3334

кие затраты на ремонт и обслуживание, такие установки характеризуются продолжительным временем их монтажа, требуют высокой квалификации у рабочего персонала как по обслуживанию так и по ремонту [6]. 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 [7]. Поскольку охлаждающим агентом в бромистолитиевых установках является вода, то минимальная температура охлаждения не снижается более 7°С.

Авторы работы [8] предложили использовать охладители абсорбционного типа для охлаждения воздуха на входе в компрессор. Эти охладители могут использовать тепло выхлопных газов, которые имеют более высокую температуру в летний период. Использование таких систем охлаждения позволяет увеличить выходную мощность ГТУ на 20 % без увеличения расхода топлива, по мнению авторов.

Схема снижения температуры засасываемого компрессором воздуха абсорбционным охладителем позволила увеличить электрическую мощность ГТУ приблизительно на 7 % при увеличении удельного расхода теплоты на 0,6 %, что стало результатом повышения сопротивления входного тракта компрессора примерно на 40 кПа из–за размещения теплообменного оборудования. Расход циркуляционной воды на электростанции увеличился приблизительно на 60 тыс. л/мин.

Также одним из традиционных методов понижения температуры воздуха является испарительное охлаждение, охлаждение воздуха водой в контактных теплообменниках с частичным испарением воды, которое может уменьшать температуру воздуха до 90% от температуры [9] влажного термометра. Область применения систем испарительного охлаждения ограничивается районами сочетания высокой температуры и низкой влажности воздуха.

Испарительное охлаждение может быть двух видов: с циркуляцией прямоточной охлаждающей воды; с забором охлаждающей воды из реки и обратным сбросом в реку. Последний вид охлаждения является наиболее эффективным с точки зрения снижения температуры воздуха.

Испарительное охлаждение имеет простую конструкцию, низкие капиталовложения, способность к установке в короткие сроки и низкую стоимость в обслуживании. Отдельным преимуществом испарительных систем охлаждения является очистка воздуха от различных примесей и загрязнений.

11

Однако испарительное охлаждение имеет предел по охлаждающей способности, которая по оценке [10], не может увеличить мощность более 12 %. Основными трудностями при осуществлении и эксплуатации устройств испарительного охлаждения являются борьба с уносом влаги в проточную часть, а также подготовка воды для впрыска в поток воздуха [11]. Одним из недостатков испарительного охлаждения рабочего тела является повышение расхода воды на собственные нужды ГТУ.

Такими испарительными устройствами следует пользоваться с осторожностью, поскольку конденсация и унос влаги способны ускорить загрязнение компрессора и, следовательно, снизить эксплуатационные характеристики установки. За такими системами ставят влагоотделители или слой прокладок для снижения вероятности уноса влаги. Диапазон температур наружного воздуха, в котором используется испарительное охлаждение, ограничен температурой 7 °С из–за возможной опасности обледенения компрессора при более низких температурах.

Авторы [12] разработали модели, с помощью которых они исследовали простую схему ГТУ с точки зрения увеличения выходной мощности и КПД, при охлаждении воздуха с помощью холодильной машины и охлаждении воздуха при помощи испарительного охлаждения. В результате сделаны выводы о том, что КПД и мощность газовой турбины это функции условий окружающей среды и отношения давлений в компрессоре газовой турбины. Расчёт проводился в диапазоне температур наружного воздуха от 30 до 50 °С и относительной влажности в диапазоне от 10 до 100 %, изменения отношений давлений при расчёте составляло от 8 до 12 единиц. В работе также проводят моделирование и сравнение двух видов охлаждения воздуха для простого газотурбинного цикла: в бромисто–литиевой холодильной машине и при помощи охлаждения впрыском воды перед компрессором газовой турбины. Вначале проводится моделирование установок с помощью систем уравнений материально–теплового баланса, при помощи которых определяется термический КПД установки и её выходная мощность. Для определения влажности воздуха авторы использую ранее разработанные программные продукты. Исследования проводились для одних суток самого жаркого дня августа в городе Джедда, с учётом изменения параметров воздуха в течении суток. В результате расчётов при использовании абсорбционного охладителя относительный прирост мощности составил 6,7 % при снижении термического КПД на 1,27 %

12

испарительное охлаждение показало повышение мощности на 2,56 % при увеличении КПД на 0,126 %. Тут необходимо отметить, что по мнению авторов охлаждение впрыском не снижает КПД установки в отличии от охлаждения в холодильной машине.

