Математическое моделирование процессов сжигания топлива в перспективных ГТУ при высокой температуре

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

УДК 621. 165
МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ СЖИГАНИЯ ТОПЛИВА В ПЕРСПЕКТИВНЫХ ГТУ ПРИ ВЫСОКОЙ ТЕМПЕРАТУРЕ
Савченко М. С. 1, Калий В. А. 1, Белов С. А. 1
'-Открытое акционерное общество Промышленная группа «Новик» (ОАО ПГ «Новик»), Москва, Россия
(123 182, Россия, г. Москва, пл. Академика Курчатова, д. 1), e-mail: mail@pg-novik. ru_
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.
Ключевые слова: камера сгорания, термогазодинамический расчет, увеличение температуры, степень сжатия, ГТУ.
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
Joint-stock company industrial group & quot-Novik"- (JSC & quot-Novik"-), Moscow, Russia (123 182, Russia, Moscow, Akademika
Kurchatovapl., 1), e-mail: mail@pg-novik. ru_
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.
Keywords: combustor, thermogas dynamic calculation, temperature increase, compression index, gas turbine plant.
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:
T = T ¦
(етв _ 1 Л
1 + e-1
h
К = К (гь)-Нв (^) и Иа = и. (га)-Нв (^),
где К (^ь), Ие ({а) и Ие) — энтальпии воздуха соответственно при температуре, ta и стандартной температуре t0, принятой за начало отчёта энтальпий в расчёте. При этом средняя теплоёмкость воздуха в процессе сжатия:
_ = Иь — Иа
Р6 I -1 '-
Ь а
Температура газов за турбиной определяется по формуле
Та = Тс [1 — (1 -6т) ЛТ].
Коэффициент избытка воздуха:
а= Кт -Ук.с + К • К + Ит. Я — (1 + К0) • Кс
К • (И.)
где Ив = К (К) — К (t0) и Ип. с = К. с ^с) — Кс (t0).
Энтальпия газа перед турбиной:
и = 1+К • и +(а-1)• К • и
& quot-с ! т л Т & quot-в •
1 + а К0 1 + а К0
Параметры газа за турбиной:
и, = • и +(а-1) • К • и
ал т п. с л т в
1 + а-К0 1 + а К0
и. = ив ^)-ив (to)
ип.с = ип. с) — ип. с (t0).
Средняя теплоёмкость газа в процессе расширения:
с = ^^
* К — tа
Объёмная доля воздуха в продуктах сгорания:
М".с К
ч
т 1+К
д-(а-1)
г
в 1 + (а-1)
где тпс, тв — молекулярные массы воздуха и чистых продуктов сгорания.
Молекулярная масса продуктов сгорания находится по формуле:
т =т '-Г +М"с (1 — гв). Газовая постоянная продуктов сгорания:
я,=т
т
где Я = 8,314 кДж/кг — универсальная газовая постоянная. Уточненное значение рассчитывается по формуле:
К
шг =-.
Затем по уточненному значению температуры определяются значения энтальпий воздуха, продуктов сгорания и газовой смеси после турбины.
Г, = Гс [1 -(1 -8~ш-)пт]
К = К (гс)-К (?0)
Ко = Кпо Ьс) — Кпо & amp-0)
к, = 1+А, .к + .к.
, ^ т п. с л те
1 + а-Ь0 1 + а-Ь0
Работа расширения одного килограмма газа в турбине определяется по формуле:
нт = К — к,.
После чего вычисляется работа, затрачиваемая на сжатие одного килограмма воздуха в компрессоре:
Н = (К -на).
Работа ГТУ на валу агрегата находится по формуле:
Н = НТп -ЬНк,
е 11 м К 7
где ь =
а• Ао (1 + ау) 1 + а. Ь0
Расход газа через турбину и расход воздуха, подаваемого компрессором:
Ое = Nэ /(Не Пг) а- = Ок 1+ау),
где ау = 0,005 — 0,02 — коэффициент, характеризующий дополнительные расходы воздуха на утечки через уплотнения компрессора и турбины.
Расход топлива В, мощность газовой турбины Кт и мощность, потребляемая компрессором N, находятся по формуле:
От
В
1 + а. Ь0
N = ОН.
т т т
N = О'- Н «.
