Рассмотрим конструкцию газотурбинной установки на примере ГТ-100-750 (ЛМЗ) (рис. 1.5.).
Рис. 1.5. Продольный разрез ГТ-100-750
Газотурбинная установка ГТ-100-750 предназначена для работы в энергетических системах для покрытия пиковых нагрузок, может быть использована для несения базовой нагрузки, рассчитана для работы на газообразном и жидком топливе. При температуре наружного воздуха 278 К температура перед турбинами 1023 К, мощность составляет 100 МВт, КПД – 28 %.
ГТ-100-750 выполнена по прямой, двухвальной схеме: состоит из компрессора низкого (1) и высокого (3) давления, воздухоохладителя (2), турбин высокого (5) и низкого (8) давления, камер сгорания высокого (4) и низкого (6) давления и электрогенератора (7). Турбина высокого давления вращает компрессор высокого давления, а турбина низкого давления вращает компрессор низкого давления и электрогенератор. Компрессор, турбины и камеры сгорания имеют общий корпус, образуют блок турбомашин.
Компрессор низкого давления восьмиступенчатый. Корпус сварной конструкции с литым входным патрубком, направляющие лопатки устанавливаются в обоймах. Ротор наборный, состоит из отдельных дисков, насаженных на вал. Проточная часть выполнена с постоянным наружным диаметром 2070 мм. производительность компрессора ~ 435 кг/с. КПД проточной части 88 %. Высота лопаток первой ступени 520 мм, окружная скорость 325 м/с.
|
|
Компрессор высокого давления 13-ступенчатый. Корпус сварнолитой конструкции, ротор барабанного типа.
Турбина высокого давления трёхступенчатая, низкого давления – пятиступенчатая. Роторы турбин сборные, состоят из отдельных дисков: ротор турбины высокого давления из трёх, ротор турбины низкого давления – из пяти отдельных дисков, соединённых болтами. Стяжные болты размещены вблизи корневого диаметра лопаток.
В установке широко применено охлаждение воздухом узлов и деталей, подверженных воздействию высоких температур. Охлаждение роторов производится продувкой воздуха через щелевые зазоры между гребнями дисков и хвостовиками лопаток. Воздух на охлаждение (отводится после компрессора) проходит концевые уплотнения турбин и подводится к хвостовому креплению рабочих лопаток. Охлаждение обойм направляющих аппаратов и сегментов производится воздухом, отбираемым для этой цели из компрессора: сначала первых ступеней, а затем и последующих ступеней. Интенсивному охлаждению подвергаются внутренние подшипники, работающие в условиях высоких температур.
Камеры сгорания высокого и низкого давления имеют по двенадцати жаровых труб каждая. В каждой жаровой трубе имеется горелка, рассчитанная на сжигание жидкого и газообразного топлива. Тепло отработавших газов используется для подогрева воды в специальном теплофикационном подогревателе.
|
|
Пуск установки производится через редуктор от специальной пусковой турбины, которая может работать на топливном газе или паре.
1.6. Паротурбинная установка и её экономичность
Простейшая паротурбинная установка состоит из питательного насоса (1), котла (2), пароперегревателя (3), паровой турбины (4), конденсатора (5) и электрического генератора (6) (рис. 1.6.).
Рис. 1.6. Принципиальная схема паротурбинной установки:
1 – питательный насос; 2 – котёл; 3 – пароперегреватель; 4 – турбина;
5 – конденсатор; 6 – электрогенератор
Рабочим веществом паротурбинной установки является водяной пар. В паросиловых установках применяется цикл с полной конденсацией отработавшего пара в конденсаторе, называемый циклом Ренкина. Идеальный цикл Ренкина для паросиловой турбинной установки, работающей на перегретом паре, изображён в Т, s -диаграмме на рис. 1.7.
Рис. 1.7. Идеальный цикл Ренкина для паросиловой турбинной установки, работающей на перегретом паре, в Т, s -диаграмме |
На этой диаграмме показаны: а’а – процесс адиабатного сжатия воды в питательном насосе; ab – процесс нагрева воды в котле до температуры кипения; bc – испарение воды в котле; cd – перегрев пара в пароперегревателе; de – изоэнтропное расширение пара в турбине; ea’ – конденсация отработавшего пара в конденсаторе.
Процессы нагрева, испарения и перегрева воды в котле происходят при постоянном давлении. Следовательно, всё количество теплоты q 1, переданное 1 кг воды и пара, целиком идёт на повышение энтальпии рабочего вещества от энтальпии питательной воды h п.в до энтальпии свежего пара h 0 и равно их разности:
q 1 = h 0 – h п.в.
Это количество теплоты в Т, s -диаграмме изображается площадью 1 abcd 21.
Из турбины пар поступает в конденсатор, где при постоянном давлении конденсируется и отдаёт теплоту q 2 охлаждающей воде. Эту теплоту можно определить как разность энтальпий отработавшего пара при изоэнтропном расширении его в турбине h к t и конденсата (в идеальном цикле Ренкина):
q 2 = h к t – .
Полезная теоретическая работа 1 кг пара равна разности между подведённой и отведённой теплотой:
L = q 1 – q 2 = (h 0 – h п.в) – (h к t – ) = (h 0 – h к t) – (h п.в – ).
