Способы охлаждения газовых турбин

X. Агюл, Н. Шахин – Friterm A.S.

Для стран с теплым климатом, а также южных регионов России повышение эффективности газотурбинных энергоустановок путем охлаждения подаваемого на вход воздуха очень актуально. Компания Friterm имеет большой опыт в разработке подобных воздухоохладителей, с учетом особенностей их производства и функционирования. При соблюдении всех правил эксплуатации обеспечивается быстрая окупаемость оборудования за счет повышения КПД и мощности энергоблоков, а также сокращения эксплуатационных расходов.

Охлаждение воздуха на входе в газотурбинные установки широко применяется для повышения КПД и мощности таких энергоблоков. Однако большое количество ранее созданных ГТУ не оснащались системами охлаждения воздуха на входе, что снижало затраты на их установку и монтаж. Кроме того, вырабатываемой в то время мощности энергоустановки было достаточно. Используя преимущества систем охлаждения воздуха в условиях роста электропотребления, мощность энергоблока такого типа можно повысить на 10…26%, исключая собственные затраты мощности в системе, особенно в летний период.
Для установок, созданных в более поздний период, можно применять комплексы из систем испарительного охлаждения, систем непосредственного охлаждения с охлаждающей жидкостью или холодильных комплексов с охлаждающей батареей (испарителем) и собственным хладагентом.
Учитывая требования современного энергетического рынка, компания Friterm с 2001г. производит охлаждающие теплообменные радиаторы как часть комплексной поставки, включая воздушные фильтры и блоки удаления капельной жидкости. Охлаждающие радиаторы – это высокоэффективные теплообменники, разработанные с использованием программного обеспечения Friterm Coils 5.5 FRT1. Они прошли полномасштабные испытания в независимых лабораториях и имеют международные сертификаты Eurovent.
Применение систем охлаждения воздуха в виде готовых блоков обеспечивает производителям энергоустановок ряд преимуществ не только с точки зрения экономии средств, но и соответствия параметров поставляемого оборудования условиям конкретной площадки. Чтобы избежать возможных ошибок при использовании систем охлаждения воздуха на существующих электростанциях, нужно в деталях понимать конструктивные и эксплуатационные особенности оборудования.
Увеличение мощности ГТУ путем охлаждения подводимого воздуха
Практически все ГТУ имеют постоянный объемный расход воздуха. Таким образом, с повышением плотности воздуха, поступающего в систему, увеличивается его масса, при этом повышается мощность установки. Значительные потери мощности ГТУ отмечаются в летний период. Но даже с учетом затрат энергии на охлаждение поступающего воздуха, используя данную систему, можно ощутимо увеличить электрическую мощность установки со снижением ее тепловой мощности.
Несмотря на то что вырабатываемая ГТУ мощность увеличивается практически линейно с понижением температуры воздуха, необходимо, чтобы она была не ниже 5…6°С во избежание риска образования льда в воздушном тракте системы. Снижение температуры подаваемого в турбину воздуха с 38°С до 17°С предотвращает потенциальное снижение мощности ГТУ на 27% при такой высокой температуре. Если воздух будет охлажден до 6°С, то вырабатываемая мощность увеличится до 110%. Соответственно, снижение температуры всасываемого воздуха с 38°С до 6°С обеспечит возрастание мощности ГТУ с 73% до 110% от номинала.
Номинальная мощность турбин обычно приводится для температуры воздуха 15°С, относительной влажности 60% и высоты над уровнем моря в соответствии с ISO. Данные по мощности для других условий эксплуатации можно получить у производителей оборудования. Для общих расчетов должны учитываться следующие факторы:
1. Каждое повышение температуры воздуха на 10°С приводит к падению мощности на 8%;
2. Увеличение высоты площадки ГТУ над уровнем моря на 300м приводит к падению мощности на 3,5%;
3. Каждая дополнительная потеря давления на 1кПа в фильтрах, шумоглушителях и выхлопных газоходах вызывает снижение мощности на 2%;
4. Дополнительные потери давления в котле-утилизаторе, шумоглушителе и газоходах на выходе приводят к снижению мощности на 1,2%.
При этом изменение КПД турбины на разных частотах вращения может рассматриваться как результат изменения температуры воздуха.
Преимущества и недостатки использования системы охлаждения
