КОМПРЕССОРНАЯ СТАНЦИЯ КАК ЭЛЕМЕНТ ТЕХНОЛОГИИ ТРАНСПОРТА ПРИРОДНЫХ ГАЗОВ ПО ГАЗОПРОВОДАМ. 6 страница

Характеристики регенераторов некоторых стационарных ГТУ как отечественного, так и зарубежных фирм приведены в табл. 4.1.

Таблица 4.1

Характеристики регенераторов некоторых стационарных ГТУ с различными типами матриц.

Вместе с тем следует отметить, что регенерация теплоты отходящих газов ГТУ при использовании надежных и герметичных теплообменников, остается одним из привлекательных направлений по повышению эффективности использования газотурбинных установок при решении задач по энергосбережению углеводородов.

4.2 Принцип и эффективность работы регенеративной установки.

Диаграмма теоретического цикла ГТУ в координатах T-S (Рис. 4.4) показывает, что при определенных условиях температура рабочего тела, покидающего турбину Т₄ может быть больше температуры сжатого в компрессоре воздуха Т₂ . Это значит, что можно утилизировать часть выбрасываемого тепла, отдав его воздуху перед тем как нему подводить тепло в камере сгорания. Этот процесс принято называть регенерацией тепла отходящих газов ГТУ.

Предельное количество тепла, которое можно передать воздуху при регенерации соответствует его нагреву до температуры Т₄, т.е. располагаемое к регенерации тепло эквивалентно площади а-2-в-с (Рис. 4.4). В действительном цикле возможным оказывается регенерировать лишь часть располагаемого тепла, т.е. нагреть воздух только до некоторой промежуточной температуры Т_j.

В связи с этим, под степенью регенерации газотурбинного цикла j понимается отношение действительного переданного воздуху тепла в регенераторе (пл. а-2-j-d) к располагаемому или, как говорят, к теплоте полной регенерации:

( 4.1 )

Рис. 4.4 Теоретический цикл ГТУ с регенерацией теплоты отходящих газов.

Уравнение теплового баланса по регенератору можно записать в виде:

Q = Gc_pm (t_j - t₂¹⁾ = kF_pDt ( 4.2 )

где G – расход рабочего тела через регенератор; с_pm – средняя теплоемкость воздушного потока в пределах регенератора; t_j - температура воздуха после прохождения регенератора; t₂¹ – температура воздуха на входе в регенератор (после осевого компрессора); к – коэффициент теплопередачи поверхности регенератора, F_p – общая теплопередающая поверхность регенератора, Dt – средняя разность температур между газовым и воздушными потоками в пределах регенератора.

Соотношение ( 4.2 ) можно преобразовать к виду:

Поделив соотношение ( 4.3 ) на ( t₄¹ – t₂¹ ), с учетом соотношения ( 4.2 ), получим:

( 4.4 )

или

( 4.5 )

Из соотношения ( 4.5 ) в явном виде следует, что при коэффициенте регенерации тепла, стремящегося к единице, поверхность регенератора стремится к бесконечности.

Записав соотношение ( 4.5 ) для двух режимов работы ГТУ ( номинальная и частичная нагрузка агрегата ), получим принимая c_pm =idem:

( 4.6 )

Пренебрегая термическими сопротивлениями стенки регенератора и считая одинаковым характер теплоотдачи со стороны газов и воздуха, с большой степенью уверенности можно считать, что коэффициент теплопередачи в регенераторе ( к ) при переменном режиме работы ГТУ будет зависеть в основном от изменения числа Рейнольдса ( или расхода рабочего тела по тракту регенератора ).

( 4.7 )

Из соотношения ( 4.7 ) следует:

( 4.8 )

отсюда, с учетом соотношения ( 4.7 ):

Или окончательно [ ]:

( 4.10 )

Уменьшение полезной нагрузки на силовом валу ГТУ приводит к уменьшению расхода рабочего тела по тракту установки ( G < G₀ ), что будет способствовать интенсификации процесса теплопередачи в регенераторе и определенному увеличению коэффициента теплопередачи. В силу того, что ( ) в установках всегда меньше единицы, правая часть соотношения ( 4.10 ) получается несколько больше единицы, что и приводит к увеличению коэффициента регенерации тепла в установке на частичных нагрузках ( ) и стабилизации КПД ГТУ на частичных режимах работы ГПА.

