POLEPSZANIE WŁASNOŚCI UKŁADU STIG POPRZEZ PRZEGRZEW I CHŁODZENIE MIĘDZYSTOPNIOWE

34, s. 43-48, Gliwice 2007

POLEPSZANIE WŁASNOŚCI UKŁADU STIG

POPRZEZ PRZEGRZEW I CHŁODZENIE MIĘDZYSTOPNIOWE

K

J. J

, A

C

Streszczenie. Układ gazowy z wtryskiem pary do komory spalania STIG cha- rakteryzuje się interesującymi własnościami energetycznymi. Zarówno jego sprawność elektryczna jak i moc jednostkowa są wyŜsze niŜ prostego układu gazowego. Dalsze zwiększanie własności energetycznych moŜe być realizowane poprzez rozbudowę układu polegającą np. na zastosowaniu chłodzenia międzystopniowego spręŜanego powietrza jak i przegrzewu międzystopniowego rozpręŜanych w turbinie spalin. Największe przyrosty sprawności elektrycznej i mocy jednostkowej moŜna uzyskać, stosując oba te sposoby jednocześnie.

W niniejszej pracy przedstawione zostały niektóre wyniki obliczeń układu STIG z chłodzeniem i przegrzewem międzystopniowym uzyskane na drodze modelo- wania komputerowego. Przeprowadzone obliczenia wykazują moŜliwość znacznego podniesienia własności energetycznych w pewnych zakresach pod- stawowych parametrów termodynamicznych

1. WPROWADZENIE

Prosty układ STIG (Steam–Injected Gas Turbine) składa się z podstawowego układu turbiny gazowej i kotła odzyskowego. Układ rozbudowany z przegrzewem międzystopnio- wym rozpręŜanych spalin i chłodzeniem międzystopniowym spręŜanego powietrza wyposa- Ŝony jest w dwie komory spalania i chłodnicę międzystopniową [2], [3]. Chłodnica między- stopniowa umieszczona jest pomiędzy częściami nisko- i wysokopręŜną spręŜarki. Między spręŜarką a turbiną umieszczona jest pierwsza komora spalania, natomiast druga – między częścią wysoko- i niskopręŜną turbiny (rys. 1).

W układzie prostym powietrze zasysane jest z otoczenia do spręŜarki (1), w której na- stępuje spręŜanie. SpręŜone powietrze jest ogrzewane w wyniku spalania paliwa w komorze spalania. Podczas spalania zachodzą reakcje powodujące zmianę składu chemicznego czyn- nika. Maleje ilość tlenu, a pojawiają się produkty spalania, przede wszystkim dwutlenek wę- gla CO₂ i para wodna H₂O. Wieloskładnikowy czynnik jednofazowy rozpręŜany jest w turbi- nie, w wyniku czego następuje generowanie mocy mechanicznej na ruchomym wirniku tur- biny. Moc ta odprowadzana jest do spręŜarki i generatora elektrycznego.

Czynnik termodynamiczny po rozpręŜeniu w turbinie ma jeszcze stosunkowo wysoką temperaturę, co pozwala na wytworzenie w kotle odzyskowym pary przegrzanej. W kotle następuje więc ochładzanie czynnika rozpręŜonego w turbinie (po stronie gazowej) i jed- noczesne ogrzewanie wody, parowanie i przegrzew pary (po stronie wodnej). Wytworzona w kotle odzyskowym para moŜe być wykorzystana do celów grzewczych, bądź moŜe zostać skierowana do komory spalania, w której miesza się ze spręŜonym powietrzem lub gorącymi

spalinami, zwiększając strumień masy gazu rozpręŜanego w turbinie. Następuje takŜe zmiana własności termodynamicznych czynnika wraz ze wzrostem udziału pary. RozpręŜanie czyn- nika ze zwiększonym udziałem pary powoduje, Ŝe w turbinie generowana jest większa moc mechaniczna, co jest spowodowane przepływem przez turbinę większego strumienia masy czynnika i większym spadkiem entalpii właściwej czynnika.