В заключение расчета определяется коэффициент полезного действия ГТУ:
(Кт — N.)-100%
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 °C, 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? нв, °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, 1-нв, °С 15
Давление поступающего топливартопл, МПа 0,6
Температура поступающего топлива 1топл, °С 15
Степень повышения давления в компрессоре пк 35 20 10 5
Температура газов перед турбиной нт °С 1700
Изоэнтропный КПД компрессора цк, % 87
Внутренний отн. КПД газовой турбины щгт, % 88
Изоэнтропный КПД топливного компрессора щтк, % 80
Потеря давления в КС ёркс, % 5
Потеря давления за ГТ ёргт, % 5
Коэффициент использования теплоты КС щкс, % 99,5
Параметр Варианты
1 2 3 4
Расчет свойств окружающего воздуха (ОВ) при атмосферных условиях
Предельное давление воды при темп. ОВ рпрнв, Па 0,706
Массовая доля влаги в ОВ (влажном) х1нв, % 0,631
Удельная энтальпия влажного О В Инв, кДж/кг 290,1
Удельная энтропия влажного ОВ 5нв., кДж/кгК 6,866
Определение параметров продуктов горения топлива
Теоретический объем водяных паров, при сгорании м3 топлива У0Н2он, м3/м3 2
Плотность топлива при н/у ртоплну, кг/м 0,706
Теоретическая масса требуемого воздуха на сгорание 1 кг топлива Ь0, кг/кг 17,2
Удельная энтальпия продуктов сгорания (ПС) при температуре перед газовой турбиной И0псгн, 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, АЪК, кДЖ/кг 582,6 449,4 310 197,8
Уд. энтальпия воздуха за компрессором, Ик, кДЖ/кг 872,6 739,5 600 484,9
Температура воздуха за компрессором Хкк, °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 Т К Интк, кДЖ/кг 602,3
Удельная энтропия топлива перед ТК $нтк, КДж/кгК 10,614
Давление топлива за ТК, ртк, МПа 4,064 2,526 1,513 1,007
Теплоперепад в ТК, АИктк, кДЖ/кг 444 317,1 192,4 102,6
Удельная энтальпия топлива за ТК, Иктк, кДЖ/кг 1046,3 919,5 794,7 704,9
Температура топлива за ТК, Хктк, °С 194,9 147,8 98,3 60,5
Расчет камеры сгорания
Энтальпия воздуха при температуре перед турбиной Инвнгт-, кДж/кг 2233,5
Параметр Варианты
1 2 3 4
Избыточный расход воздуха на 1 кг топлива, gнвизб 14,37 11,47 8,95 7,17
Избыток воздуха, а00 1,835 1,667 1,52 1,417
Уд. энтальпия ПС при температуре перед Г Т Ингт, 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 § 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, Игт, кДж/кг 1239,6 1103,5 903,8 666,5
Удельная энтальпия ПС за ГТ, Ъкгт, кДж/кг 1169,7 1323,5 1540,6 1792,7
Температура продуктов сгорания за ГТ, игт, °С 767,7 882,7 1042,3 1222,7
Удельная энтропия ПС за ГТ 8кгт, 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 МВт/(кг/с) 18,397 12,889 8,1 4,749
Внутренняя мощность Г Т Дгт, МВт/(кг/с) 40,386 32,75 24,544 16,917
Внутренняя мощность Т К Ыкт, МВт/(кг/с) 0,444 0,317 0,192 0,103
Внутренняя мощность Nкт, МВт/(кг/с) 21,545 19,544 16,252 12,065
КПД установки щгту, % 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.
5, кДж/кгК
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.
кпд, %
О 5 10 15 20 25 30 35 40
Степень сжатия
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 °С 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 пк в компрессоре от 5 до 35 КПД ГТУ возрастает практически в два раза — 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.
Список литературы
1. Ахмедзянов Д. А. [и др.] Термогазодинамический анализ рабочих процессов ГТД в компьютерной среде DVIGw. — Уфа: УГАТУ, 2003.
2. Ахмедзянов Д. А. Термогазодинамическое моделирование авиационных ГТД: учебное пособие. — Уфа: УГАТУ, 2008.
3. Данильченко В. П., Лукачев С. В., Ковылов Ю. Л., Постников A.M., Федорченко Д. Г., Цыбизов Ю. И. Проектирование авиационных газотурбинных двигателей. — Самара: Изд-во СНЦ РАН, 2008.
4. Канило П. М., Подгорный А. Н., Христич В. А. Энергетические и экологические характеристики ГТД при использовании углеводородных топлив и водорода. — Киев: Наукова думка, 1987.
5. Пчелкин Ю. М. Камеры сгорания газотурбинных двигателей. — М.: Машиностроение, 1973.
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., профессор, заместитель генерального директора ОАО «Корпорация «ВНИИЭМ» (Российское космическое агентство), г. Москва.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой