CC BY
48
УДК 621.43
А.И. Крайнюк, А.А. Крайнюк, М.А. Брянцев
Восточноукраинский национальный университет им. В. Даля, Украина
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ КАСКАДНОГО ОБМЕНА ДАВЛЕНИЕМ УТИЛИЗАЦИЕЙ ТЕПЛОТЫ ОТРАБОТАВШИХ СРЕД
Рассмотрены основные направления повышения энергетических показателей работы газотурбинного двигателя каскадного обмена давлением утилизацией теплоты отработавших сред. Приведены результаты расчетного исследования эффективности исполъзо-вания различных схем утилизации теплоты в одно- и двухступенчатых газотурбинных двигателях каскадного обмена давлением. Показаны возможность и резерв повышения энергетической эффективности ГТД КОД за счет регенерации теплоты отработавших сред и перерасширения рабочих сред в турбине. Даны направления для дальнейшего совершенствования показателей газотурбинных двигателей КОД.
Ключевые слова: каскадный обменник давления, газотурбинный двигатель, тепловой компрессор, обмен энергией, утилизация, регенерация, перерасширение, максимальная температура цикла, мощность.
Введение
Непрерывно растущая потребность в компактных и надежных силовых установках высокой удельной мощности порождает интерес энергомашиностроительных производителей к разработке широкого спектра газотурбинных двигателей (ГТД) агрегатной мощности от 0,1 до 500 кВт. Вместе с тем, миниатюризация газотурбинного двигателя порождает проблему значительного снижения общего к.п.д. установки ввиду негативного влияния так называемого эффекта «Downsize» (уменьшения размеров установки), усиливающего практически все виды газодинамических и тепловых потерь [7, 8]. Использованию ГТД в качестве силовой установки наземного транспорта и специальных машин препятствует также свойственное высокооборотным лопаточным агрегатам неудовлетворительное качество переходных и частичных режимов. Большая часть индикаторной работы цикла ГТД затрачивается на привод компрессорной секции, поэтому потери энергии в проточных элементах турбокомпрессорной части двигателя оказывают определяющее влияние на общий к.п.д. установки.
В газотурбинных двигателях мощностью до 150...200 кВт, вследствие малых диаметральных размеров рабочих колес, весьма проблемным является обеспечение в одно- или двухступенчатом компрессоре необходимой по условию термодинамической эффективности цикла степени повышения давления воздуха (p к). Последнее обстоятельство предопределяет высокую частоту вращения вала ГТД (свыше 40000...50000 мин-1), что в свою очередь порож-
дает необходимость в дорогостоящих мультипликаторах с большим передаточным числом.
1. Постановка задачи
Возможность повышения максимального давления и температуры цикла в последнее время связывается с использованием волнового обмен-ника давления (ВОД) в качестве верхней ступени сжатия воздуха «Top stage» [1,2,9]. Основная идея такого решения заключается в возможном повышении энергетической эффективности ГТД увеличением отношения граничных температур цикла при ограничении температуры газов перед турбиной условиями термопрочности применяемых материалов. Практическая допустимость повышения температуры газов в линии высокого давления ГТД обусловлена самоохлаждением ротора ВОД за счет периодического поступления в его ячейки воздуха из окружающей среды. Первая реальная попытка применения волнового об-менника в качестве верхней ступени сжатия была осуществлена Claud Seippel из компании Brown Boveri Company (BBC) в Швейцарии в 1940 году на ГТД локомотива [1,2,5,6]. В начале 2000-х годов ряд известных исследовательских центров таких как NASA, Rolls Royce, Indiana University Purdue University Indianapolis, Michigan State University возобновили интерес к изучению возможных направлений интегрирования волновых обменников различной конфигурации в рабочий цикл мини- и микроГТД [3, 4, 7, 8, 9].
Схема коммутации четырехоконного ВОД в устройстве ГТД показана в [14]. Вытускной патрубок компрессора и впускной патрубок турбины подключены к окнам низкого давления, в
© А.И. Крайнюк, А.А. Крайнюк, М.А. Брянцев, 2011
ISSN1727-0219 Вестник двигателестроения № 2/2011
то время как камера сгорания — к окнам высокого давления ВОД. Сжатый в компрессоре воздух поступает в ячейки ротора ВОД, где подвергается дополнительному сжатию, и далее вытесняется в камеру сгорания двигателя. Здесь происходит сгорание топлива при более высоких давлении и температуре, чем в классическом ГТД. Горячий газ из камеры сгорания направляется в ВОД, где частично расширяясь, сжимает воздух, поступающий в него из компрессора. После предварительного расширения в роторе обмен-ника, горячий газ за счет импульса движения, инициированного формируемыми в ячейках волновыми процессами, продувается в турбину. Вследствие предварительного расширения газов в обменнике температура газов, поступающих в турбину, ниже температуры на выходе из камеры сгорания. Вместе с тем давление газов перед турбиной превышает давление сжатия воздуха в компрессоре. Энергетическим источником такого превышения является избыточность работы расширения газов в ячейках роторе ВОД по отношению к работе сжатия в них воздуха. По данным [4] давление газов перед турбиной на 15...20% выше давления сжатия воздуха в компрессоре, в то время как в классическом ГТД без верхней ступени ВОД давление перед турбиной всегда ниже давления нагнетания компрессором на величину гидравлических потерь в проточной линии камеры сгорания. Такое изменение соотношения давлений сжатого в компрессоре воздуха и газов перед турбиной, в конечном счете, и является главным фактором повышения мощности турбины и общего к.п.д. ГТД.