S T

G 1

2 31

pow

pal

KO 5

6 7

8 para

PZ

KS

T 33

4 pal

32

S

KS CHM

21 22 23

LP HP HP LP

1 2

Rys. 1. Schemat układu STIG z międzystopniowym przegrzewem rozpręŜanych spalin i chłodzeniem międzystopniowy spręŜanego powietrza:

S_LP, S_HP – spręŜarka nisko- i wysokopręŜna, KS₁ i KS₂ – komory spalania, THP, TLP – turbina wysoko- i niskopręŜna, G – generator elektryczny,

KO – kocioł odzyskowy, PZ – pompa zasilająca

Działanie układu rozbudowanego jest podobne [4]. RóŜnica polega na wprowadzeniu chłodnicy międzystopniowej i drugiej komory spalania. Przy pomocy chłodnicy międzystop- niowej schładzane jest częściowo spręŜone powietrze. Po schłodzeniu spręŜanie kontynu- owane jest w spręŜarce wysokopręŜnej, a dzięki schłodzeniu powietrza moc potrzebna do uzyskania odpowiedniego ciśnienia jest mniejsza. Przegrzew międzystopniowy rozpręŜanych spalin realizowany jest w drugiej komorze spalania. Następuje w niej ponowne ogrzanie czynnika częściowo rozpręŜonego w wysokopręŜnej części turbiny. Spalanie dodatkowej ilo- ści paliwa w czynniku częściowo rozpręŜonym jest moŜliwe, wówczas gdy jest w nim jeszcze wystarczająca ilość tlenu do przeprowadzenia całkowitego i zupełnego spalania.

W układach z przegrzewem wtórnym bez wtrysku pary występuje niekorzystne zjawisko polegające na wzroście temperatury spalin opuszczających turbinę, co wiąŜe się ze wzrostem straty wylotowej. W układzie z wtryskiem pary wzrost temperatury spalin nie jest szkodliwy, poniewaŜ w kotle odzyskowym następuje odzysk ciepła niesionego przez spaliny. Wzrost temperatury spalin będzie owocował wzrostem temperatury pary wtryskiwanej do komory spalania, co ma korzystny wpływ na własności energetyczne, a do otoczenia zrzucany jest czynnik o stosunkowo niskiej temperaturze.

2. OBLICZENIA

Przeanalizowany został układ STIG z chłodzeniem międzystopniowym spręŜanego powietrza i przegrzewem międzystopniowym rozpręŜanych spalin, w którym para wtryski- wana jest tylko do pierwszej komory spalania. Obliczenia układu zostały przeprowadzone w szerokim zakresie spręŜu całkowitego πc, temperatury spalin na wlocie do turbiny t3, współczynnika podziału ciśnienia w turbinie k_πt i spręŜarce k_πc. W obliczeniach przyjęto na- stępujące zakresy zmiennych:

– całkowity spręŜ spręŜarki 2,0 < πc < 50,0,

– temperatura czynnika na wlocie do turbiny 600 < t³ < 1600 °C, – współczynnik podziału ciśnienia w turbinie 0,0 < kπt < 1,0.

45 – współczynnik podziału ciśnienia w spręŜarce 0,0 < kπc < 1,0.

W obliczeniach załoŜono ustalone wartości następujących parametrów:

– ciśnienie otoczenia p¹ = 0,1 MPa,

– temperatura powietrza na wlocie do układu t1 = 10 °C,

– temperatura czynnika chłodzącego na wlocie do chłodnicy t^w = 10 °C, – wilgotność względna powietrza na wlocie do spręŜarki ϕ1 = 60 %, – sprawność wewnętrzna spręŜarki ηic = 0,86,

– sprawność wewnętrzna turbiny ηit = 0,90, – sprawność mechaniczna turbozespołu ηm = 0,99, – sprawność elektryczna generatora ηg = 0,995,

– współczynniki strat ciśnienia na wlocie do spręŜarki, w chłodnicy, w pierwszej i dru- giej komorze spalania, komorze spalania oraz na wylocie z turbiny wynoszą odpo- wiednio: ξ1 = 0,007, ξ2 = 0,04, ξ3 = 0,03, ξ4 = 0,03, ξ5 = 0,035,

– straty ciepła w komorze spalania ξks = 0,01.

ZałoŜono takŜe, Ŝe w obu komorach spalania realizowane jest spalanie całkowite i zupełne, a woda podawana do kotła odzyskowego nie zawiera Ŝadnych dodatkowych składników ani zanieczyszczeń. Paliwem jest gaz ziemny o składzie: metan CH4 – 95 %, azot N₂ – 5 %.

Czynnik roboczy został zamodelowany jako gaz rzeczywisty, opisywany równaniem Penga–Robinsona:

) ( ) (

) (

b v b b v v

T a b

v T p R

−

⋅ + +

− ⋅

−

= ⋅ (1)

gdzie:

( ) ( )

[

]

2 2

1 26922

, 0 54226 , 1 37464 , 0 1 45724

, 0 )

( ⋅ ⋅ + + ⋅ω− ⋅ω ⋅ −τ

⋅

=

K K

p T T R

a (2)

K K

p T

b R⋅

⋅

= 07780, . (3)

Entalpia czynnika opisana jest zaleŜnością [1]:

∫∑

⋅

=

2

1 1

) (

T

T n

i

pi

i c T dT

g

h , (5)

gdzie: gi – udziały masowe poszczególnych składników cpi – ciepło właściwe poszczególnych składników.

