым сроком окупаемости применяемых жаропрочных материалов. 3. При малом πк и высокой степени регенерации можно получить степень рециркуляции (отношение расходов замкнутой и разомкнутой частей цикла) до 3-4. 4. При современных характеристиках входящих агрегатов расчетный КПД установки составляет порядка 55% (для сравнения: при тех же параметрах величина КПД установки простого цикла равна 38,5%). В перспективе возможно повышение КПД до значений, характерных для лучших бинарных циклов. Удельная мощность в расчете на расход воздуха разомкнутой части цикла 1 кг/с составляет 1-1,5 МВт, что в несколько раз превышает аналогичный показатель всех известных установок. 5.Значительный прирост эффективности достигается не за счет форсирования параметров, а только за счет схемного решения. Установку можно создать на базе имеющихся агрегатов с их незначительной модификацией и существующих технологий без существенных доработок. 6. По предварительным расчетным оценкам, оптимальный диапазон верхних давлений замкнутого контура примерно 25-40 бар, нижнего - 4-7 бар. 16 ЛИТЕРАТУРА 1. Справочник по физико – техническим основам криогеники. Под ред. М.П. Малкова. М., Энергоиздат, 1972. 2. Бекнев В.С., Иванов В.Л. Возможный способ повышения мощности и экономичности стационарных комбинированных энергетических установок с газовыми турбинами. Теплоэнергетика, 2005, №6. 3. Иноземцев А.А., Сулимов Д.Д., Пожаринский А.А., Торопчин Г.В. ГТУ27ПС – перспективный газотурбинный двигатель сложного цикла. Газотурбинные технологии, 2005, №4. 4. Ольховский Г.Г. Энергетические газотурбинные установки. М., Энергоатомиздат, 1985. 5. Fukaizumi Jasusha. The future of gas turbine. Power engineering international, 2005, 13, №5. 6. Scholberty Meinhardt. Breakthrough in gas turbine efficiency. Turbomachine international, 2005, 46, №1. 7. Ходус В.В. Способ работы газотурбинной установки и газотурбинная установка Ходуса В.В. Заявка на получение патента. Рег. № 2007132146 от 24.08.2007. Автор: Ходус Виталий Викторович Адрес: 394062, г. Воронеж, ул.Южно –Моравская, д.38 кв.233. Тел: (4732) 70 – 27 – 85 (дом.) E-mail: vit-khodus@yandex.ru 17 Т, К 1500 6 1400 1300 1200 1100 5 7 1000 900 800 700 8 600 2 500 2' 4 400 3 300 1 200 5,5 6 6,5 7 7,5 8 8,5 9 S, кДж/кгК Диаграмма термодинамического цикла газотурбинной установки с рециркуляцией продуктов сгорания при высоком давлении в координатах «температура – энтропия» 1-2 Сжатие свежего воздуха в компрессоре 2'-3 Охлаждение продуктов сгорания в холодильнике 3-4 Сжатие продуктов сгорания в циркуляционном компрессоре 4-5 Нагрев продуктов сгорания в регенераторе 5-6 Нагрев в камере сгорания 6-7 Расширение в турбине циркуляционного контура 7-2' Охлаждение продуктов сгорания в регенераторе 7-8 Расширение в турбине разомкнутого контура 18