Следует, впрочем, отметить, что заметный эффект интеграции ВОД в рабочий цикл ГТД достигается только в том случае, если к.п.д. процессов сжатия и расширения рабочих сред в волновом обменнике превышает к.п.д. этих процессов в турбокомпрессорной части установки. Но даже на режимах с достаточным избытком работы расширения газов в роторе ВОД возможность реализации заявленного превышения давления газов перед турбиной (до 20%) на практике вызывает определенное сомнение. Известно, что наиболее уязвимым фрагментом рабочего процесса волнового обменника с осевой ориентацией напорообменных ячеек является продувка ротора воздухом в линии низкого давления. [1,9,10]. Сколь-либо значительное гидравлическое сопротивление трактов низкого давления приводит к резкому ухудшению качества продувки вплоть до полной потери работоспособности обменника. Поэтому осуществление полной продувки ячеек с указанным перепадом давления в окнах низкого давления, вероятно, предполагает определенную идеализацию условий проведения эксперимента.
Серьезное препятствие практического внедрения схем ГТД с ВОД в установках наземного транспорта заключается в том, что использование волнового обменника в качестве верхней ступени сжатия в газотурбинном двигателе не устраняет, а в ряде случаев усугубляет главный недостаток газотурбинного двигателя — неудовлетворительную эффективность на переходных и частичных режимах. Ярко выраженный волновой характер обменных процессов в ВОД предопределяет чувствительность его расходных характеристик к термодинамическим параметрам рабочих сред в газораспределительных окнах и частоте вращения ротора. Отклонение режима работы ГТД от расчетных условий сопровождается резким ухудшением показателей работы ВОД, как вследствие рассогласования моментов подключения ячеек к газораспределительным окнам, так и вследствие увеличения неполноты вытеснения сжатого воздуха в камеру сгорания. На режимах, значительно удаленных от номинального, разрушение настроенной картины взаимодействия первичных волн с передними кромками окон отвода рабочих сред приводит к исчезновению продувочного импульса в линиях низкого и высокого давления и, следовательно, — к снижению давления газов перед турбиной относительно давления воздуха, нагнетаемого компрессором.
Область эффективной работы ВОД средней и малой размерностей ограничивается пределами степени повышения давления сжатого воздуха до рк = 2,5 .2,6. Превышение указанных пределов приводит к интенсивному снижению расхода сжатого воздуха и эффективности обменных процессов. Однако и на расчетном режиме неизбежная диссипация энергии в процессе формирования и взаимодействия сильных ударных волн в роторе ограничивает к.п.д. лучших образцов ВОД значением 0,59.0,61 [10].
2. Газотурбинные двигатели каскадного обмена давлением
Новым направлением повышения к.п.д. и расширения области эффективной работы ГТД является использование принципов каскадно-ре-куперативного обмена давлением для осуществления процесса сжатия газообразных сред в рабочем цикле установки. Агрегаты, реализующие такое сжатие — каскадные обменники давления (КОД) — представляют собой новую разновидность обменников давления, в частности, апробируемых в системах наддува двигателей внутреннего сгорания. Сжатие воздуха в КОД, как и волновых обменниках известной системы наддува «Сотргех», осуществляется в результате непосредственного контакта со сжимающими газами, однако с существенным отличием организации рабочего процесса [1,4,10]. Рабочий цикл
КОД, построенный на рекуперативном использовании потенциальной энергии остаточного давления сжимающей среды для осуществления основного сжатия воздуха в процессе каскадного энергообмена с преимущественно стационарным характером прямого взаимодействия сред, отличается высоким к.п.д. (до 85...87%), а также невысокой чувствительностью агрегата к неполноте вытеснения воздуха из ячеек ротора. Основная идея организации рабочего процесса ГТД на базе КОД заключается в полной замене турбо-компрессорной части на агрегат КОД, реализующий прямое преобразование подводимой к циклу теплоты в располагаемую работу потока сжатого газа вытеснения воздуха из ячеек ротора.
Энергетическая эффективность рабочего цикла КОД проявляется в значительном превышении расхода сжимаемого воздуха относительно сжимающей среды, тем в большей степени, чем выше температура последней. Поскольку лишь незначительная часть сжимающего газа расходуется на «досжатие» предварительно сжатого в процессе каскадного массообмена воздуха, в КОД имеет место примерное равенство объемных расходов сжимающей и сжимаемой сред. При этом отношение массовых расходов при незначительном превышении давления сжимающего газа Р^, относительно давления нагнетаемого воздуха Рк, близко обратному отношению температур этих сред.
Относительно невысокая частота вращения ротора (2000...3000 мин-1) обуславливает существенно большую надежность и менее жесткие технологические требования к изготовлению каскадных обменников относительно турбокомпрессоров и ВОД.