Повышение мощности. Охлаждение воздуха на входе в газовую турбину ниже 15°С позволяет собственникам электростанции получить дополнительную прибыль за счет выработки дополнительного количества энергии.
Повышение эффективности использования топлива. Это одно из наиболее важных преимуществ использования системы охлаждения на входе ГТУ. При повышении температуры с 15°С до 38°С увеличивается удельный расход тепла, что в свою очередь приводит к снижению КПД на 4%. Этот негативный фактор может быть устранен путем охлаждения воздуха, подаваемого в газовую турбину. Для стандартных ГТУ снижение температуры воздуха до 6°С уменьшает удельный расход тепла и повышает КПД на 2%.
Продление срока службы компонентов газовых турбин. Двигатели, работающие при низких температурах воздуха на входе, имеют более продолжительный срок службы и требуют технического обслуживания в меньшем объеме. Более низкие и стабильные температуры воздуха обеспечивают меньший износ компонентов турбин.
Увеличение КПД в комбинированном цикле. Низкие температуры подаваемого воздуха обеспечивают более низкие температуры выхлопных газов. Это, естественно, снижает мощность котла-утилизатора. Однако при большем расходе воздуха на входе увеличивается массовый расход выхлопных газов, что в достаточной мере компенсирует потерю мощности в связи со снижением температуры.
Отсрочка в необходимости расширения электростанции. Повысив мощность электростанции за счет использования системы охлаждения воздуха на входе, расширение станции путем увеличения количества энергоблоков можно перенести на более поздний срок.
Повышение КПД системы при работе в базовом режиме. Общий КПД системы можно повысить путем сохранения энергии холода в накопителях вода/лед с использованием электрического чиллера в периоды низкого энергопотребления. Наиболее эффективна работа электрических чиллеров в ночное время в связи с более низкими температурами в конденсаторе. При необходимости максимальной выработки электрической и тепловой энергии должны быть задействованы традиционные системы вместо систем накопления энергии.
Отсутствие необходимости распыления воды или пара. Распыление воды или пара используется для повышения массового расхода рабочего тела и снижения эмиссии NOx. Однако в ряде случаев распыление пара приводит к снижению мощности турбины и повышению уровня эмиссии СО. Более низкие температуры подаваемого воздуха сокращают уровень эмиссии NOx за счет снижения температуры воздуха, подаваемого в камеру сгорания. Таким образом, устраняется необходимость распыления воды или пара для снижения эмиссии NOx. При использовании системы охлаждения воздуха на входе не требуется применения других технологий для повышения мощности ГТУ, которые приводят к повышению уровней эмиссии СО.
Прогнозирование выработки энергии. Ряд систем охлаждения обеспечивают эксплуатацию двигателя при температурах воздуха на входе ниже 6°С независимо от условий окружающей среды. Использование таких систем позволяет более точно прогнозировать количество вырабатываемой энергии, поскольку отсутствует наиболее часто изменяющийся фактор – температура окружающего воздуха.
Другие преимущества использования систем охлаждения воздуха на входе ГТУ:
• испаритель обеспечивает фильтрацию подаваемого воздуха;
• охлаждающий теплообменник конденсирует значительное количество воды для пополнения градирен или испарительных конденсаторов;
• система имеет простую конструкцию и может использоваться отдельно;
• температура воздуха на входе может быть изменена для достижения требуемой мощности ГТУ. При этом полное открытие входных направляющих аппаратов происходит без существенной потери давления.
К недостаткам применения системы охлаждения можно отнести такие факторы:
1. Для установки системы необходимо дополнительное пространство. Кроме того, она требует дополнительного обслуживания;
2. Охлаждающие змеевики и испарители устанавливаются на пути воздушного потока, что приводит к постоянным потерям давления.
При принятии решения по установке систем охлаждения воздуха на входе в ГТУ необходимо учитывать:
• тип газовой турбины – промышленная или авиапроизводная;
• климатические условия в регионе;
• соотношение расхода воздуха и мощности ГТУ;
• степень повышения мощности, которая может быть достигнута путем снижения температуры воздуха на входе в газовую турбину;
• технологии, используемые для охлаждения воздуха на входе;
• потери давления, в связи с установкой змеевиков и испарителей;