Все это вместе взятое свидетельствует о том, что регенерация тепла отходящих газов в ГТУ была и остается , при использовании надежных и герметичных регенераторов, одним из привлекательных направлений по повышению эффективности использования регенеративных установок на магистральных газопроводах.

Следует также отметить, что введение регенерации также как и утилизации тепла отходящих газов в любой форме увеличивает гидравлические сопротивления по ГТУ. В частности, наличие утилизаторов за ТНД приводит к тому, что процесс расширения продуктов сгорания в газовой турбине идет не до атмосферного давления (как в идеальном цикле ГТУ), а заканчивается на давлении несколько большем, чтобы продукты сгорания смогли преодолеть гидравлические сопротивления утилизационных установок. Следовательно, утилизация тепла отходящих газов всегда несколько снижает мощность собственно газовой турбины и ГТУ в целом.

Численную величину снижения мощности установки из-за введения утилизационных установок можно определить по следующему простому соотношению:

, кВт ( 4.11 )

где DN_e - величина потерянной мощности ГТУ из-за установки утилизационных устройств, кВт; V – расход продуктов сгорания на выходе газовой турбины, м³/сек.; DР – величина гидравлических сопротивлений утилизационных устройств в Па (н/м² ); 10 Па = 1 мм вод. столба; h_i,z - внутренний относительный КПД газовой турбины ( в ориентировочных расчетах его можно принимать на уровне 0,85 ).

В частности, если принять величину гидравлических сопротивлений на уровне 300 мм. в. ст. , что примерно равно 1000 ПА, то при расходе продуктов сгорания на уровне 100 м³/сек и относительном КПД газовой турбины на уровне 0,85, величина потерянной мощности в ГТУ составит примерно 250 кВт.

Результаты теоретических исследований и опыт эксплуатации регенеративных установок на газопроводах показывают, что на наличие дополнительных гидравлических сопротивлений, увеличение стоимости ГПА с регенерацией сравнительно с ГПА без регенерации и ряд других негативных положений при использовании регенеративных агрегатов, применение регенерации снижает соотношение давлений сжатия по осевому компрессору и тем самым несколько повышает надежность работы агрегата, а главное повышает КПД установки на 4-5 процентов сравнительно с ГТУ простейшей схемы.

Вместе с тем, принимая во внимание положения общей комплексной программы дальнейшего развития ЕСГ, прекращение выпуска стационарных ГТУ, ориентация на использовании только ГТУ авиационного типа, намечать какие-либо пути дальнейшего развития и совершенствования ГТУ стационарного типа с использованием регенерации теплоты отходящих газов и ряда других теплотехнических мероприятий по теплотехническому совершенству такого типа газоперекачивающих агрегатов не приходится. Представляется вероятным, проводимая реконструкция компрессорных станций постепенно приведет к замене сложных в конструктивном отношении стационарных ГТУ на агрегаты в основном авиационного типа мощностью 16-25 МВт и с КПД на уровне ( в эксплуатационных условиях ) 32-34%. Тем не менее, пока регенеративные установки в той или иной мере используются на газопроводах, различного рода исследования характеристик этого типа ГПА следует считать оправданным.

4.3 Определение теплопередающей поверхности ( матрицы ) в регенеративных ГПА.( тепловой расчет регенератора )

Определения поверхности регенератора в газотурбинной установке всегда представляет практический интерес, прежде всего в силу того, что площадь поверхности теплообмена к занимаемому ею объему определяет компактность регенератора.

Поверхность нагрева регенератора в газотурбинной установке естественно определяется при заданных определенных параметров расчета. К такого рода исходных данных расчета, прежде всего относятся: расход воздуха и газа по регенератору, давление и температура воздуха за компрессором ( на входе в регенератор ), температура продуктов сгорания на выходе газовой турбины, коэффициент регенерации, геометрические размеры теплопередающих трубок в трубчатом регенераторе, обоснованный выбор расчетных уравнений.