Непревзойденная на сегодняшний день эффективность процесса сжатия газообразных тел в касадных обменниках давления, а также отмеченное свойство «умножения расхода» раскрывают перспективу создания на базе КОД проф. Крайнюка принципиально новых устройств теп-лопреобразующих машин широкого назначения. Уже сегодня практическое применение могут иметь:
-уникальные по своей простоте и эффективности тепловой компрессор и генератор газа прямого преобразования тепловой энергии в располагаемую работу сжатого воздуха или газа;
- система наддува дизельных двигателей, реализующая высокое качество воздухоснабжения во всем диапазоне эксплуатационных режимов силовой установки с одновременным охлаждением наддувочного воздуха ниже температуры окружающей среды;
- высокоадаптивные бестурбокомпрессорные газотурбинные двигатели наземного транспорта с высокой приспособляемостью к переходным и частичным режимам;
- низкотемпературные воздушные холодильные машины, основным энергетическим источником работы которых является тепловая энергия любого происхождения.
Ниже рассматриваются некоторые направления развития принципиальных схем ГТД на базе схем агрегатов каскадно-рекуперативного сжатия рабочих тел.
Основные принципы организации рабочего процесса ГТД КОД изложены в работе [14].
В простейшей схеме ГТД КОД (см. рис.1) одноступенчатый агрегат каскадного сжатия с камерой сгорания используется в качестве генератора газов, непосредственно подключаемого к силовой газовой турбине. Рабочим телом силовой турбины является смесь горячих газов и сжатого воздуха, что позволяет поддерживать приемлемый температурный режим турбины в пределах ограничений термостойкости применяемых материалов. При этом, благодаря самоохлаждению ротора каскадного обменника, реализуется возможность заметного повышения максимальной температуры цикла (в линии высокого давления генератора газов КОД) на основных эксплуатационных режимах работы ГТД.
В устройстве ГТД КОД на привод агрегатов КОД затрачивается весьма незначительная мощность внешнего источника — работа сжатия воздуха осуществляется за счет внутреннего перераспределения энергии газовых потоков в проточных элементах агрегатов КОД. Лишь часть газа из камеры сгорания направляется в силовую турбину, которая, таким образом, имеет существенно меньшие размеры и развиваемую мощность при эквивалентной мощности ГТД. С уменьшением расхода газов (От) через турбину снижаются абсолютные потери энергии в ней, поэтому несовершенство рабочего процесса турбины, в том числе, на нерасчетных режимах в меньшей степени влияет на общий к.п.д. ГТД.
Рис. 1. Схема одноступенчатого ГТД КОД 1 — окно подвода высокого давления; 2 — окно отвода высокого давления; 3 —окно отвода низкого давления; 4 — окно подвода низкого давления
Результаты расчетного определения эффективных показателей ГТД КОД с различными параметрами рабочего процесса сведены в табл. 1. Здесь и в дальнейшем используются следующие обозначения: N — эффективность и мощность двигателя; %к — степень повышения давления в КОД; %т — степень расширения газов в турбине; Ркс — мощность теплового потока в камере сгорания; От, Тт — соответственно расход и температура рабочего тела перед силовой турбиной; Т2 — максимальная температура цикла; Тт' — температура газов после расширения в турбине; Т1 — температура активной среды газов на входе в тепловой компрессор КОД; Т3 — температура газов на выходе из теплового компрессора КОД.
При расчете показателей работы ГТД КОД к.п.д. силовой турбины принимается равным 0,81. Также учитывается снижение давления в камере сгорания на 3% (степень снижения давления в камере сгорания %кс = 0,97). Моделирование рабочего процесса КОД осуществлялось методом «послойных диффузий», изложенным в работе[15]. Основным упрощением расчета цикла ГТД является пренебрежение утечками рабочих тел в подвижных сопряжениях ротора КОД и силовой турбины.
Таблица 1
Параметры рабочего процесса и показатели работы одноступенчатого ГТД КОД без утилизации
ЛПД Мгтд, кВт %к %т дкс, кДж /с Т1, К Т3, К Т, К От, кг/с Т ' 1т , К
Tz=1100К
0,167 13,9 3 2,91 64,9 1100 734 900 0,068 642
0,196 15,8 4 3,88 64,7 1100 669 900 0,064 590
0,205 16,3 5 4,85 63,8 1100 622 900 0,058 552
0,191 15,5 6 5,82 63,3 1100 585 900 0,051 523
Tz=1300К
0,183 21,0 3 2,91 95,3 1300 866 1100 0,083 782
0,211 24,2 4 3,88 97,2 1300 788 1100 0,079 719
0,232 26,2 5 4,85 96,5 1300 732 1100 0,076 672
0,235 26,7 6 5,82 96,4 1300 689 1100 0,072 637
к применению в установках, где основными требованиями являются: простота конструкции, надежность и высокая адаптивная способность к изменению эксплуатационных режимов.
