Scientific journal
Modern problems of science and education
ISSN 2070-7428
"Перечень" ВАК
ИФ РИНЦ = 0,791

MATHEMATIC MODELING OF THE FUEL COMBUSTION PROCESSES IN ADVANCED GAS TURBINE PLANTS AT HIGH TEMPERATURE

Savchenko M.S. 1 Kaliy V.A. 1 Belov S.A. 1
1 Joint-stock company industrial group “Novik” (JSC “Novik”)
Известно, что увеличение температуры газа перед турбиной позволяет значительно увеличить удельную мощность и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу газотурбинной установки. Авторами показано, что исследования параметров, необходимых для проектировочного расчета высокотемпературной камеры сгорания, следует проводить с помощью термогазодинамического расчета для установки разомкнутого цикла. Отмечено, что увеличение степени сжатия приводит к увеличению избытка воздуха, что создает нежелательное увеличение образования оксидов азота. Приведен пример последовательности термогазодинамического расчета, а также расчетные варианты ГТУ при различной степени сжатия. В результате анализа результатов, полученных при проведении термогазодинамического расчета, получен наиболее рациональный диапазон степеней сжатия при проектировании высокотемпературной камеры сгорания с тем условием, что такие параметры могут реализовать существующие осевые компрессоры серийных установок.
It is on record that rise of gas temperature in front of turbine allows to increase specific power. Consequently, it also allows to lessen overall dimensions and mass of the gas turbine plant. Authors show that analyzing parameters necessary for projecting calculation of high-temperature combustor is to be carried out with the help of thermogas dynamic calculation for open loop installation. It is noted that increase of compression index leads to the increase of excess air that raises unwanted increase of nitrogen oxide formation. Authors demonstrate the sequence of thermogas dynamic calculation, calculation variants of the gas turbine plant with different compression indexes. The analysis results show the most accurate diapason of compression index in the design of high-temperature combustor upon condition that these parameters can implement current axial flow machines of serial plant.
gas turbine plant
compression index
temperature increase
thermogas dynamic calculation
combustor

Целью термогазодинамического расчета любой тепловой машины является определение основных удельных параметров и расхода воздуха , обеспечивающего требуемую мощность .

Расчёт простой газотурбинной установки (ГТУ) открытого типа по циклу Брайтона выполняется по общепринятому алгоритму, в котором на первом этапе определяются параметры процесса сжатия воздуха в компрессоре, такие как температура за компрессором, энтальпии воздуха в начале и конце процесса сжатия:

и ,

где , и - энтальпии воздуха соответственно при температуре , и стандартной температуре , принятой за начало отчёта энтальпий в расчёте.

При этом средняя теплоёмкость воздуха в процессе сжатия:

.

Температура газов за турбиной определяется по формуле

.

Коэффициент избытка воздуха:

где и .

Энтальпия газа перед турбиной:

.

Параметры газа за турбиной:

.

Средняя теплоёмкость газа в процессе расширения:

.

Объёмная доля воздуха в продуктах сгорания:

где , - молекулярные массы воздуха и чистых продуктов сгорания.

Молекулярная масса продуктов сгорания находится по формуле:

.

Газовая постоянная продуктов сгорания:

где R = 8,314 кДж/кг – универсальная газовая постоянная.

Уточненное значение рассчитывается по формуле:

.

Затем по уточненному значению температуры определяются значения энтальпий воздуха, продуктов сгорания и газовой смеси после турбины.

.

Работа расширения одного килограмма газа в турбине определяется по формуле:

.

После чего вычисляется работа, затрачиваемая на сжатие одного килограмма воздуха в компрессоре:

.

Работа ГТУ на валу агрегата находится по формуле:

,

где .

Расход газа через турбину и расход воздуха, подаваемого компрессором:

,

где αу = 0,005 – 0,02 – коэффициент, характеризующий дополнительные расходы воздуха на утечки через уплотнения компрессора и турбины.

Расход топлива B , мощность газовой турбины Nm и мощность, потребляемая компрессором Nk , находятся по формуле:

.

.

.

В заключение расчета определяется коэффициент полезного действия ГТУ:

.