Охлаждение впрыском применяется также как и испарительное охлаждение в районах с низкой влажностью. При этом производительность газовой турбины с таким охлаждением выше, чем при испарительном охлаждении. Охлаждающую жидкость впрыскивают при помощи форсунок, подаваемую на распылительные форсунки, при давлении от 70 до 200 атмосфер в воздушный тракт на входе в компрессор. Размеры распыляемых капель составляют менее 1мм. При этом капли жидкости, попадающие в поток воздуха, испаряются, в результате чего от воздуха отнимается теплота парообразования. Сжатие воздуха в таких условиях сопровождается отводом теплоты, что уменьшает удельную работу компрессора.

Время подготовки к работе такой системы к работе является небольшим, отсутствуют затраты на перекачку большого количества воды как при испарительном охлаждении.

Результаты работы [13] сравнивают модель охлаждения ГТУ простого цикла при помощи впрыска и с помощью трубчатого змеевика. В работе представлены описания моделей змеевика, газовой турбины, компрессора с помощью уравнений материально– теплового баланса, учитывающих влажность воздуха. Ими построены зависимости поведения относительной мощности КПД и конденсируемой влаги в трубчатом теплообменнике от различных параметров термодинамического цикла и параметров воздуха. В заключении авторы утверждают, что увеличение максимальной производительности при таком охлаждение составляет от 1 до 7 %. Максимальное повышение КПД энергоустановки составляет 3 %. Эти результаты хорошо согласуются с работой [14]. Модель с трубчатым змеевиком в зависимости от условий наружного воздуха повышает мощность от 10 до 18 % в отличие от охлаждения впрыском, но при этом снижая чистую мощность ГТУ на 6 и 37 % соответственно из–за расходов воды в теплообменник.

По мнению авторов работы [15] впрыск воды туманными распылителями на входе в компрессор комбинированной парогазовой установки способен повысить её мощность на 8,3 %. Предельная влажность, достигаемая такой системой охлаждения, может составлять не более 95 %. Стоимость оборудования при установке такой системы

13

охлаждения увеличивается на 0,5 % а расход воды увеличивается на 4,2 % от общего расхода воды на ПГУ.

Российским учёными проведены подробные исследования параметров ГТУ с впрыском воды на входе в компрессор установки. При таком впрыске воды имеет место незначительная сепарация влаги, а в дальнейшем её испарение, связанное с некоторым возрастанием потерь – до 1,6 % на каждый 1 % впрыскиваемой воды по отношению к объёму воздуха. Снижение потребляемой компрессором мощности из–за испарительного охлаждения воздуха в процессе сжатия превышает дополнительные потери в компрессоре, вызванные влажностью воздуха.

Увеличение расхода газов через турбину в результате впрыска воды на входе в компрессор и увеличение его КПД (на 4 %) в целом улучшает работу ГТУ. Полезная мощность установки при впрыске от 0,5 до 2 % воды (по отношению к объёмам воздуха) возрастает на величину от 7,5 до 14 % при увеличении электрического КПД приблизительно на 3,5 %.

Встатье [16] системы впрыска и испарительного охлаждения признаются наиболее перспективными системами охлаждения, поэтому авторы статьи составляют климатические данные регионов по всему миру, где можно использовать системы впрыска или испарительного охлаждения. Критерием использования системы испарительного охлаждения авторы считают минимальную температуру влажного термометра 12,8 °С. Данные по числу часов возможного использования систем охлаждения приводятся для 106 регионов мира. По мнению авторов, такой анализ позволит при строительстве новых электростанций в этих регионах более точно оценить эффективность работы энергоустановок.

