автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Утилизация вторичных энергоресурсов газовых двигателей и газотурбинных установок с использованием тепловых насосов

На правах рукописи

АНТИПОВ ЮРИЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ

УТИЛИЗАЦИЯ ВТОРИЧНЫХ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ И ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ

05.04.02 - тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва -2005 г.

Работа выполнена на кафедре теплотехники и турбомашин инженерного факультета Российского университета дружбы народов

Научный руководитель:

кандидат технических наук, доцент Шаталов И.К.

Официальные оппоненты"

доктор технических наук, профессор Гусаков C.B.

кандидат технических наук, доцент Орехов В. К.

Ведущая организация

Московский государственный технический университет (МАМИ)

Защита диссертации состоится L 6 июня 2005 г. в 15 часов, на заседании диссертационного совета К 212.203.12 в Российском университете дружбы народов по адресу 117302, Москва, ул. Подольское шоссе, 8/5

С диссертацией можно ознакомиться в Научной библиотеке Российского университета дру»,Лы народов по адресу 117)98, Москьа, уп ГИиклу»о Маклая, 6

Автореферат разослан

2005 г

Ученый секретарь

диссертационного совета К 212 203.12, кандидат технических наук, доцент

JI В Виноградов

2006-4 ¿Ш9Ш

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность исследования. Тепловые двигатели являются главными потребителями органического топлива, запасы которого, особенно жидкого, ограничены Кроме того, на эти двигатели приходится основная часть вредных выбросов в атмосферу.

Работа посвящена снижению потребления топлива путем утилизации теплоты газовых поршневых двигателей с искровым зажиганием и газотурбинных двигателей (ГТУ), приводящих компрессоры тепловых насосов (ТН) Таким образом, рассматривается возможность утилизации вторичных энергоресурсов самих двигателей (теплоты отработавших газов, масла, охлаждающей воды), так и низкопотенциальной теплоты окружающей среды (воздуха, грунта, воды водоемов). Последнее осуществляется с помощью тепловых насосов.

В ТН осуществляется обратный термодинамический цикл, повышающий температуру природных или искусственных источников (воздуха или воды), что позволяет применить эту теплоту для отопления. Таким путем можно получить в 1,5-2,0 раза больше теплоты, чем при простом сжигании топлива Правда при этом надо произвести значительные капитальные затраты, в несколько раз превышающие те, которые необходимы для постройки обычных водогрейных котлов Принцип работы ТН известен с XIX века Однако их применение долго сдерживалось высокой стоимостью изготовления ТН и низкой стоимостью топлива, минимум которой наступил в 60х годах XX века

Энергетический кризис 1973 г., нынешние цены на энергоносители и с другой стороны, совершенствование технологий, относительное снижение стоимости производства сложных энергетических машин изменили ситуацию Сложились экономические основания для внедрения сравнительно сложных установок для утилизации теплоты и экономии топлива, какими являются ТН К этому надо добавить, что экономия в потреблении тепловыми двигателями тетива одловрсмсмч! уменьшает «реднън' выброс^ в лгмос!Ьеру, ее теплово-загрязнение.

Важность проблемы экономии топлива на государственном уровне подтверждается тем, что в Российской Федерации был принят в 1996 году закон об энергосбережении. Федеральный Закон «Об энергосбережении» стал первым документом в российском праве в области эффективного и рационального использования топлива - энергетических ресурсов Этот закон утвердил основные принципы энергосберегающей политики государства, а также рыночно ориентированные механизмы её осуществления.

Из сказанного выше можно сделать вывод о том, что углубленная утилизация теплоты тепловых двигателей является важнейшим направлением энергосбережения, а тема диссертации весьма актуальна

Цель работы повышение эффективности гачоаых Оаигатечеи и газотурбинных установок включением в схему утилизации их вторичных энергоресурсов теплового насоса.

Задачи исследования: 1 разработать программу расчета основных параметров теплового насоса на ПЭВМ с учетом изменения тепловой эсЬсЬекшвности теплообменников.

2 провести расчетно-теоретический анализ влияния различных факторов на эффективность теплового насоса;

3 обосновать применение газовых поршневых двигателей в установках с утилизацией теплоты с тепловыми насосами' выбор их основных параметров и анализ условий работы на разных нагрузках и температурах,

4 провести расчетно-теоретический анализ использования газотурбинных установок для привода компрессора теплового насоса с последующей утилизацией отработавших газов ГТУ;

5 уточнить методы определения температуры отработавших газов порпгневых газовых двигателей и ГТУ, а также их температурных харакперистик;

6 получить и проанализировать зависимости для определения коэффициента использования теплоты газовых двигателей и ГТУ, приводящих компрессоры тепловых насосов;

7 провести экспериментальные исследования работы тепловых насосов на различных режимах.