Повышение температуры газа перед турбиной позволяет применять более высокие степени сжатия, оптимальные значения которых увеличиваются с ростом температуры. В связи с этим одновременное повышение температуры и степени сжатия является наиболее эффективным способом повышения удельной работы цикла и КПД. Однако увеличение степени сжатия приводит к увеличению избытка воздуха с образованием оксидов азота. Поэтому одним из важнейших показателей для проектирования высокоэффективных газотурбинных установок является проведение исследований газодинамического цикла при температуре перед турбиной, равной 1700 ºС, и различных степенях сжатия воздуха в компрессоре. Результаты такого моделирования для различных степеней сжатия компрессора приведены в таблице 1.

Таблица 1 – Расчетные варианты ГТУ при различной степени сжатия

Параметр

Варианты

1

2

3

4

Исходные данные

Температура окр. воздуха tнв , °С

15

Давление окр. воздуха, рнв , атм

1

Относительная влажность окр. воздуха, %

60

Состав топлива

метан

Удельная низшая теплота сгорания Qнв , МДж/кг

50,046

Температура определения Qнв , t нв , °С

15

Давление поступающего топлива ртопл , МПа

0,6

Температура поступающего топлива tтопл , °С

15

Степень повышения давления в компрессоре πк

35

20

10

5

Температура газов перед турбиной tнгт °C

1700

Изоэнтропный КПД компрессора ηк , %

87

Внутренний отн. КПД газовой турбины ηгт , %

88

Изоэнтропный КПД топливного компрессора ηтк , %

80

Потеря давления в КС δркс , %

5

Потеря давления за ГТ δргт , %

5

Коэффициент использования теплоты КС ηкс , %

99,5

Расчет свойств окружающего воздуха (ОВ) при атмосферных условиях

Предельное давление воды при темп. ОВ рпрнв , Па

0,706

Массовая доля влаги в ОВ (влажном) х 1нв , %

0,631

Удельная энтальпия влажного ОВ hнв , кДж/кг

290,1

Удельная энтропия влажного ОВ sнв , кДж/кгК

6,866

Определение параметров продуктов горения топлива

Теоретический объем водяных паров, при сгорании м3 топлива V0Н2Он , м3/м3

2

Плотность топлива при н/у ртоплну , кг/м3

0,706

Теоретическая масса требуемого воздуха на сгорание 1 кг топлива L0 , кг/кг

17,2

Удельная энтальпия продуктов сгорания (ПС) при температуре перед газовой турбиной h0псгн , кДЖ/кг