3. Повышение эффективности ГТД КОД утилизацией теплоты отработавших сред
Как и в классических схемах ГТД резервом повышения к.п.д. ГТД КОД является утилизация теплоты газов, отводимых в атмосферу. В рассматриваемых устройствах отвод теплоты осуществляется с выпускными газами турбины и с отработавшими газами каскадного обменника.
Широко распространенным способом утилизации теплоты в силовых установках является ее регенерация, заключающаяся в использовании «сбросной» теплоты отработавших газов для подогрева сжатого воздуха перед камерой сгорания. Другой способ утилизации заключается в организации рабочего цикла ГТД с перерасширением рабочего тела в турбине путем создания разряжения в выпускном коллекторе последней. Учитывая наличие в схемах ГТД КОД двух потоков «сбросной» теплоты возможны различные сочетания способов утилизации теплоты в общем контуре силовой установки.
На рис. 2 представлена схема ГТД КОД с регенерацией теплоты газов, покидающих силовую турбину газов, а также остаточной теплоты сжимающей среды, отработавшей в КОД.
Как видно из табл. 1, повышение Т2 с 1100К до 1300К обеспечивает увеличение к.п.д. 'лгтд тем в большей степени, чем выше давление сжатия воздуха в компрессоре (при %к = 6 рост составляет 23%.) В то же время повышение %к оказывает неоднозначное влияние на ,пгтд. Экстремум последнего несколько смещается в сторону более высоких %к по мере повышения Т2.
Приведенные расчетные данные показывают, что эффективность простейшей схемы ГТД КОД в среднем на 25.30% превышает соответствующие показатели классической схемы ГТД с тур-бокомпрессорной частью при аналогичных параметрах рабочего процесса (%к, Т2). С учетом прогнозируемых значений к.п.д. (до 23%), простейшая схема ГТД КОД может быть рекомендована
Рис. 2. Схема одноступенчатого ГТД КОД с регенерацией теплоты двух потоков отработавших сред 1 — окно подвода высокого давления; 2 — окно отвода высокого давления; 3 —окно отвода низкого давления; 4 — окно подвода низкого давления; 5 — утилизационный теплообменник
Сравнение данных в табл. 1 и 2 подтверждает рост к.п.д. при организации рабочего процесса по схеме на рис. 2, особенно заметный в области невысоких % к. Вполне прогнозируемым является также повышение эффективности регенерации
по мере повышения максимальной температуры цикла Т2 . Благодаря подогреву сжатого воздуха в регенераторе экономия тепловой энергии при Т2=1100К составляет от 3 до 38% при сохранении мощностных показателей ГТД, а при Т2 =1300К уменьшение затрат энергии за счет регенерации составляет от 8 до 32%.
Таблица 2
Параметры рабочего процесса одноступенчатого ГТД КОД с регенерацией теплоты двух потоков
"Лгтд Кгтд, кВт Рк рт Око, кДж/с Ть К Т3, К Тт, К От, кг/о Тт', К
Т2=1100К
0,246 14,1 3 2,91 47,0 1100 729 900 0,067 642
0,251 16,0 4 3,88 53,5 1100 664 900 0,064 590
0,230 16,4 5 4,85 59,5 1100 617 900 0,058 552
0,194 15,5 6 5,82 61,8 1100 580 900 0,051 523
Tz=1300К
0,283 21,3 3 2,91 64,8 1300 859 1100 0,082 782
0,297 24,9 4 3,88 73,6 1300 782 1100 0,080 719
0,285 26,6 5 4,85 81,9 1300 725 1100 0,076 672
0,264 26,7 6 5,82 88,7 1300 682 1100 0,071 637
Снижение эффекта регенерации при повышении рк обусловлено уменьшением количества утилизируемой теплоты ввиду повышения температуры сжатого в КОД воздуха и ее приближением к максимальной температуре цикла Т2. Поэтому целесообразность применения регенерации, в конечном счете, зависит от соотношения максимальной температуры цикла к температуре окружающей среды. С другой стороны применение регенерации, благодаря снижению значений рк, позволяет упростить конструкцию силовой турбины и снизить утечки рабочего тела через подвижные сопряжения проточных элементов ГТД.
При выборе рациональных параметров ГТД КОД необходимо иметь в виду следующие закономерности рабочего процесса: 1). Оптимальное по критерию энергозатрат значение рк зависит от максимальной температуры цикла Т2. С повышением Т2 экстремум к.п.д. смещается в направлении больших значений рк, и при Т2 > 1300К находится в области рк >5. Заметим, что ГТД малой размерности реализация циклов с рк >5 сопряжена с конструктивным усложнением устройства из-за негативного влияния утечек в роторе КОД и необходимости использования многоступенчатой турбины; 2). Для фиксированных значений Т2, экстремум ГТД КОД (табл. 1) с регенерацией соответствует меньшим значениям рк относительно ГТД КОД без регенерации (табл. 2). Применение регенерации, благодаря снижению значений рк, позволяет несколько упростить конструкцию силовой турбины и снизить утечки рабочего тела через подвижные сопряжения проточных элементов ГТД.