• используемая система контроля и управления;
• доступность и стоимость топлива;
• затраты на техническое обслуживание;
• тип системы сохранения энергии, график загрузки/разгрузки;
• цена электроэнергии на рынке и себестоимость выработанной электроэнергии.
Технологии охлаждения воздуха на входе ГТУ
Кроме охлаждения воздуха на входе, впрыск воды или пара может использоваться в условиях с низкой влажностью окружающего воздуха. Существуют три основных способа охлаждения: испарительное; прямое охлаждение хладагентом; охлаждение вторичным хладоносителем (холодная вода – лед/соленая вода).
Для предварительного выбора системы охлаждения воздуха на входе необходимо учитывать продолжительность работы (график) турбины. Если ГТУ используется в качестве резервного источника энергии для снятия пиковых нагрузок, наиболее предпочтительны системы с испарительным охлаждением и системы накопления энергии. В этом случае отсутствуют избыточные потери нагрузки, за исключением потерь на работу циркуляционных насосов в период эксплуатации энергоустановки.
В тех случаях, когда ГТУ работает в основном в базовом режиме, использование таких систем охлаждения нежелательно. Решение об их применении должно приниматься только после тщательного анализа всех условий эксплуатации.
Испарительное охлаждение. В таких системах охлаждение достигается изменением состояния воды, которая подается в поток воздуха на входе в турбину. При этом необходимо смягчение воды в зависимости от ее качества в конкретном регионе. При использовании влажного охладителя воздух охлаждается на 85…95% по разности температур сухого наружного и подаваемого в турбину влажного воздуха.
Основным недостатком данной системы является то, что уровень охлаждения ограничен температурой влажного воздуха, подаваемого в ГТУ, т.е. зависит от условий окружающей среды. Максимальная эффективность достигается в сухую и жаркую погоду, но при высокой относительной влажности она резко падает. Кроме того, при таком способе охлаждения потребляется значительное количество воды. Несмотря на это, система широко используется в связи со сравнительно низкой стоимостью.
Охлаждение непосредственным испарением хладагента (DX cooling). Хладагент циркулирует непосредственно в теплообменнике системы охлаждения воздуха. В этом случае может использоваться абсорбционный или парокомпрессионный цикл. Система должна обеспечивать покрытие пиковых потребностей при резком возрастании нагрузки в сети. При этом существует риск утечек хладагента, поскольку он циркулирует в теплообменнике, который находится на пути потока воздуха. В связи с этим такие системы не пользуются популярностью у заказчиков.
Охлаждение вторичным хладоносителем (холодная вода – лед/соленая вода). Такое охлаждение сочетается с системами сохранения энергии или с охлаждающими теплообменниками, хладагент в которые подается напрямую из чиллера.
В этом случае система может охлаждать подаваемый воздух до более низкой температуры, чем при испарительном охлаждении, и поддерживает ее на уровне 6°С.
В отличие от прямого охлаждения хладагентом, данные системы расходуют энергию насосов. В связи с тем, что трубная обвязка систем прямого охлаждения хладагентом невелика (что обусловлено стандартными размерами чиллера), а холодная вода циркулирует в каналах под низким давлением более свободно по сравнению с первичным хладагентом, система практически защищена от утечек. Кроме того, она отличается простотой установки, обслуживания и эксплуатации. Такие системы наиболее предпочтительно использовать в ГТУ, работающих в базовом режиме в течение длительного времени.
В случае если данные системы применяются совместно с блоками хранения холодной воды или льда, они используются в периоды пиковых нагрузок. Для резервных ГТУ, работающих несколько часов в неделю, использование модулей сохранения энергии холода более предпочтительно. Более того, оно эффективно в случаях, когда потребление энергии постоянно изменяется или наблюдается частое колебание цен на вырабатываемую электроэнергию. Например, в выходные и праздничные дни энергии используется меньше, и ее стоимость падает – в рабочие дни, когда ее потребление возрастает, стоимость электроэнергии увеличивается.
Используя сохраненную энергию холода в периоды пиковых нагрузок и высокой стоимости, можно вырабатывать дополнительное количество электроэнергии и продавать ее на рынке.