Ciepło właściwe przy stałym ciśnieniu moŜna wyznaczyć z poniŜszej zaleŜności:

∫

−

=

p

p p

p dp

T T v c

c

0

2 2

0 , (6)

gdzie: cp0 – ciepło właściwe przy ciśnieniu p = 0.

Własności wody i pary wodnej opisano odpowiednimi pochodnymi cząstkowymi równania energii swobodnej Gibbsa g(p, T) [5]:

(

)

( )

T p

g (7)

p*

= p

π (8)

T T^*

τ = (9)

gdzie: p^*, T^* – parametry zredukowane, zaleŜne od regionu, R – indywidualna stała gazowa: R = 0,461 526 kJ/(kg K).

W celu jednoznacznego określenia podziału procesu spręŜania czynnika na część ni- sko- i wysokopręŜną spręŜarki konieczne było wprowadzenie współczynnika podziału przyro- stów ciśnienia k_πc, definiowanego jako stosunek przyrostu ciśnienia w części niskopręŜnej do całkowitego przyrostu ciśnienia w spręŜarce:

1 23

1 21

p p

p k _c p

−

= −

π (10)

gdzie: p₁, p₂₁ i p₂₃ – ciśnienie czynnika w poszczególnych punktach układu (patrz rys. 1).

PoniewaŜ współczynnik k_πc jest niewygodny przy prezentowaniu wyników, więc wprowa- dzony został dodatkowo współczynnik podziału przyrostów entalpii khc, definiowany jako stosunek przyrostu entalpii spręŜanego powietrza w części niskopręŜnej do przyrostu entalpii powietrza w obu częściach spręŜarki:

cHP cLP

cLP

hc h h

k h

∆ +

∆

= ∆ (11)

gdzie: ∆hcLP i ∆hcHP – przyrosty entalpii w częściach nisko- i wysokopręŜnej turbiny.

Intensywność chłodzenia międzystopniowego ma istotny wpływ na parametry spręŜa- nego powietrza oraz na własności całej instalacji. Jest ona tym większa, im niŜsza jest tempe- ratura czynnika chłodzącego oraz im większa jest sprawność chłodnicy międzystopniowej.

Sprawność ta ηch definiowana jest jako stosunek spadku temperatury chłodzonego powietrza do róŜnicy temperatur powietrza przed schłodzeniem i czynnika chłodzącego:

w

ch t t

t t

−

= −

21 22

η 21 (12)

Analogicznie do współczynnika podziału przyrostu ciśnienia w spręŜarce wprowa- dzony został współczynnik spadku ciśnienia w turbinie k_πt, rozumiany jako stosunek spadku ciśnienia w części wysokopręŜnej do całkowitego spadku ciśnienia w turbinie:

4 31

32 31

p p

p k _t p

−

= −

π (13)

gdzie: p₃₁, p₃₂ i p₄ – ciśnienie czynnika w poszczególnych punktach układu (patrz rys. 1). Dla ułatwienia prezentacji wyników wprowadzony został dodatkowo współczynnik podziału spadków entalpii kht, definiowany jako stosunek spadku entalpii w części wysokopręŜnej do spadku entalpii w całej turbinie:

tLP tHP

tHP

ht h h

k h

∆ +

∆

= ∆ (14)

gdzie: ∆htHP i ∆htLP – spadki entalpii w częściach wysoko- i niskopręŜnej turbiny.

NajwaŜniejszymi parametrami wyjściowymi otrzymywanymi jako wynik obliczeń są sprawność elektryczna układu ηel i jednostkowa moc elektryczna N_jel, definiowane następu- jąco:

47

FC WP f

el

el Q N N

N +

= +

&

η (15)

gdzie: N – moc elektryczna na zaciskach generatora, [W] _el

Q&f – strumień ciepła dostarczany z paliwem do komory spalania, [W], NWP – moc pompy wodnej, [W],

NFC – moc spręŜarki paliwa, [W],

m1

N_jel N^el

&

= (16)

gdzie: m&₁– strumień masy powietrza zasysanego do układu.

WYNIKI OBLICZEŃ

Przy pomocy wyŜej omówionego modelu przeprowadzono obliczenia układu dla zmiennych podstawowych parametrów podstawowych. Na rysunkach 2 i 3 przedstawiono niektóre wyniki tych obliczeń jako zaleŜność sprawności i mocy jednostkowej współczynnika podziału przyrostu entalpii w spręŜarce khc dla spręŜu odpowiednio: π = 10, 30 i 50, dla temperatury spalin na wlocie do turbiny nisko- i wysokopręŜnej t31 = t33 = 1000 °C oraz współczynnika podziału spadku entalpii k_ht = 0,8.