В качестве наглядного примера проведем расчет по определению теплопередающей поверхности регенератора при следующих исходных данных:

расход воздуха и газа по регенератору, G_в = G_г =48 кг/с. =172800 кг/час;

давление воздуха за компрессором Р₂ =0,675 МПа;

температура газа после турбины и воздуха после компрессора соответственно t₄¹ = 636 ⁰С и за компрессором t₂ =276 ⁰C.;

степень регенерации =0,80;

размер теплопередающих трубок d₁/d₂ =20/23 мм.

Из уравнении ( 4.1 ) для определения понятия коэффициента регенерации находим температуру воздуха на выходе из регенератора

Следовательно, средняя температура воздуха по регенератору составит

Охлаждение газов в регенераторе находим из уравнения теплового баланса по регенератору (с учетом что расход воздуха численно равен расходу газов)

где температура воздуха на выходе из регенератора, С,

t_kp – температура газов на выходе из регенератора,

тепловые потери в регенераторе, приняты на уровне 0,98.

=

Теплоемкости воздуха и газов определяем по известным термодинамическим таблицам как функции средних температур [ ].

с_рв = 1151 дж/(кгК) ; с_рг = 1185 дж/(кгК)

Температура газов на выходе из регенератора

c

Средняя температура газов в регенераторе

С

Анализ расчетов существующих регенераторов позволяет принять скорость воздуха в трубках на уровне с_в =25 м/с, а скорость газа между трубок на уровне с_г=20 м/с.

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха можно определить с учетом ряда физических констант, входящих в известные критерии подобия

Прежде всего определяем среднюю плотность воздуха в регенераторе

=

Необходимые данные по определению динамической вязкости воздуха и его кинематической вязкости, а также тепловодности определяем по данным [ ]. Динамическая вязкость

где кинематическая вязкость , м²/с ; найденная ранее средняя плотность воздуха в регенераторе.

Коэффициент теплопроводности ( ) по данным [ ] Вm/(кгK ).

Критерий Рейнольдса

;

Для воздуха можно принять Pr= 0,70, причем Pr 87

Коэффициент теплоотдачи со стороны воздуха найдем по известной формуле М. А. Михеева [ ]

:Вт/м²К

Коэффициент теплоотдачи со стороны газа в ориентировочных расчетах можно вычислять по аналогичным формулам, учитывая что движение газа в межтрубном пространстве идет по схеме противотока, а сами трубки расположены по схеме прямоугольника.

Коэффициенты теплопроводности газов и кинематической вязкости определяются по данным для воздуха, так как в ГТУ в продуктах сгорания содержится очень большое количество воздуха, особенно при таком большом коэффициенте регенерации.

Коэффициенты теплопроводности газа и кинематической вязкости находим по данным [ ]:

Средняя плотность газа

где среднее давление газов в регенераторе принято на уровне 0,105 МПа

Критерий Рейнольдса

;

Размеры трубного пучка выбраны следующие: наружный диаметр трубок d₁=23 мм ; внутренний диаметр трубок d₂=20 мм.

По рекомендациям [ ] в качестве расчетной формулы для определения коэффициента теплоотдачи от газов к трубкам используется формула в виде:

т/м²К

Коэффициент теплопередачи вычисляем по приближенной формуле, принимая во внимание, величина коэффициента теплопередачи в регенераторе зависит от коэффициентов теплоотдачи:

=40,46 Вт/м²к

Поверхность нагрева регенератора:

Примем с некоторым запасом F=9990 м²

В целях компоновки общей схемы газотурбинной установки, общую площадь регенератора целесообразно разбить на две секции, примерно площадью 5000 м² каждая.

По данным «Машиностроительного завода Зао-Подольск», удельная стоимость производимых на заводе регенераторов для регенеративных ГТУ изменяется в диапазоне примерно 1400-2700 руб/м². Следовательно, стоимость рассчитанного регенератора площадью примерно 10.000 м² будет составлять на примере регенератора типа РВП-3600-03, предназначенного для установки типа ГТК-10, примерно 13,4 млн. руб., незначительно отличается от стоимости регенераторов типа РГУ-1800-01 и РГУ 1800-02, производимых этим заводом для установки типа ГТК-10-4.