Реализация второго из рассматриваемых способов использования теплового потенциала выпускных газов для повышения к.п.д. и агрегатной мощности двигателя предполагает создание разряжения в выпускном коллекторе турбины с целью увеличения степени расширения газов в рабочем колесе. Вполне очевидно, что совершенство такого цикла определяющим образом зависит от энергетической эффективности вакууми-рующего устройства. Замечательные свойства КОД, реализующего равенство объемных расходов сжимаемой и сжимающей сред, позволяют трансформировать тепловой компрессор в ваку-умирующее устройство для создания разряжения в выпускном коллекторе турбины за счет «сбросной» теплоты отводимых газов. Рабочий процесс вакуумирующего устройства КОД иллюстрируется рис. 3, где представлена развертка ротора относительно газораспределительных окон.
Рис. 3. Схема развертки ротора вакууматора КОД относительно окон и каналов статора 1 — подвод охлажденной разреженной среды; 2 — отвод
горячей разреженной среды из ячейки; 3 —отвод отработавшей среды в атмосферу; 4 — подвод горячего газа атмосферного давления; 5 - ротор; 6 — граница раздела сред; 7 — массообменные каналы; 8 — продувочный вентилятор; 9 — патрубок отвода (подвода) вакуу-
мируемой среды, 10 — охладитель; 11 — вакуумный вытеснительный контур; 12 — циркуляционный вентилятор; 13 — источник подвода теплоты.
Основное отличие устройства вакууметра КОД от известных схем теплового компрессора [11,12,13, 14,16] заключается в коммутации линий отвода и подвода взаимодействующих сред: в вытеснительном контуре размещается охладитель 10, а к входному патрубку продувочной контура подключается источник подвода тепло-
ты 13. В процессе вращения ротора на участке подключения напорообменных ячеек к окнам (патрубкам) 3, 4 продувочного контура под действием вентилятора 8 осуществляется отвод отработавшей среды в атмосферу и заполнение ячеек горячим газом (воздухом), нагретым в источнике подвода теплоты 13. По мере приближения ячеек к окнам 1, 2 вакуумного(вытеснительно-го) контура в результате последовательного подключения к массообменным каналам 7 давление в каждой из них постепенно снижается до уровня, близкого к минимальному давлению цикла. При сообщении ячеек с окнами 1, 2 вакуумного контура горячий разряженный газ под действием вытеснительного вентилятора 12 через окно 2 вытесняется в вакуумную линию, где, протекая через охладитель 10, охлаждается окружающей средой и далее направляется в ячейки ротора через окно 1 подвода охлажденной разряженной среды. Ввиду того, что плотность охлажденной среды превышает плотность горячей среды пропорционально отношению температур до и после охладителя 10, массовый расход газа в сечении окна 1 на установившемся режиме превышает массовый расход в сечении окна 2. Вследствие этого в вакуумном контуре возникает дефицит расхода сред, который компенсируется поступлением среды из вакуумируемого объекта через патрубок 9 подвода вакуумируемой среды.
Расходные характеристики рассмотренного ва-кууматора КОД представлены на рис. 4. При фиксированном относительном расходе Оотб вакуумируемой среды разряжение АР, создаваемое вакууматором, практически линейно зависит от
максимальной температуры цикла Т2. Как и в тепловом компрессоре [12] наибольшая термодинамическая эффективность вакууматора, в области практически реализуемых режимов, достигается при
значениях относительного отбора О отб в пределах
от 0,2 О отб до 0,55 О отб, где более высокие значения соответствуют большим значениям Т2.
АР, ------
кПа
Рис. 4. Разрежающая способность вакууматора КОД в
зависимости от Оотб при различных температурах горячего газа
Схема интегрирования вакууматора КОД в устройство ГТД показана на рис.5. Один из агрегатов (КОД1) выполняет функции теплового компрессора (генератора газов), другой агрегат (КОД2) — функцию вакууматора. В данном устройстве реализуется комбинированный способ утилизации, одновременно предусматривающий предварительный подогрев сжатого воздуха перед камерой сгорания теплотой отработавших в
Рис. 5. Схема одноступенчатого ГТД с вакууматором КОД и регенерационным теплообменником
КОД сжимающих газов и перерасширение газов в турбине за счет разряжения, создаваемого в выпускном коллекторе вакууматором КОД.
Эффективные показатели одноступенчатого ГТД КОД с перерасширением среды, как видно из сопоставления данных в таблицах 2 и 3, не-
сколько превосходят показатели ГТД КОД с двухпоточной регенерацией в среднем на 2,3% по ^гтд и на 14,9% - по агрегатной мощности, при одинаковой размерности агрегатов сжатия воздуха. Как и в предшествующем варианте утилизации максимальная энергетическая эффек-
тивность устройства с комбинированной утилизацией достигается при более низких относительно базовой настройки значениях Рк. На режиме Т2=1300 К экстремум функции л гтд соответствует рк = 4,3, а на режиме Т2=1100 К — наилучшей эффективности соответствует значение Рк = 3,8. Отмеченное объясняется тем, что по мере снижения рк поток «сбросной» теплоты в контуре турбины увеличивается и, следовательно, возрастает количество тепловой энергии, подводимой к ва-кууматору КОД.
