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 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.
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 | 48,4 44 19 750 24 4 5,86·104 711 6765 28 23 25 7,1 2,63 6 14,2 2180 277 472 2380 11,2 0,029 0,029 76 128 2,7 13,7 | 49,3 37 16 798 24 4 4,46·104 598 6774 30 23 25 7,1 2,57 8 11,9 1660 243 394 3395 15,9 0,028 0,03 105 178 2,8 18,3 | 37,9 20,5 11 805 35 5 4,4·104 596 5230 26 22 23 6,3 2,07 12 8,5 1454 221 388 4770 29 0,02 0,02 143 258 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 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%.
|
Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах:
1 2 3 4 |
