Рекомендации по выбору параметров ГТД при снятии нагрузки с турбины газогенератора

В начале расчетов на основе задания на проект ГТУ определяют схему установки. Для этого выбирают число валов, тип компрессора (осевой, центробежный, осецентробежный), тип турбин (осевые, радиальные), начальную температуру газа перед турбиной (или турбинами – в многоагрегатных ГТУ), частоту вращения валов (при заданной частоте нагрузки для валов ГТУ, соединенных с нагрузкой без редуктора или мультипликатора).

Затем задаются значениями КПД узлов и выбирают коэффициенты, характеризующие потери по тракту установки:

1. Коэффициент полного давления при входе s_вх = 0,99–0,98 в зависимости от сложности подводящего трубопровода, наличия фильтров или дополнительных входных потерь в воздухозаборниках.

2. КПД компрессоров по параметрам торможения h_к * = 0,75–0,83 (для центробежного компрессора), h_к * =0,82–0,90 (для осевого компрессора). При сравнительно небольших мощностях или высоких значениях p_к* значение h_к * может быть снижено. Можно проводить выбор КПД компрессоров по значениям их политропных КПД и по выбранным значениям p_к. В этом случае изоэнтропический КПД вычисляется (см алгоритм).

3. Коэффициент полноты сгорания h_г = 0,97–0,99.

4. Коэффициент полного давления в камере сгорания s_г = 0,96–0,97.

5. КПД турбины (по параметрам торможения) h_т *= 0,87–0,93 или лопаточный КПД турбины h_л = 0,88–0,95. При сравнительно небольших мощностях ГТУ, большом значении располагаемого теплоперепада и высокой температуре Т_Г *,при существенном отклонении отношения скоростей и/с_о в проточной части турбины от оптимального отношения (и/с_о)_hзначения h_т * и h_лмогут быть снижены. Можно проводить выбор КПД турбин по значениям их политропных КПД и по значениям p_т, определенным из условий балансов мощностей.

6. Механический КПД h_м,учитывающий затраты мощности турбины на трение и привод вспомогательных агрегатов ГТУ (насосы, регуляторы), не включенные в КПД компрессоров и турбин. При отнесении потерь к мощности турбины h_м = 0,99–0,995; при отнесении потерь к полезной мощности ГТУ h_м = 0,98–0,99.

7. КПД редуктора (если он включен в схему) h_ред = 0,98–0,99.

8. Коэффициент восстановления полного давления на выходе s_вых = 0,99–1,0. В зависимости от конструкции газоотводящего трубопровода, шумоглушителей, фильтрующих устройств значение s_вых может быть ниже указанного и требует специального расчета.

9. Коэффициенты, учитывающие гидравлические потери в регенераторе, s_р.к = 0,97–0,99 (по воздушной стороне); s_р.к = 0,95–0,98 (по газовой стороне).

Кроме того, по справочнику определяют низшую теплотворность топлива. Например, для природного газа Qрн = 50 000 – 43 000 кДж/кг, для мазута Qрн = 41300–40400 кДж/кг, для дизельного топлива Qрн= 423000–43100 кДж/кг. В таблице 1 приведены значения низшей теплотворной способности топливного газа и соответствующих значений теоретически необходимого количества килограммов воздуха для полного сгорания одного килограмма топлива.

Таблица 1

Далее выбирают основной внутренний параметр ГТУ – степень повышения давления в компрессоре p_к*.

Для многоагрегатной ГТУ устанавливают общее значение p_к*.

Для определения оптимального значения p_к* и соответствующего ему расхода воздуха G_Bзадаются различными значениями p_к* и выполняют ряд приближенных вариантных расчетов установки с определением параметров по тракту ГТУ. При этом значения политропных КПД компрессоров и турбин можно принимать постоянными, и по ним и по p_к* определять значения КПД h_к * и h_т *.

После этого определяют параметры рабочего тела по тракту ГТУ.