Оптимальные характеристики трубчатых регенераторов для установок типа ГТК-10 по данным [ ] характеризуются данными табл. 4.2 .

. Таблица 4.2

Оптимальные характеристики трубчатых регенераторов для установок типа ГТК-10, выпускаемых Машиностроительным заводом «Зао-Подольск»

Тип ГТУ	Марка регенератора	Fоптим. м2	Fрасч. м2	,%	%
ГТК-10	РГУ-1800-01,02				73-74
РВП-3600-03

Сопоставление расчетных и фактических данных завода-изготовителя регенератора свидетельствуют о вполне удовлетворительных условиях сопоставления расчетных и фактических данных по рассматриваемым типам регенераторов.

4.4 Методика определения утечек воздуха в регенератора пластинчатого типа

Определение утечек воздуха из регенераторов обычно осуществляется на остановленном агрегате на основе его опресовки воздухом, подаваемым в заглушенную область регенератора, от вспомогательного компрессора. По темпу падения давления из заглушенной полости регенератора судят о герметичности регенератора и наличии утечек воздуха.

Для получения расчетных соотношений о герметичности регенератора и величине утечек воздуха будем исходить из условия, что объем полости регенератора, подвергающегося опресовки воздухом известен ( хотя бы из конструктивных данных).

В этом случае для полости регенератора, заполненной воздухом, можно записать следующее соотношение:

dV = d( Gv ) = vdG + Gdv =0 ( 4.12 )

где V – объем полости регенератора, заполняемого при опрессовке воздухом, м³; G – массовое количество воздуха в полости регенератора, кг; v – удельный объем воздуха в полости регенератора, м³/кг.

Из соотношения ( 4.12 ) следует:

dG/G = - dv/v ( 4.13 )

Уравнение ( 4.13 ) может быть преобразовано к виду:

, ( 4.14 )

где - время

С определенной степенью точности можно полагать, что истечение воздуха через неплотности регенератора может быть описано уравнением политропы с постоянным показателем ( Pvⁿ = idem ). Уравнение политропы в дифференциальной форме:

vdP + nPdv = 0 ( 4.15 )

или

( 4.16 )

Решая это уравнение совместно с уравнением ( 4.14 ), получим:

( 4.17 )

Уравнение ( 4.17 ) показывает, что секундный расход газа при истечении газа из замкнутого объема прямо пропорционален изменению давления в этом объеме во времени. Это означает, что темп падения давления газа в объеме во времени будет определять тангенс угла наклона соответствующей линии в координатах Р - ( .

Следовательно, если в эксплуатационных условиях через определенные отрезки времени осуществлять измерение давлений газа в исследуемом объеме, то с учетом уравнения состояния реального газа ( Pv=zRT ), уравнение для определения утечек газа принимает вид:

( 4,18 )

Анализ уравнения ( 4.18 ) показывает, что наиболее сложной задачей при таком подходе к определению утечек газа из регенератора является определение численного значения показателя политропы ( n ).

В эксплуатационных условиях численное значение этого показателя может быть определено по измеренным перепадам температур и давлений при проведении экспериментов.

( 4.19 )

Определение численной величины утечек газа по уравнению ( 4.18 ) дает возможность определить эквивалентную неплотность в исследуемом регенераторе. Действительно, для критического режима истечения, уравнение для определения секундного расхода газа имеет вид:

( 4.20 )

где коэффициент расхода в стенках исследуемого регенератора, являющийся в основном функцией чисел Рейнольдса, который может изменяться в относительно широких пределах ( 0,15 – 0,60 ); f – проходное сечение щели; характеристика расхода, уравнение для определения которого непосредственно вытекает из соотношения для определения массовой скорости истечения, u кг/м²с. [ ]:

( 4.21)

( 4.22 )

где соотношение давления внешней среды, в которую происходит истечение газа ( Р₂ ), к начальному давлению истечения ( Р₀ ); к – показатель адиабатического режима истечения.