Окончание статьи в следующем номере.

Источник

Системы охлаждения газовых турбин

ИХ КОНСТРУКЦИИ

Процессы в проточной части газовой турбины

Место газовой турбины в компоновке ГТУ с кинематической характеристикой процессов преобразования энергий в ней показано на рис. 29.1. Газовая турбина (ГТ) является источником получения механической энергии вращающегося валопровода ГТУ, часть которой потребляется компрессором, а остальная передается электрогенератору. В проточной части турбинных ступеней ГТ осуществляется процесс преобразования тепловой энергии продуктов сгорания в камере сгорания (тепловая энергия Q на рис. 29.1) в механическую энергию на основе формирования окружных усилий в рабочих решетках турбинных ступеней и в итоге крутящего момента на валу турбины.

Рис. 29.1. Кинематическая характеристика процессов преобразования энергии в проточной части ГТУ(F – механическая энергия; Q – тепловая энергия; РЛ – рабочие решетки компрессорных и турбинных ступеней; НЛ – направляющие решетки компрессорных ступеней;

СЛ – сопловые решетки турбинных ступеней)

Поскольку теплоперепад газовых турбин в 2-3 раза меньше, чем в конденсационных паровых турбинах, то и число турбинных ступеней в них существенно меньше. Это объясняется тем, что при высоком уровне температуры рабочей среды на входе в газовую турбину на выходе из нее температура относительно паровой турбины высока. Кроме того, степень расширения газов в ГТ определяется соотношением давлений в диапазоне 10-30, а для паровой турбины степень расширения водяного пара 3000-6000 (давление в конденсаторе ПТУ р_к-3-6 кПа). Современные газовые турбины обычно выполняются с тремя – пятью турбинными ступенями (рис. 29.2). В процессе расширения рабочей среды в каналах сопловых и рабочих лопаток турбинной ступени тепловая энергия среды преобразуется в механическую энергию вращающегося ротора, аналогично процессам в ступени паровой турбины. При этом средние диаметры ступеней ГТ больше, чем для ступеней ЦВД ПТ (диаметры дисков ГТ до 2 м), а их внутренняя мощность существенно больше в сравнении с мощностью ступеней паровой турбины. Для получения большей мощности в газовой турбине обеспечиваются большие массовые расходы рабочей среды. В результате этого высота лопаток первых ступеней ГТ существенно выше, чем у паровой турбины равной мощности.

Рис. 29.2. Проточная часть компрессора и турбины ГТУ V94.2

В точных расчетах коэффициенты потерь сопловой и рабочей решеток турбинной ступени газовой турбины определяются с учетом типа их лопаток (охлаждаемые и неохлаждаемые), изменения степени реактивности по высоте лопаточного аппарата и особенностей трехмерной модели течения в каналах. Коэффициенты потерь турбинных решеток оценивают профильные потери в их межлопаточных каналах (потери на трение в пограничных слоях и потери, связанные с формированием кромочных следов за профилем), а также концевые потери, определяемые формированием вторичных течений в корневых и периферийных сечениях межлопаточных каналов решеток. Кроме того, для охлаждаемых лопаток следует учитывать ряд дополнительных потерь. Среди них термодинамические потери, связанные с отводом части теплоты от рабочей среды при ее смешении с охлаждающим воздухом. Другая составляющая потерь при охлаждении лопаток связана с затратами энергии на вовлечение охлаждающего воздуха в кинематические процессы, определяемые окружными скоростями потоков и соответствующим изменением треугольников скоростей. Следует также учитывать изменение профиля лопаток из-за технологических особенностей организации систем их охлаждения (утолщение выходных кромок и самого профиля лопаток).