Таблица 3
Параметры рабочего процесса и показатели одноступенчатого ГТД КОД с регенерацией и вакуумированием газов за турбиной
Лгтд Нпд, Рк Рт Окс, Т,, Т3, Тт, От, Тт', АРт,
кВт кДж/с К К К кг/с К кПа
Tz=1100К
0,269 17,9 3 4,85 52,5 1100 729 900 0,067 576 35,7
0,270 18,5 4 5,84 55,4 1100 664 900 0,064 543 28,3
0,251 18,0 5 6,69 58,8 1100 617 900 0,059 523 21,3
0,215 16,7 6 7,67 63,0 1100 580 900 0,051 503 17,2
Тг=1300К
0,317 29,9 3 6,07 78,7 1300 859 1100 0,083 657 48,5
0,323 30,9 4 7,17 81,9 1300 782 1100 0,080 626 41,4
0,314 31,2 5 8,36 85,6 1300 725 1100 0,077 599 36,8
0,295 30,6 6 9,63 88,7 1300 682 1100 0,072 576 33,7
В результате, разряжение в выпускном коллекторе турбины увеличивается, что приводит к росту отношения степени понижения давления газов в турбине рт к степени повышения давления воздуха в тепловом компрессоре Рк. Действительно, на режиме Т2=1100 К при снижении Рк с 6 до 3, несмотря на общее снижение р, (с 7,67 по 4,85), отношение л1/лк возросло на 26,4%. Последнее обуславливает улучшение соотношения полезной работы, высвобождаемой в турбине, к затрачиваемой энергии на сжатие воздуха в цикле ГТД.
Ввиду незначительного преимущества комбинированной системы утилизации с перерасширением газов в турбине по критерию топливной экономичности относительно системы с двух-поточной регенерацией уместно предположить,
что усложнение конструкции ГТД наземного транспорта применением дополнительного агрегата КОД для вакуумирования выпускного коллектора турбины является едва ли оправданным. Вместе с тем, в стационарных или судовых установках ГТД возможное использование охладителя 10 вакууматора КОД в качестве котла-утилизатора для вспомогательных нужд позволяет трансформировать установку в когенерационную систему с высоким теплотехническим к.п.д.
Более высокую мощность и энергетическую эффективность реализует ГТД на базе двухступенчатого теплового компрессора КОД с промежуточным охлаждением сжимаемого воздуха и подогревом сжимающей среды [14]. Варианты исследуемых схем утилизации теплоты отработавших сред в ГТД КОД с двухступенчатым агрегатом сжатия показаны на рис 6,7. Результаты расчетного определения эффективных показателей этих вариантов ГТД КОД с различными параметрами рабочего процесса сведены в табл. 4, 5, 6. Согласно обозначениям в схемах на рис. 6, 7 указаны: рк1, рк11 — степени повышения давления в агрегатах КОД 1-й и 2-й ступеней; 0кс1, 0кс2 — мощность тепловых потоков соответственно в камере сгорания высокого давления и камере сгорания промежуточного давления.
Таблица 4
Параметры рабочего процесса и показатели двухступенчатого ГТД КОД без утилизации
Л гтд Кгтд, кВт Рк ЯкГ ЯкП Окс1, кДж с Окс2, кДж с От, кг/с Тт, к Т6, К Т3, К
Tz=1100 к
0,245 53,0 6 2,62 2,29 171,8 30,2 0,185 900 407 816
0,266 56,9 8 3,00 2,66 166,6 36,3 0,178 900 431 782
0,277 59,0 10 3,34 2,99 161,7 41,6 0,171 900 450 756
0,283 60,1 12 3,65 3,28 158,1 46,3 0,166 900 466 736
Tz=1300 к
0,259 70,1 6 2,60 2,30 228,6 30,1 0,203 1100 407 965
0,283 75,9 8 2,99 2,67 222,1 36,3 0,196 1100 431 925
0,298 79,4 10 3,34 3,00 217,9 41,6 0,191 1100 450 894
0,306 81,6 12 3,65 3,29 213,9 46,3 0,186 1100 467 870
Рис. 6. Схема ГТД с двухступенчатым агрегатом сжатия и двухпоточной регенерацией
Следует заметить, что соотношения степеней сжатия воздуха в первой % : и второй ступенях % п не являются произвольными, поскольку с одной стороны подчинено условию баланса расходов рабочих сред в линиях высокого давления первой ступени и низкого давления второй ступени, с другой — условию обеспечения продувки и вытеснения рабочих сред в ячейках роторов обоих КОД. В общем случае соотношения и %п зависят от общей напорности теплового компрессора %к и максимальной температуры рабочего цикла Т2. Согласование расчетных значений %к1 и %к11 для каждого исследуемого варианта.