Объект исследования. Экспериментальная часть по исследованию работы теплового насоса на режимах частичных нагрузок выполнена на специально созданной в лаборатории кафедры теплотехники и турбомашип Российского университета дружбы народов экспериментальной установке

Научная новизна диссертационной работы:

■ внесены изменения в методику расчета теплового насоса для определения его параметров на частичных режимах при изменении тепловой эффективпости теплообменников;

■ в качестве привода компрессора ТН был рассмотрен газовый двигатель с искровым зажиганием, потребляющий более дешевое топливо,

■ выявлены области но мощности использования ДВС и ГТУ для привода компас,--л^к! теплового тсоса Сч-'я ЯВС • ?. Ъ МВт, П V - более 3МБ-.),

" предложены формулы для определения температуры и теплоты отработавших газов для газового двигателя и ГТУ;

■ создана установка для исследования 7Н при разных режимах работы и на различных рабочих агентах

Практическая значимость работы заключается в юм, что-■созданная для испытания теплового насоса установка позволяет производить экспериментальные работы с целью уточнения методики определения коэффициента преобразования и учетом особенностей его работы на различных режимах,

■предложенные формулы для определения температуры и геплоты отработавших газов газового двигателя позволяют получить количественные результаты эффективности схем с тепловым насосом,

■предложенные схемы утилизации вторичных энергоресурсов газовых двигателей и ГТУ с применением теплового насоса позволяют существенно повысить эффективность использования первичного топлива

Реализация результатов работы Результаты проведенного исследования используются при выполнении научных работ кафедры теплотехники и турбомашин Российского университета дружбы народов, а также при подготовке магистров и аспирантов.

Апробация работы. Основные положения диссертации доложены и обсуждены на научно-технических конференциях Российского университета дружбы народов на заседании секции «Теплотехника и турбомашины» (Москва, 2000 - 2005 г.г.). Диссертационная работа заслушана и обсуждена на совместном заседании кафедр теплотехники и турбомашин и комбинированных ДВС в 2005 г

Публикации. По теме диссертации опубликовано восемь научных статей

Структура и объем работы. Диссертация содержит 127 страниц основного текста, состоящего из содержания, введения, пяти глав, включающих в себя 48 рисунков, 16 таблиц, и выводов; список использованной литературы из 95 наименований на 8 страницах.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы повышения экономичности и экологической безопасности работы газовых двигателей и ГТУ включением в схему утилизации теплоты вторичных энергоресурсов с применением тепловых насосов

В первой главе диссертации проведен анализ способов утилизации вторичных энергоресурсов тепловых двигателей. Рассмотрены и проанализированы схемы утилизации включающие тепловой насэс Обоснованы и поставлены н=чь ¡1 задачи дальнейшею исследования

Н настоящее ¿;;емя энсргосбере! ающая политика признака главным приоритетом шергетической стратегии России В соответствии с законом «Об энергосбережении» энергетический ресурс - это носитель энергии, который используется в настоящее время или может быть полезно использован в перспективе, вторичный энергетический ресурс - энергетический ресурс, получаемый в виде побочного продукта основного производства или являющийся таким продуктом. Разработка и внедрение ТН полностью подпадает под понятие «энергосбережение», в частности эффективного использования вторичного энергетического ресурса.

Можно утверждать, что основное направление технического прогресса в теплоэнергетике, в области превращения теплоты в работу, заключается в повышении средней температуры подвода теплоты в теплосиловой цикл и в снижении средней температуры отвода теплоты из цикла Условия практической реализации этих основных направлений энергетического прогресса в значительной мере зависят от вида применяемых энергоносителей

Газ является одним из таких энергоносителей, существенно упрощающим задачу повышения средней температуры подвода теплоты в теплосиловой цикл так как повышение температуры газа не связанно с повышением его давления

3

Поэтому в настоящее время на практике все большее применение находят газотурбинные установки и газовые двигатели

Стационарные ДВС (дизели и газовые двигатели) используются для выработки электроэнергии в отдаленных районах с малым энергопотреблением В России - это районы крайнего севера, горные районы Широко применяются стационарные ДВС в развивающихся странах - Камбодже, Индонезия, страны Африки и Арабского Востока Преимущество ДВС - высокая экономичность (дизели имеют 1^=40-45%, газовые двигатели т]с=32-34%) Недостатки малая единичная мощность, высокая стоимость. Однако в тех случаях, когда помимо электроэнергии используются теплота отработавших газов и охлаждающей воды ДВС, такие установки становятся реальными конкурентами ПТУ

В последнее время в связи с постоянно растущей ценой на электрическую и тепловую энергию потребители проявляют большой интерес к децентрализованным источникам онерго- и теилообеспечения своих предприятий За рубежом и в России все чаще для таких целей внедряются так называемые, когенерационные технологии, т.е установки комбинированной выработки тепловой и электрической энергии, включающие в себя тепловой двигатель, использующий в качестве топлива природный газ, и тепловой насос

Схема, получившего наибольшее распространение, парокомпрессионного теплового насоса, работающего на легкокипящих жидкостях, показана на рис 1 , а его теоретический цикл приведен на рис. 2.