Вработе [17] авторы из Electric Power Research Institute приводят данные по испытанию системы охлаждения воздуха впрыском. Они утверждают, что разработанная ими система испарительного охлаждения позволяет насытить воздух до 100 % влажности. При этом, очистив его от тяжёлых капель с помощью Large Droplet Eliminator (уловителя больших капель), можно повысить мощность газотурбинной установки до 17,7 %. В то время как система испарительного охлаждения поднимает мощность до 14 %.

Выводы:

1. Эффективность впрыска воды и испарительного охлаждения в меньшей степени зависит от термодинамических параметров цикла

14

ГТУ, чем охлаждение воздуха в холодильных машинах (ХМ), в то время как изменение параметров цикла ГТУ при использовании ХМ может привести к изменению вырабатываемого тепла на выходе из газовой турбины, тем самым влияя на уровень охлаждения воздуха.

2.Максимально достижимый уровень поднятия мощности с помощью систем впрыска воды составляет 17,7 %, максимальное повышение мощности с помощью ХМ составляет 20 %.

3.Применение ХМ может приводить к снижению КПД установки при одновременном повышении мощности, установки систем испарительного охлаждения или впрыска при тех же условиях и менее значительном росте мощности к снижению КПД не приводят.

4.Срок окупаемости систем впрыска воды на порядок ниже, чем у ХМ, что может делать систему впрыска воды или испарительного охлаждения рентабельнее некоторых видов холодильных машин при определённых климатических условиях.

С учётом вышеперечисленного можно заключить, что системы охлаждения впрыском являются конкурентоспособными в технико– экономическом плане с остальными системами охлаждения.

Литература

1.Зысин, Л.В. Парогазовые и газотурбинные тепловые электростанции: учеб. пособие / Л.В. Зысин. – СПб.: Изд.–во политехн. ун– та, 2010. – 368 с.

2.Цанев, С.В. Газотурбинные и парогазовые установки тепловых электростанций / С.В. Цанев, В.Д. Буров, А. Н. Ремезов. – М.: Изд–во МЭИ, 2002. – 584 с.

3.Рабенко, В.С. Термодинамические циклы газотурбинных установок: учеб. пособие / В.С. Рабенко. – Иваново: Ивановский государственный энергетический университет имени В.И.Ленина, 2008. – 124 с.

4.Андреев, А.Ю. Проблема снижения эффективности работы ГТУ при повышении температуры наружного воздуха и пути ее решения / А.Ю. Андреев, А.Ю. Вяльцев, К.Г. Хрипунов // Физико– технические проблемы энергетики, экологии и энергоресурсосбережения: труды науч.–техн. конф. молодых ученых, аспирантов и студентов. – Воронеж: ФГБОУ ВО «ВГТУ», 2016. – Вып. 18. – 46–54 с.

5.Рабенко, B.C. Об особенностях эксплуатации энергоблоков ПГУ в климатических условиях России / В.С. Рабенко, И.В. Будаков.

–Энергосбережение и водоподготовка. – № 6. – 2010. – 1–5 с.

15

6.Omidvar В. Gas Turbine Inlet Air Cooling System / В. Omidvar // The 3rd Annual Australian Gas Turbine Conference – Melbourne, 2001.

–Pp. 150–157.

7.Шахин, Н. Системы охлаждения воздуха на входе в газотурбинные установки / Н. Шахин, Х. Акул, A.S. Friterm // Турбины и дизели. – 2011. – № 3,4. – 8–11 с.

8.Adel E. Heat–Recovery Cooling System to Conserve Energy in Gas– Turbine Power Stations in the Arabian Gulf / E. Adel, M. Nasser, A. Mohamed, A. El–Kalay // Applied Energy. – 1991. – Vol. 38. – Pp. 133–142.