Таблица 5
Параметры рабочего процесса и показатели двухступенчатого ГТД КОД с двухпоточной регенерацией
"Пггд Нггд, %к %к1 %к11 Qкс2, От, Тт, Т6, Т3,
кВт кДж/с кДж/с кг/с к К К
Т2=1100 к
0,305 53,0 6 2,62 2,29 131 30,2 0,185 900 407 816
0,325 56,9 8 3,00 2,66 130 36,3 0,178 900 431 782
0,332 59,0 10 3,34 2,99 128 41,6 0,171 900 450 756
0,334 60,1 12 3,65 3,28 127 46,3 0,166 900 466 736
Т2=1300 к
0,315 70,1 6 2,60 2,30 183 30,1 0,203 1100 407 965
0,340 75,9 8 2,99 2,67 179 36,3 0,196 1100 431 925
0,353 79,4 10 3,34 3,00 177 41,6 0,191 1100 450 894
0,359 81,6 12 3,65 3,29 175 46,3 0,186 1100 467 870
Рис. 7. Схема двухступенчатого ГТД КОД с ваккууматором КОД и регенерационным теплообменником
Приведенные в табл. 6 результаты расчетов показывают, что организация рабочего процесса ГТД по схеме (см рис.7) с комбинированной утилизацией обеспечивает сочетание наиболее высоких значений к.п.д. (г| гтд) и агрегатной мощности ^ ) (на режиме Т2=1300К, %к=12 достигнуты показатели | = 0,378, Кгтд=96,7кВт). Благодаря подогреву сжатого воздуха в регенераторе снижение количества теплоты, подведенной в камере сгорания высокого давления, на этом режиме составляет 14,2%, а перерасширение газов в силовой турбине за счет вакуумиро-вания выпускного коллектора обеспечивает повышение мощности ГТД на 18,5%.
Преимущества рабочих утилизационных циклов ГТД КОД с двухступенчатым агрегатом сжатия проявляются тем в большей степени, чем выше максимальная температура цикла Т2 и ниже общая степень сжатия %к. Так, при параметрах Т2=1300К, %к = 6 комбинированная утилизация (рис. 7) обеспечивает повышение | на 39% (с 0,259 до 0,36), в то время как на режиме Т2=1100К, %к = 12 повышение | составляет 22% (с 0,283 до 0,346). Вместе с тем, в двухступенчатых ГТД КОД максимальные значения | , в рассматриваемом диапазоне изменения режим-
ных параметров, достигаются при %к = 12, независимо от схемы утилизации теплоты отработавших газов.
По эффективным показателям схема утилизации с двухпоточной регенерации (рис. 6) в области невысоких %к при Т2 = 1300 К заметно уступает комбинированной утилизации (рис. 7). Так на режиме Т2=1300 К, %к = 6 расчетные значения | ГТД с двухпоточной регенерации составляет 0,315, что на 14% ниже значения I = 0,36, достигнутого применением на этом же режиме комбинированной утилизации. Однако, на наиболее эффективных режимах — при %к = 12 — различие в показателях эффективности этих схем утилизации менее значительно (0,359 против 0,378).
Ввиду незначительного термодинамического превосходства схемы двухступенчатого ГТД КОД с комбинированной утилизацией (рис. 7), усложнение конструкции миниГТД КОД применением вакууматора КОД экономически оправдано в случаях достаточно большой агрегатной мощности установки (свыше 250...300 кВт). Исключение составляют когенерационные установки, реализующие возможность полезного использования «сбросной» теплоты охладителя вакууматора КОД.
В настоящее время продолжаются работы по дальнейшему совершенствованию ГТД КОД, связанные с возможностью использования низкопотенциальной теплоты охладителя вакуума-тора КОД, например, в контурах утилизации с низкокипящими (органическими) рабочими телами.
Выводы
1. Малоразмерный газотурбинный двигатель на базе агрегатов каскадного сжатия рабочих сред по экономичности на 25...30% превосходит тур-бокомпрессорный ГТД традиционного устройства. Отмеченное преимущество наряду с высокой адаптивностью к переходным и нерасчетным режимам предопределяет возможность применения ГТД КОД в качестве силовых установок наземного транспорта.
2. Утилизация теплоты отработавших сред в ГТД с одно- и двухступенчатыми агрегатами каскадного сжатия обеспечивает дополнительное повышение к.п.д. установки, составляющее в зависимости от режима работы от 20 до 40%.
3. Незначительное преимущество комбинированной утилизации с перерасширением газов в силовой турбине по эффективным показателям относительно двухпоточной регенерации обуславливает экономическую оправданность усложнения конструкции ГТД наземного транспорта применением дополнительного агрегата КОД для вакуумирования выпускного коллектора турбины только при достаточно большой агрегатной мощности установки, а также при использовании охладителя вакууматора КОД в качестве котла-утилизатора в когенерационных системах.
Перечень ссылок
1. Wilson J. Jet engine Performance Enhancement Through Use of a Wave-Rotor Topping Cycle / Wilson J., Paxson D. E., NASSA, - 1993. TM-4486.
2. Akbari P. Performanse investigation of small gas turbine engines topped with wave rotors: Conference and exhibit / Akbari P., Muller N. Huntsville Allabama 2003. AIAA2003-4414.
3. Akbari P. Performance Enhancement of Microturbine Engines Topped With Wave Rotors: ASME J. Eng. Gas Turbines Power, 128(1)/ Akbari P., Nalim M. R., Muller N, 2006, pp. 190-202.