Rys. 2. ZaleŜność sprawności elektrycznej ηel

od współczynnika

podziału przyrostu entalpii w spręŜarce k_hc

dla spręŜu całkowitego πc = 10, 30 i 50,

temperatura spalin na wlocie do turbiny nisko- i wysokopręŜnej t31 = t33 = 1000 °C

Rys. 3. ZaleŜność elektrycznej mocy jednostkowej Njel

od współczynnika

podziału przyrostu entalpii w spręŜarce khc

dla spręŜu całkowitego πc = 10, 30 i 50,

temperatura spalin na wlocie do turbiny nisko- i wysokopręŜnej t31 = t33 = 1000 °C

WNIOSKI

Przeprowadzone analizy numeryczne wykazują, Ŝe istnieją duŜe moŜliwości podnie- sienia własności energetycznych układu gazowego z wtryskiem pary do komory spalania (STIG). Zarówno międzystopniowy przegrzew rozpręŜanych spalin jak i międzystopniowe chłodzenie spręŜanego powietrza mają istotny wpływ na jego własności energetyczne, szcze- gólnie na elektryczną moc jednostkową N_jel i sprawność elektryczną układu ηel. Wpływ ten zaleŜny jest od wszystkich rozpatrywanych parametrów wejściowych. Jednocześnie okazuje się, Ŝe przegrzew międzystopniowy ma znacznie większy wpływ niŜ chłodzenie międzystop- niowe. Jest to spowodowane rosnącym udziałem obiegu parowego w bilansie energetycznym wraz ze wzrostem temperatury spalin na wylocie z turbiny gazowej.

Podstawowym parametrem, od którego zaleŜy wartość przyrostu sprawności i mocy jednostkowej, jest współczynnik podziału spadków entalpii w turbinie k_πt. Współczynnik po- działu przyrostów entalpii w spręŜarce k_πc ma mniejsze znaczenie, a dokładne wartości tych współczynników odpowiadające połoŜeniu maksimów odpowiednich krzywych zaleŜą od innych parametrów. Niekorzystnym zjawiskiem jest występowanie maksimów krzywych sprawności i mocy jednostkowych dla róŜnych wartości poszczególnych współczynników.

W instalacjach energetycznych na ogół priorytetową rolę odgrywa sprawność, dlatego war- tość poszczególnych współczynników powinna umoŜliwiać pracę z maksymalną sprawnością, przy pewnej stracie mocy jednostkowej.

Przyrost sprawności i mocy jednostkowej układu jest zaleŜny zarówno od temperatury spalin na wlocie do turbiny t3, jak i od spręŜu π, przy czym oba parametry są ze sobą odpo- wiednio powiązane. Dla rozpatrywanych wartości temperatury t₃ wzrost pracy jednostkowej przekracza 45 %, natomiast wzrost sprawności moŜe wynieść ponad 15 % (dla t₃ > 1200 °C) w stosunku do układu STIG w konfiguracji podstawowej.

LITERATURA

1. Badyda K.: Zagadnienia modelowania matematycznego instalacji energetycznych.

Warszawa : Oficyna Wyd. Pol. Warsz., 2001.

2. Horlock J. H.: Advanced gas turbine cycles. Cambridge : Elsevier, 2003.

3. Jesionek K., Chrzczonowski A.: Improvement of STIG system energy properties through interstage gas reheating. W: Stiinta moderna si energia XXVI. Producerea, transportul si utilizarea energiei, Cluj-Napoca, Rumunia, 2007, s. 17-24.

4. Kail C., Rukes B.: Fortschrittliche Gas- und Dampfturbinenprozesse zur Wirkungsgrad- und Leistungssteigerung bei GUD–Kraftwerken. VDI–Berichte 1995, nr 1182, s. 71 – 87.

5. Wagner W., Kruse A.: Properties of water and steam. The Industrial Standard IAPWS–

IF97 for the Thermodynamic Properties and Supplementary Equations for Other Properties. Berlin : Springer Verlag, 1998.

IMPROVEMENT OF STIG SYSTEM ENERGY PROPERTIES THROUGH INTERSTAGE AIR COOLING AND GAS REHEATING Summary. Steam injection in gas turbines is interesting technology with good energetic and ecological properties of gas turbines. In this applications the heat of exhaust gasses is used to produce steam, that is injected in the combustion chamber of gas turbine. The steam injection increase the power and efficiency of the installation. There are some possibilities to increase the properties of STIG turbines, for example air cooling and gas reheating. In this paper is shown some results of calculations of such STIG turbine. There were analyzed the influence of main thermodynamical parameters in the power and efficiency of the gas turbine.