9.Ondryas I.S. Option in gas turbine power augmentation using inlet air chilling / I.S. Ondryas, G.L. Haub // Journal of Engineering For Gas Turbine Power. – 1991. – Vol. 113. – № 2. – Pp. 203–211.

10.Johnson R.S. The theory and operation of evaporative cooler for industrial gas turbine / R.S. Johnson // Journal of Engineering For Gas Turbine Power. – 1989. – Vol. 111. – № 2. – Pp. 327–334.

11.Anon A. Fogging Improvements For Inlet Cooling Systems / A.Anon // Diesel and Gas Turbine Worldwide. – 2002. – Pp. 36–37.

12.Majed M. Performance enhancement of gas turbines by inlet air– cooling in hot and humid climates / M. Majed, K. Rahim, M. Galal // Int. J. Energy Res. – 2006. – Vol. 30. – Pp. 777–797.

13.Alhazmy M.M. Augmentation of gas turbine performance using air coolers / M.M. Alhazmy, Y.S. Najjar // Applied Thermal Engineering.

–2004. – Vol. 24. – Pp. 415–429.

14.Elliott J. Chilled Air Takes Weather Out of Equation / J. Elliott // Diesel and Gas Turbine Worldwide. – 2001. – Pp. 94–96.

15.Yilmazoglu M.Z. Effects of a fogging system on a combined cycle performance / M.Z. Yilmazoglu // Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers. Part A: Journal of Power and Energy. – 2010. – Pp. 76–77.

16.Mustapha C. Inlet fogging of gas turbine engines: climatic analysis of gas turbine evaporative cooling potential of international locations / C. Mustapha, B. M.–H. Cyrus // Proceedings of ASME Turbo Expo. – Amsterdam, 2002. – Pp. 325–331.

17.Stephen J. Capacity Enhancement for Simple and Combined Cycle Gas Turbine Power Plants / J. Stephen, P. Molis, L. Philip, F.Robert // Power–Gen International. – 1997. – pp. 4–8.

Воронежский государственный технический университет

16

УДК 621.184.52

С.А. Воробьев, студент; Ю.Н. Агапов, д.т.н., профессор

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ В КОТЛОАГРЕГАТАХ МАЛОЙ МОЩНОСТИ

Аннотация: в статье описывается воздухоподогреватель с центробежным слоем с промежуточным теплоносителем в виде мелкого дисперсного материала для совместной регенерации теплоты продуктов сгорания и окислителя

Ключевые слова: котлоагрегат, воздухоподогреватель, псевдоожижение, тепловая эффективность

Тенденцией многих десятилетий являлось стремление к централизации теплоснабжения на базе ТЭЦ и крупных котельных. Однако интенсивное строительство жилья в последние годы привело к значительному увеличению протяженности тепловых сетей и, соответственно, к сверхнормативным потерям теплоты при транспортировке теплоносителя. Это обстоятельство и объясняет, в основном, повышение интереса к автономным децентрализованным системам теплоснабжения. Для этих систем характерна малая протяженность или даже полное отсутствие тепловых сетей и использование котлоагрегатов малой мощности и невысокой тепловой эффективности. Эксплуатационный КПД (брутто) котлоагрегатов децентрализованного теплоснабжения составляет от 60 до 70 % при использовании твердого топлива и от 75 до 85 % – при работе на природном газе. Для разработки мероприятий по повышению тепловой эффективности таких котлов необходимо рассматривать структуру тепловых потерь.

Уравнение теплового баланса котлоагрегата в относительных единицах рассчитывается по формуле:

где q1 – полезная теплота, %; q2 – потери теплоты с уходящими газами, %; q3 – потери теплоты от химического недожога, %; q4 – потери от механического недожога, %; q5 – потери теплоты от наружного охлаждения, %; q6 – потери теплоты с физическим теп-

лом шлака, %.