Разность энтальпий h 0 – h к t представляет собой работу 1 кг пара в идеальной турбине. Разность энтальпий h п.в – есть работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг воды в питательном насосе.
Полезная теоретическая работа 1 кг пара эквивалентна заштрихованной площади в Т, s -диаграмме. Отношение этой работы к подведённой теплоте называется абсолютным или термическим КПД идеальной установки:
Вычитая и прибавляя в знаменателе этого выражения величину , получаем:
Если экономичность турбинной установки рассматривать без учёта работы питательного насоса, то абсолютный КПД идеального цикла будет равен:
где величину H 0 = h 0 – h к t принято называть располагаемым теплоперепадом турбины.
Значения располагаемого теплоперепада Н 0 удобно определять при помощи h, s -диаграммы (рис. 1.8).
Рис. 1.8. Процесс расширения пара в турбине в h, s -диаграмме
Для этого на ней находится начальная энтальпия h 0, соответствующая точке пересечения заданных начальных параметров пара перед турбиной p 0 и t 0. Из этой точки проводится вертикальная линия изоэнтропного расширения пара в турбине до заданного конечного давления p к. Длина полученного отрезка H 0 = h 0 – h к t определяет теоретическую работу 1 кг пара в турбине и является располагаемым теплоперепадом турбины.
Значение Н 0 можно определить также расчётным путём. При этом, если расширение заканчивается в области перегретого пара, используется уравнение идеального газа:
|
|
где k = 1,3 – показатель изоэнтропы для перегретого пара; р 0, р к – начальное и конечное давление пара; v 0 – начальный удельный объём пара.
В действительности процесс расширения пара в турбине имеет значительную степень необратимости, так как течение его в проточной части сопровождается заметными потерями работы. Поэтому линия процесса расширения отклоняется от изоэнтропы на диаграммах h, s (рис. 1.8) и Т, s (рис. 1.9) в сторону увеличения энтропии.
Рис. 1.9. Действительный тепловой цикл в T, s- диаграмме
В результате увеличения энтропии отработавшего пара при неизменном давлении энтальпия его повышается, разность начальной и конечной энтальпий, представляющая собой действительную работу, развиваемую 1 кг пара в турбине, соответственно уменьшается и становится равной:
L т = h 0 – h к = Hi.
Действительную работу, которую развивает 1 кг пара внутри турбины, принято называть используемым теплоперепадом Hi турбины.
Отношение использованного теплоперепада Hi к располагаемому H 0 называется относительным внутренним КПД hо i турбины:
hо i = Hi / H 0.
Отношение использованного теплоперепада Hi к теплоте, подведённой к 1 кг рабочего вещества в котле q 1, называется абсолютным внутренним КПД турбоустановки h i:
Абсолютный внутренний КПД можно представить и как отношение внутренней мощности турбины Ni к секундному расходу теплоты Q, подведённой к рабочему веществу в котле:
.
Эффективная мощность Nе, которая может быть передана валу приводимой машины, меньше внутренней мощности Ni на величину механических потерь D N м турбины:
Nе = Ni – D N м.
Отношение эффективной мощности к внутренней называется механическим КПД турбины:
hм = Nе / Ni.
Теоретическая мощность идеальной турбины, в которой использованный теплоперепад равен располагаемому, определяется уравнением:
N 0 = G × H 0.
Отношение эффективной мощности к теоретической называется относительным эффективным КПД hо е турбины:
Отношение эффективной мощности турбины к расходуемому количеству теплоты, подведённой в котле, называется абсолютным эффективным КПД турбоустановки:
|
|
Отношение мощности на зажимах электрического генератора N э к эффективной мощности Nе называется КПД электрического генератора hэ.г:
hэ.г = N э/ Nе.
Отношение электрической мощности генератора к теоретической мощности идеальной турбины называется относительным электрическим КПД турбоагрегата:
Произведение термического КПД на относительный электрический называется абсолютным электрическим КПД турбоустановки:
hэ = h t ×hо.э = h t ×ho i ×hм×hэ.г.
Существуют два пути повышения экономичности турбоустановки. Первый путь направлен на увеличение термического КПД цикла за счёт повышения разности средней температуры подвода теплоты в котле и температуры, при которой отводится теплота в конденсаторе. Второй путь заключается в совершенствовании конструкции турбины и генератора, главным образом в уменьшении потерь в проточной части турбины, механических потерь и потерь в генераторе.
При оценке эффективности электрической станции в целом необходимо дополнительно учитывать потери теплоты в котле, расход энергии на привод питательных насосов, потери давления и теплоты в паропроводах и др.
Внутренняя мощность турбины, Дж/с, определяется по формуле:
Ni = G × Hi.
Удельный расход пара на выработку 1 кВт×ч электроэнергии равен:
Экономичность конденсационных турбин, как правило, оценивается по удельному расходу теплоты на один выработанный киловатт-час и подсчитывается по формуле:
где h 0 – энтальпия свежего пара, кДж/кг; – энтальпия конденсата отработавшего пара, кДж/кг.
Поскольку 1 кВт = 1кДж/с, отношение расхода теплоты, выраженного в килоджоулях в секунду, к 1 кВт является безразмерной величиной:
представляющей собой обратную величину абсолютного электрического КПД.