Вгазовых турбинах первую ступень чаще проектируют активного типа (r=0,2-0,3) для срабатывания большего теплоперепада и на этой основе большего снижения температуры рабочей среды. Остальные ступени выполняют с некоторой степенью реактивности, растущей от ступени к ступени (r=0,3-0,7).

Сопловые и рабочие лопатки газовых турбин по своей конструкции несколько отличаются от лопаток для паровых турбин. На рис. 29.3,а показана конструкция рабочей лопатки газовых турбин General Electric. У нее более длинная хвостовая часть с креплением елочного типа для улучшения тепловой изоляции от диска и ослабления чувствительности к динамическим нагрузкам. Повышение их вибрационной надежности обеспечивается также демпфированием посредством штифтов, устанавливаемых между смежными лопатками.

Рис.29.3. Конструкции лопаток газовой турбины:

а) рабочей лопатки, где: 1 – хвостовик; 2 – елочное соединение хвостовика с диском; 3 – бандажная полка с надбандажным уплотнением; 4 – штифты

б) сопловая и рабочая лопатки с перфорацией

На рис. 29.3,б представлены лопатки газовых турбин Siemens, в которых выполнены каналы для их охлаждения протоком воздуха из компрессора ГТУ. Воздух выходит через большое количество отверстий диаметром 0,5-0,6 мм в проточную часть турбины, создавая защитный тепловой слой. При отношении среднего диаметра решетки к высоте лопаток d_ср/l₂£16 рабочие лопатки выполняют закрученными по высоте и с изменяющимся профилем. Для газовых турбин требуется тщательное профилирование проточной части и лопаточного аппарата, поскольку значимость эффективности ГТ в изменении КПД ГТУ более высока, чем, например, для паровой турбины (изменение h_oi ГТ на 1% приводит к изменению КПД ГТУ на 2-4%, а для ПТУ – на 1%).

Следует отметить, что для газовых турбин основная составляющая потерь с выходной скоростью имеет место в последней ступени. Поэтому осуществляется тщательное проектирование выходного патрубка ГТУ с использованием диффузорных каналов, обеспечивающих коэффициент восстановления энергии выходной скорости x_вп=0,7-0,8. Наиболее эффективными являются кольцевые диффузорные каналы с переходом в конический канал при осевой компоновке выходного патрубка. Тогда располагаемый теплоперепад газовой турбины с учетом эффекта восстановления в выходном патрубке (от параметров торможения на входе до статического давления за последней ступенью турбины р₂_z) определяется по следующему выражению:

₀=H₀ * +0,5с₂_z 2 ,

где H₀ * — располагаемый теплоперепад, вычисленный от параметров торможения на входе в турбину до давления за ее выходным патрубком (рис. 14.4).

Рис. 29.4. Процесс расширения в газовой турбине

Значение внутреннего относительного КПД h_oi турбины принимается на основе оценок эффективности газовой турбины (h_oi=0,89-0,94). В такой оценке следует учитывать влияние входного и выходного устройств. Во входном устройстве (канале) имеет место аэродинамическое сопротивление, учет которого осуществляется в соответствии с процессом расширения в проточной части газовой турбины, представленном на рис. 29.4.

Оценку числа ступеней газовой турбины (z = 3 — 5) можно провести, как и для отсека паровой турбины. Параметры торможения определяются с учетом энергии входной скорости с₁ в сечении «1-1» и скорости с₀ в сечении «0-0» (рис. 29.4,а). В итоге давления заторможенного потока перед газовой турбиной р₁*, перед ее первой ступенью р₀* и соответствующие температуры Т₁*, Т₀* позволяют получить значения энтальпий рабочей среды h₁* и h₀*. Выходное устройство газовой турбины выполняется в форме кольцевого диффузорного канала, в котором осуществляется процесс преобразования кинетической энергии рабочей среды за последней ступенью (0,5с₂ 2 ) в потенциальную энергию. Такой процесс позволяет увеличить располагаемый теплоперепад турбины и повысить ее экономичность (рис. 29.4,б). Значение выходной скорости с₂_z зависит в большей степени от расхода рабочей среды G₂ и, например, при G₂=300 кг/с оценивается уровнем 220-230 м/с, а при G₂=450 кг/с – 280-290 м/с. Параметры торможения в выходном сечении газовой турбины «д-д» определяются с учетом эффективности диффузорного канала, оцениваемого его КПД h_д=0,6-0,7. В итоге внутренний относительный КПД турбины h_o_i ГТ =H_i * /H₀ * .