В общем виде параметры при входе в компрессор ГТУ представлены на рисунке 5, где температура Т*_В = Т_А;давление p*_В = p*_А s_вх.

Для стационарных ГТУ Т*_А = Т_А, p*_А = p_АПараметры окружающей среды обычно принимают по условиям на уровне моря: Т_А = 288 К; р_А = 0,1013 МПа.

Рисунок 1.– Т,s-диаграмма процесса

расширения при входе в компрессор

Затем задаются несколькими значениями p_к*. Для ГТУ простой схемы в зависимости от отношения температур ориентировочно может быть выбран следующий диапазон изменения p_к*:

pк*	4 – 10	5 – 20	7 – 25	10 – 40

Для выбранных значений p_к* находят параметры за компрессором: давление и температуру

.

Удельная работа компрессора , где с_р – средняя теплоемкость в процессе сжатия; ее значение должно быть согласовано со значением k,принятым при определении температуры , по уравнению с_р = Rk /(k – 1).

Затем определяют параметры турбины. В зависимости от условий работы турбины в ГТУ, схемы ГТУ и заданных параметров различают два варианта расчета параметров турбины:

· по заданным параметрам (давлению и температуре) перед турбиной и степени понижения давления определяют мощность турбины;

· по заданным параметрам перед турбиной и мощности турбины определяют степень понижения давления.

По первому варианту рассчитывают параметры турбины одновальной простейшей ГТУ, силовой турбины в многовальных блокированных ГТУ, по второму - параметры компрессорных турбин (без нагрузки) многовальной ГТУ.

Скорость на выходе из турбины задают в зависимости от назначения установки. Для стационарных ТНД обычно = 80... 150 м/с (в турбинах энергетических ГТУ большой мощности с осевым выходным диффузором значение достигает 300 м/с). В алгоритме согласования -

В многоагрегатных ГТУ для ТВД и ТСД значения осевой скорости можно выбирать ниже указанных. Можно найти скорость , задаваясь параметром скорости или числом Маха . Тогда , или ;в турбинах стационарных ГТУ = 0,2... 0,35 ( = 0,18... 0,33).

Следующим этапом предварительных расчетов является определение экономичности и удельной мощности ГТУ. Для этого вычисляют относительный расход топлива ( – расход воздуха, проходящего через камеру сгорания).

Если в схему ГТУ включен регенератор со степенью регенерации , то температура газа за регенератором . При отсутствии регенератора ( = 0) температура .

В результате проведенных расчетов могут быть построены графики G_B = G_В (p _К)и с_е = с_е (p _К)(рисунок 2), которые позволяют выбрать так называемый инженерный оптимум значения p _{К. ОПТ} в зависимости от назначения ГТУ при относительно малых значениях D G_B и D с_е.

Рисунок 2– Графики для нахождения оптимального значения p _К

Если предполагается, что ГТУ должна длительно работать на режимах частичной мощности, то значение на режиме максимальной мощности можно выбирать больше оптимального по экономичности, т.е. > . В этом случае КПД установки при максимальной мощности несколько меньше максимально возможного, однако при снижении мощности КПД ГТУ изменяется не так заметно, как при < . При этом число ступеней в лопаточных машинах ГТУ, ее масса и размеры несколько увеличиваются.

Выбор частоты вращения каждого вала ГТУ можно проводить различными способами, в частности, по площади за турбиной и по относительной длине лопаток.

Для одновальной ГТУ обычно частоту вращения и диаметр турбин выбирают из расчета на прочность рабочего колеса последней ступени турбины, проверяя затем запас прочности первой ступени. При проектировании двухвальной установки необходимо проверять запас прочности лопаток ТВД (первой ступени) и ТНД (последней и первой ступеней).