Рассмотрим указанные статьи тепловых потерь более подробно.

17

Потери теплоты с уходящими газами зависят, в основном, от их температуры. В результате обработки опытных данных для котлов мощностью до 2,5 МВт получена эмпирическая зависимость:

где tуг – температура уходящих газов, °С.

Анализ формулы (2) показывает, что при температуре уходящих газов tуг 150…210 °С величина тепловых потерь составит от 7,5 до

11,5 %.

Потери теплоты от химического и механического недожога зависят от вида топлива и способа его сжигания. Так при использовании в качестве топлива природного газа на основании опыта эксплуатации котлов малой производительности можно считать,

что q3 0,5...1,0 , а q4 0 .

Для определения потери теплоты от наружного охлаждения по-

где Qk – теплопроизводительность котлоагрегата, МВт.

Из формулы (3) следует, что для котлоагрегата малой производительности ( Qk 2,5...3,0 МВт) величина тепловых потерь от

наружного охлаждения составит от 1,8 до 1,9 %.

Потери с физической теплотой шлаков при твердом шлакоудалении обычно невелики, а при использовании жидкого или газообразного топлива q6 0 .

Как показал проведенный анализ, повышение тепловой эффективности котлоагрегата может быть достигнуто, прежде всего, за счет уменьшения потерь теплоты с уходящими газами.

С понижением температуры уходящих газов на каждые 12–15 °С потери теплоты уменьшаются примерно на 1 %. Минимальная температура уходящих газов не должна быть ниже температуры точки росы, так как при конденсации паров влаги и наличии в дымовых газах окислов серы на поверхностях теплообмена образуется раствор серной кислоты, приводящей к интенсивности коррозии металла. Температуру точки росы дымовых газов обычно принимают равной температуре конденсации водяных паров при их парциальном давлении в продуктах сгорания и её величина составляет от 40 до 55 °С.

18

При разработке мероприятий по уменьшению потерь теплоты с уходящими газами возникает вопрос о направлении её использования. На наш взгляд, наибольшего внимания заслуживают утилизационные установки, повышающие эффективность самого котлоагрегата, например, за счет регенеративного подогрева окислителя, идущего на горение. Использование воздухоподогревателя позволяет не только повысить КПД котла, но и обеспечивает экономию топлива, величину которой можно определить по формуле:

к единице количества топлива, кДж/м3.

На основании формулы (4) построен график зависимости экономии природного газа газопровода Ставрополь–Москва при коэффициенте избытка воздуха в уходящих газах 1,4 и при темпера-

туре уходящих газов tуг 200 °С (рис. 1).

Как следует из графика, подогрев воздуха уже на 50…70 °С обеспечивает экономию сжигаемого природного газа от 2 до 3 %.

Рис. 1. Зависимость экономии топлива от температуры воздуха

Следует также отметить, что подогрев окислителя одновременно повышает температуру и интенсивность процесса горения и, тем самым, увеличивает теплопроизводительность котлоагрегата.

19

Вполне очевидно, что эффективность регенеративного подогрева воздуха во многом определяется типом теплообменного аппарата, применяемого для этих целей. Нами было проведено технико– экономическое сравнение наиболее распространенных в настоящее время видов воздухоподогревателей – трубчатого рекуператора (типа ВП), вращающегося регенератора (типа ВРТ) и регенератора с дисперсным промежуточным теплоносителем. Как показали расчеты регенератор с дисперсным слоем насадки по приведенным затратам в широком диапазоне температур примерно в 2 раза эффективнее ВП и в 1,5 раза – ВРТ. Из известных схем и конструкций регенераторов с дисперсной насадкой следует выделить теплообменник, у которого её циркуляция происходит за счет динамического воздействия потоков греющего пара и воздуха. Принципиальная схема такого воздухоподогревателя показана на рис. 2.

Рис. 2. Регенеративный теплообменник с центробежным слоем насадки

20