Системы охлаждения газовых турбин

Стремление повысить температуру рабочей среды перед газовой турбиной приводит к необходимости создания системы охлаждения ее корпуса, подшипников, вала с дисками и, прежде всего, лопаточного аппарата. Альтернативный путь решения данной проблемы – создание соответствующих материалов для лопаточного аппарата пока уступает возможностям охлаждения по темпам роста жаропрочности этих материалов. Сегодня для лопаток турбинных ступеней ГТ используются сплавы на никелевой основе, которые позволяют при высоких механических нагрузках выдерживать установленные сроки эксплуатации при температурах 800-850 о С. Такие сплавы называют нимониками. Очевидно, что при уровне температур рабочей среды 1200-1400 о С необходимо охлаждение, обеспечивающее не только допустимый уровень нагрева соответствующих элементов ГТ, но и равномерный характер их прогрева для предотвращения условий, исключающих формирование высоких температурных напряжений.

На рис.29.5 представлена тенденция изменения допустимой температуры металла в проточной части ГТ. Здесь кривая I отражает изменение допустимой температуры металла за счет применения новых сплавов и совершенствования технологии изготовления лопаток (см. рис. 29.6). Кривая II (см. рис.29.5) отражает рост допустимой температуры за счет совершенствования систем охлаждения элементов проточной части.

Рис.29.5 Тенденция изменения допустимой температуры металла

Рис.29.6 Лопатки полученные различными методами литья: I – равноосная структура; II – направленная кристаллизация; III – монокристаллическая структура

Именно совершенствование систем охлаждения в значительной степени позволяет повысить допускаемую температуру газов перед ГТ. Поэтому речь идет об использовании в современных ГТУ сложных систем охлаждения. В большинстве случаев для них применяется воздух из проточной части компрессора ГТУ, хотя при этом сокращается полезная работа, совершаемая в газовой турбине. Кроме этого, в ряде случаев для лопаточного аппарата применяются в качестве хладагента водяной пар (паровое охлаждение), дистиллированная вода и некоторые жидкие металлы, имеющие более высокие теплофизические свойства. Примеры систем охлаждения показаны на рис. 29.7. При открытой системе воздух, отбираемый из различных ступеней компрессора, подается в охлаждаемые элементы турбины и далее выводится в ее проточную часть (рис. 29.7,а).

Рис. 29.7. Системы охлаждения ГТ

а, б – открытая и закрытая системы воздушного охлаждения; в, г — открытая и закрытая системы парового охлаждения; КУ – котел-утилизатор; ХВО – химводоочистка; Н – насос

При организации герметичных охлаждающих магистралей возможно применение замкнутых (закрытых) систем (рис. 29.7,б), когда воздух после охлаждения, например, лопаточного аппарата возвращается обратно в проточную часть компрессора. Примеры систем парового охлаждения представлены на рис. 29.7,в (открытая) и рис. 29.7,г (закрытая). При закрытой системе водяной пар сбрасывается в камеру сгорания ГТУ. При использовании открытого воздушного охлаждения достаточно резко снижается температура рабочей среды в сравнении с замкнутым паровым охлаждением. В ряде конструкций ГТУ применяется комбинированная система охлаждения, когда входная часть газовой турбины, включая сопловую решетку первой ступени, охлаждается на основе закрытого парового охлаждения, а остальные элементы – по схеме открытого воздушного охлаждения. Пример конструктивного исполнения ГТУ с открытой системой воздушного охлаждения показан на рис. 29.8,а, а на рис. 29.8,б — различные способы охлаждения лопаточного аппарата газовых турбин.

а) б)

Рис. 29.8. Пример подвода охлаждающего воздуха из компрессора

Источник