Нетрудно видеть, что характеристика расхода ( ) зависит только от физической природы транспортируемого газа ( к ) и соотношения граничных давлений, характеризующих их перепад.

В то же время, анализ уравнения ( 4.21 ) показывает, что расход газа через неплотность зависит и от параметров состояния газа перед щелью ( Р₀,v₀ для ). Это значит, что природного газа ( к= idem ), характеристика ( ) однозначно зависит только от соотношения граничных давлений истечения ( ) и в рассматриваемых условиях остается неизменной. Одновременно следует заметить, что для самого расхода газа через неплотность каждому значению ( ) соответствует множество расходов, различающихся на величину начального параметра . Сама величина параметра зависит от режима работы ГПА по станции.

Как показывает анализ соотношения ( 4.22 ), функция ( ) дважды обращается в нуль – при и ( истечение в пустоту ). Отсюда следует, что в этом интервале значений ( ) она проходит через максимум ( отрицательное значение , как видно из уравнения ( 4.22 ), здесь исключено ).

Если провести экстремальный анализ то можно найти критическое значение при котором функция ( ) принимает максимальное значение:

( 4.23 )

( 4.24 )

Соответственно критический секундный расход газа через щель-неплотность

( 4.25 )

Характеристики критического режима истечения ( ) в зависимости от показателя процесса истечения ( к ) приведены в табл. 4.3.

Приведенные в табл. 4.3 численные значения показателя адиабаты (к ) в пределах 1,2 – 1,5 охватывают все возможные режимы работы газопроводов как по параметрам его работы ( Р, Т ), так и по составу природного газа.

Таблица 4.3.

Характеристики критического режима истечения

к
1,2	0,5645	0,6485
1,3	0,5457	0,6673
1,4	0,5283	0,6847
1,5	0,5120	0,7011

Приведенные ранее соотношения позволяют относительно несложно определить величину утечек воздуха из полости регенератора. Следует отметить, что аналогичным образом решаются все задачи об утечках газа из различных сосудов, находящихся под давлением ( ).

Общее эквивалентное сечение неплотностей ( ) регенератора или каких – либо сосудов, работающих под давлением, для условий критического режима истечения определяется из сопоставления уравнений ( 4.18 и 4.20 ).

( 4.26 )

Использование в расчетах уравнения (4.26) предусматривает необходимость определения тангенса угла наклона, рассматриваемого как отношение темпа падения давления воздуха в времени.

Глава 5. КАМЕРЫ СГОРАНИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

5.1 Классификация и рабочий процесс камер сгорания.

Камеры сгорания, применяемые в стационарных, транспортных и авиационных ГТУ отличаются большим разнообразием форм и конструкций. В них по-разному организуется и процесс сгорания топлива, по-разному осуществляется и смешение топлива с воздухом; различны и способы охлаждения стенок камеры сгорания.

В практике использования ГТУ применение находят цилиндрические, секционные и кольцевые камеры сгорания.

На Рис.5.1 под позицией ( а ) показана кольцевая многофорсуночная камера сгорания. Воздухоподводящее устройство ( 5 ) с форсунками размещено между внутренними цилиндрами ( 2 ) и ( 3 ), вставленными в два наружных цилиндра, образующих корпус камеры сгорания. Многочисленное количество горелок обеспечивает хорошее смешение вводимого топлива с воздухом, вследствие чего кольцевые камеры сгорания могут работать с большими теплонапряжениями ( определяемого как отношение количества тепла, вносимое сгоревшим топливом в единицу объема камеры сгорания ).

На Рис. 5.1 ( позиция б ) приведен другой пример конструкции кольцевой камеры сгорания. Воздух, нагнетаемый компрессором, поступает во входное сечение и разделяется на два потока - первичный и вторичный. первичный воздух пройдя через кольцевые отверстия горелок, поступает в активную зону горения; вторичный воздух по кольцевому зазору, охватывающему зону горения через смесительные поступает в зону смещения. Часть вторичного воздуха отводится в турбину для охлаждения ее деталей. Горелки камеры сгорания снабжены пламяперекидными патрубками в целях исключения погасания по какой-либо причине одной из них в процессе работы.