4. Akbari P. A. Review of Wave Rotor Technology and its Application: ASME O. Eng. Gas Turbines Power, 128(10) / Akbari P. A. Nalim M. R., Muller N, 2006, pp. 717-734.
5. Meyer A. Recent Developments in Gas Turbines: Journal of Mechanical Engineerring, 69, №4 / Meyer A., 1947. pp. 273-277.
6. Weber H. E. Shock Wave Engine Design: John Wiley and Sons / Weber H. E. New York. 1995
7. Benini E. Centrifugal Compressor of A 100KW Microturbine: Part 1-Experimental and Numerical Investigation on Overall Performanse" ASME Paper GT2003-38152 / Benini E., Toffolo A., Lazzaretto A. 2003.
8. Rogers C. Some Effects of Size on the Performance of Small Gas Turbine: ASME Paper GT2003-38027 / Rogers C. 2003.
9. Welch G. E. Overview of Wave-Rotor Technology for Gas Turbine Engine Topping Cycles: Novel Aero Propulsion Systems International Symposium, The Institution of mechanical Engineers / London - 2000, pp. 2-17.
10. Крайнюк А.И. Системы газодинамического наддува: монография Изд-во ВУГУ / Крайнюк А.И., Сторчеус Ю.В. Луганск - 2000. 224 с.
11. Крайнюк А. И. Особенности рабочего процесса каскадного обменника давления / Край-нюк А.И., Алексеев С.В., Брянцев М.А. // В1сн. Схвдноукр. Нац. Ун-ту iменi В. Даля.- Луганськ, 2005.- № 8(90) С. 176-179.
12. Krajniuk A.I. Thermal compressor of cascade exchange by pressure: Silesian university of technology publication faculty of transport. I International Scientific Conference. Transport problems, Katowice-Kroczyce, 17-19 / Krajniuk A.I. 2009 p.186-191.
13. Крайнюк А.И. Использование принципов каскадного обмена давлением в рабочем цикле газовых холодильных машин / Крайнюк А.И., Брянцев М.А., Крайнюк А.А. // Двигатели внутреннего сгорания Научно-технический журнал / НТУ «ХПИ». - X., - 2008.-№1. - С. 57-61.
14. Крайнюк А. И. Новые схемы и принципы организации рабочих процессов теплоэнергетических машин // Вюник Схвдноукрашського на-щонального ушверситету iм.В.Даля, Вид-цтво СНУ, № 7(125). 4.2. / Крайнюк А. И. Луганськ -2010. С.-197-200.
15. Расчет процессов тепломассообмена в продувочных объемах теплосиловых установок/ АИ.Крайнюк, Ю.В.Сторчеус, A.M.Гогуля и др./ / Eksploatacja silnikow spalinowych.- Szczecin: Wydawnictwo katedry eksploatacji pojazdow samochodowych politechniki szczecinskiej.- 2001.-№3.- С. 35-40.
16. Крайнюк А. И., Крайнюк А. А. Особенности организации рабочего процесса агрегатов каскадного сжатия и некоторые направления их применения // Вюн. Схвдноукр. нац. ун-ту 1меш Во-лодимира Даля.- Луганськ.- 2005.- № 8(90).-С. 169-173.
Поступила в редакцию 01.06.2011
O.I. Крайнюк, А.О. Крайнюк, М.А. Брянцсв. Пщвищення ефективносп газотурбшного двигуна каскадного обмшу тиском утилгзащею теплоти середовищ, що вщпрацювали
Розглянуто основы напрямки тдвищення енергетичних показниыв роботи газотурбт-ного двигуна каскадного обмту тиском утил^защею теплоти середовищ, що в1дпрацювали. Наведет резулътати розрахункового досл^дження ефективност1 використання р^зних схем утил^зацИ теплоти в одно- i двостутнчастих газотурбшних двигунах каскадного обману тиском. Показам можливютъ i резерв тдвищення енергетичног ефективностi ГТД КОТ за рахунок регенераци теплоти середовищ, що вiдпрацювали, i перерозширення робочих середовищ у турбш. Даш напрямки для подалъшого вдосконалювання показни^в газотурбшних двигушв КОТ.
Ключов1 слова: каскадний обмнник тиску, газотурбжний двигун, тепловий компресор, обмн енергieю, утилiзацiя, регенеращя, перерозширення, максималъна температура циклу, потужшстъ.
A.I. Krajniuk, A.A. Krajniuk, M.A. Bryantsev. Improving the efficiency of gas turbine engine cascade of exchange pressure by heat recovery exhaust environments
The main directions of improving the energy performance of gas turbine engine of the cascade utilization of pressure exchange exhaust heat environments are considered. The results of the computational studies of the effectiveness of various schemes of recycling heat in the one-and two-stage gas turbine engines cascade exchange pressure are presented. The possibility of reserve and increase energy efficiency GTE CPE by heat regeneration of spent media and the overexpansion of working environments in the turbine are shown. The directions for further improve the performance of gas turbine engines CPE are given.
Keywords: cascading exchanger pressure, gas turbine engine, heat compressor, exchange of energy, recycling, recovery, overexpansion, maximum cycle temperature, power.