2548,1

Расчет компрессора, параметры при реальном сжатии

Давление перед компрессором, рнк , МПа

0,1013

Уд. энтропия воздуха до компрессора sнк , кДЖ/кгК

6,866

Давление воздуха за компрессором, ркк , МПа

3,548

2,026

1,013

0,507

Теплоперепад в компрессоре, Δhк , кДЖ/кг

582,6

449,4

310

197,8

Уд. энтальпия воздуха за компрессором, hк , кДЖ/кг

872,6

739,5

600

484,9

Температура воздуха за компрессором tкк , °С

568

445

316,8

206,3

Уд. энтропия воздуха за компрессором sкк , КДж/кгК

6,959

6,95

6,936

6,92

Расчет топливного компрессора (ТК), параметры при реальном сжатии

Удельная энтальпия топлива перед ТК hнтк , кДЖ/кг

602,3

Удельная энтропия топлива перед ТК sнтк , КДж/кгК

10,614

Давление топлива за ТК, ртк, МПа

4,064

2,526

1,513

1,007

Теплоперепад в ТК, Δhктк , кДЖ/кг

444

317,1

192,4

102,6

Удельная энтальпия топлива за ТК, hктк , кДЖ/кг

1046,3

919,5

794,7

704,9

Температура топлива за ТК, tктк , °С

194,9

147,8

98,3

60,5

Расчет камеры сгорания

Энтальпия воздуха при температуре перед турбиной hнвнгт , кДж/кг

2233,5

Избыточный расход воздуха на 1 кг топлива, gнвизб

14,37

11,47

8,95

7,17

Избыток воздуха, α0

1,835

1,667

1,52

1,417

Уд. энтальпия ПС при температуре перед ГТ hнгт , кДж/кг

2409

2426

2444

2459

Расчет газовой турбины (ГТ), параметры при реальном расширении

Давление перед ГТ, рнгт , МПа

3,369

1,925

0,963

0,481

Уд. энтропия ПС перед ГТ s нгт , КДж/кгК

8,353

8,548

8,784

9,015

Давление газов за ГТ, ркгт , МПа

0,106

0,106

0,106

0,106

Теплоперепад в ГТ, hгт , кДж/кг

1239,6

1103,5

903,8

666,5

Удельная энтальпия ПС за ГТ, hкгт , кДж/кг

1169,7

1323,5

1540,6

1792,7

Температура продуктов сгорания за ГТ, tкгт , °С

767,7

882,7

1042,3

1222,7

Удельная энтропия ПС за ГТ sкгт , КДж/кгК

8,5

8,7

8,9

9,1

Содержание кислорода в уходящих газах хО2ух , %

8,948

7,823

6,653

5,695

Расчет энергетических показателей ГТУ ( на 1 кг топлива)

Внутренняя мощность компрессора Niк , МВт/(кг/с)

18,397

12,889

8,1

4,749

Внутренняя мощность ГТ Niгт , МВт/(кг/с)

40,386

32,75

24,544

16,917

Внутренняя мощность ТК Niкт , МВт/(кг/с)

0,444

0,317

0,192

0,103

Внутренняя мощность Niкт , МВт/(кг/с)

21,545

19,544

16,252

12,065

КПД установки ηгту , %

43,5

39,056

32,457

24,1

Построив аналогичные зависимости по результатам других вариантов расчета и проведя анализ зависимостей температур, можно убедиться в том, что со снижением степени сжатия область граничных температур цикла существенно сужается. При этом температура на входе в камеру сгорания (выход компрессора) уменьшается, а температура за турбиной увеличивается, поэтому снижение степени сжатия для высокотемпературных камер сгорания нежелательно, так как в этом случае существенно возрастает тепловая нагрузка на лопатки турбины.

Пример графической зависимости изменения температур от изменения удельной энтропии на каждом участке цикла для первого моделируемого варианта приведен на рисунке 1.

 

Рисунок 1 – Тепловая диаграмма варианта 1

Зависимость коэффициента полезного действия ГТУ от степени сжатия показана на рисунке 2. Очевидно, что с увеличением сжатия в компрессоре КПД двигателя существенно возрастает, но в то же время возрастает и коэффициент избытка воздуха, а также доля кислорода в выходящих газах.

Рисунок 2 – Изменение КПД ГТУ

Описанная выше последовательность термодинамического расчета высокотемпературной камеры сгорания и полученные значения параметров математической модели ГТУ являются результатами исследования, проведенного в рамках выполнения научно-исследовательской работы по теме: «Проведение теоретических и имитационных экспериментальных исследований, разработка технических решений и моделей, направленных на снижение вредных выбросов продуктов горения топлива в перспективных ГТУ при высокой температуре сгорания (1700 ºС и выше)».

Выводы

1. Исследования математической модели ГТУ показывают, что наиболее рациональным является при проектировании высокотемпературной камеры сгорания использовать диапазон степеней сжатия от 20 до 35 с тем условием, что такие параметры могут реализовать существующие осевые компрессоры серийных установок.

2. С увеличением сжатия πк в компрессоре от 5 до 35 КПД ГТУ возрастает практически в два раз а – от 24,1 до 43,5%.

Научно-исследовательская работа проводилась при финансовой поддержке Министерства образования и науки Российской Федерации в рамках Государственного контракта 14.516.11.0040 от 29.03.2013 г.

Рецензенты:

Зайченко Виктор Михайлович, д.т.н., заведующий лабораторией Федерального государственного бюджетного учреждения науки « Объединенный институт высоких температур » Российской академии наук (ОИВТ РАН) , г. Москва .

Геча Владимир Яковлевич, д.т.н., проф ессор , заместитель генерального директора ОАО «Корпорация «ВНИИЭМ» (Российское космическое агентство), г. Москва .