Частоту вращения ротора можно определять, пользуясь приближенной зависимостью напряжения растяжения у корня рабочей лопатки последней ступени турбины от частоты вращения: ,где k_п – коэффициент, зависящий от формы лопатки; п_T – частота вращения ротора турбины, мин^–1; – площадь проходного сечения турбины при выходе из рабочего колеса последней ступени, м²; –удельный объем газа за турбиной; – осевая составляющая скорости газа (расходная скорость) при выходе из ряда рабочих лопаток ( » с_Т).

Для некоторых конструкций лопаток с плавно изменяющейся площадью поперечного сечения по длине можно принимать k_п »6,8×10^–6. Задаваясь наибольшим допустимым значением напряжения растяжения , можно найти максимальную частоту вращения ротора турбины . Наибольшая частота вращения ротора турбины при заданном напряжении может быть получена при изменении площади сечения рабочей лопатки по длине таким образом, чтобы напряжение на большей части длины лопатки (от корня до сечения, отстоящего примерно на 10% от периферийного) оставалось постоянным, а на оставшейся части уменьшалось до нуля.

Для этого случая коэффициент , где – плотность материала рабочих лопаток; – параметр площади лопатки, т.е. отношение площадей сечений в корне лопатки и на периферии. Допускаемое напряжение растяжения в корневом сечении рабочих лопаток зависит от температуры газа, способа охлаждения лопаток, применяемого материала и заданного ресурса работы.

Для лопаток турбин стационарных энергетических ГТУ можно принимать =120... 200 МПа; для лопаток последних ступеней энергетических ГТУ большой мощности ≥ 300 МПа. В высокотемпературных турбинах и турбинах замкнутых ГТУ = 20... 100 МПа.

Средний диаметр последнего ряда рабочих лопаток турбины может быть определен из соотношения , откуда , где – относительная длина лопаток последней ступени турбины. Наименьшее значение среднего диаметра D_T получается при максимально возможном значении . Это значение обычно выбирают в пределах 1/4 – 1/3.

Окружная скорость на среднем радиусе, м/с: . Для получения максимального КПД турбины ее располагаемый теплоперепад согласуется с окружной скоростью и числом ступеней. Такое согласование можно выполнить при подробном расчете турбины. В случае необходимости можно увеличить , увеличивая диаметр D_T и уменьшая отношение ,при этом напряжение может оставаться неизменным, а напряжение в диске возрастать.

При расчете частоты вращения по значению относительной длины лопаток задаются окружной скоростью и значением . Напряжение в рабочих лопатках находят из зависимости s _л =k _и l и _т², в которой коэффициент k _и связан с коэффициентом k _п соотношением k _и = k _п (60²/p). Для ряда конструкций турбин можно принимать k _и » 7,8×10^-3, тогда s _л = 78λ(u_т/100)². Для лопаток, в которых благодаря указанному выше изменению площади поперечного сечения по длине обеспечивается наименьшее напряжение, при = 7800... 8000 кг/м³ и m = 3,5... 4, коэффициент k _и = (6,6... 7,6)10^-3. Обычно в турбинах стационарных ГТУ = 250...350 м/с. При относительно коротких лопатках допускается = 450...500 м/с. Средний диаметр турбины при таких расчетах Частота вращения .

В стационарных энергетических ГТУ частота вращения вала нагрузки , т. е. вала, соединенного с электрогенератором, обычно задана. Поэтому принимают и проверяют уровень напряжений в лопатках турбин.

В случае частоту вращения вала турбины следует снизить, приняв , при этом число ступеней турбины возрастет. Если технические условия допускают увеличение диаметра турбины, то можно увеличить D_T и уменьшить , сохранив .

У двухвальной установки расчетная максимальная частота вращения компрессора получается обычно ниже, чем у турбины, приводящей компрессор. В этом случае следует проверить запас прочности в рабочих лопатках турбины первой и последней ступеней. В высокотемпературных турбинах при выборе частоты вращения ротора турбины необходимо также проверять напряжение в рабочих лопатках первой ступени.