Проведенные экономические расчеты показали, что использование утилизационных установок с ТН, приводимых ГТУ, экономически более эффективно, чем применение ТЭЦ или газовых котельных По сравнению с ТЭ11, использование ТН снижает капитальные затраты в 4 раза при этом значительно улучшается экологическая ситуация, выбросы в атмосферу оксидов азота NOx, например, сокращаются в 2-4 раза по сравнению с использованием водогрейных котлов или электрического отопления

Рис 1. Схема ТН на фреоне Д -дроссельный вен гиль, И испаритель, К -конденсатор, КР - компрессор, ПО -переохладитель, температура

1еплопотребителя на входе и выходе в ТН, 'ш >'щ температура низкопотенциально! о источника теплоты на входе и выходе из ТН

Рис 2 Теоретический цикл парокомпрессионно! о ГН, работающего на легкокипящих (фреон, аммиак, SOj, ( Oí и г д.) веществах, в lg(P)-I диа1рамме

Анализируя опубликованные отечественные и зарубежные работы, молено сделать следующие выводы применение ТН, компрессоры которых приводятся

4

тепловыми двигателями, позволяют в 1,5 2 раза уменьшить расход топлива на отопление, снизить в два и более раз вредные выбросы в атмосферу, утилизация вторичных ресурсов тепловых двигателей, приводящих ТН, позволяет повысить температуру воды, идущей к потребителю на 30 ,.40иС, наиболее целесообразными для привода ТН в области малых мощностей являются поршневые двигатели, работающие на природном газе и газотурбинные установки Однако имеется ряд проблем, сдерживающих широкое внедрение в практику ТН в сочетании с тепловыми двигателями К ним следует отнести недостаточно исследованы условия совместной работы газовых и газотурбинных двигателей совместно с компрессорами ТН, почти не загронуты проблемы, связанные с эксплуатацией установок с ТН на частичных нагрузках и при низких температурах воздуха. Хотя наибольшее потребление теплоты приходится именно на холодный период года, но в летний период двигатели установок часто работают на частичных режимах Недостаточно исследована работа поршневых газовых двигателей с искровым зажиганием.

При рассмотрении в качестве приводных двигагелей ГТУ, газовых двигателей и дизелей, во многих работах исходят из того, что закономерности рабочих процессов в этих двигателях подчиняются теоретическим циклам Брайтона, Отто и Тринклера (смешанного сгорания) Если последние два цикла с очень большой натяжкой можно использовать для анализа (учитывая, что эффективный КПД ДВС пропорционален теоретическому (термическому) КПД), то для цикла ГТУ использование цикла Брайтона для конкретных расчетов приводи г к очень большим ошибкам.

Для исследования утилизации вторичных ресурсов большое значение имеет определение теплоты и температуры отработавших газов Имеющиеся зависимости требуют уточнения, а в ряде случаев и замены Кроме тою, необходимо более подробно, в том числе и экспериментально, иссчедоватъ работу ТИ на частичны* режимах, определить их влияние на коэффициенты

преобразования коэффициенты использования топлива Кт =- и зависимость

этих коэффициентов от разности граничных температур на выходе и входе в III

Во второй главе рассмотрено влияние различных факторов на эффективность работы компрессионного ТН в том числе и на величину коэффициента преобразования и коэффициента использования теплоты топлива Уточнена существующая методика расчета параметров теплового насоса, а именно предложен способ определения тепловой эффективности теплообменника.

Эффективность ТН компрееэюнного типа можно оценивать лвумя величинами' коэффициентом преобразования j.i, равным отношению теплового потока О™, создаваемою тепловым насосом, к мощности, затрачиваемой на привод компрессора, и разностью граничных температур AT" Т То между температурами теплоносителя, идущег о к потребителю и низкопотенциального источника теплоты

От величины ji зависит коэффициент использования теплоты топлива К, -Q/Q-, равный отношению теплового потока на выходе из теплоутилизационной установки Q к химической теплоте топлива (jtQ,,11 Расчет

и эксперименты показывают, что па рост коэффициента К, решающим образом влияет коэффициент преобразования ц Но разность граничных температур в ТН ДТ в некоторых случаях имеет даже большее значение, чем щ так как для целей обогрева необходимо иметь достаточно высокую темпера гуру на выходе из конденсатора ТН

Величину тепловой эффективности теплообменника можно определить следующим образом. Для теплообменника-нагревателя

Е - (ь" -ъ) / (1,' - (2)

Для теплообменника охладителя

Е^'-О/в'^г).

В этих формулах индексом "1" обозначено горячее рабочее тело, индексом "2" - холодное Один штрих обозначает вход, два штриха выход из теплообменника.

Использовав уравнения для расчета теплообменника, получена формула для вычисления тепловой эффективности нагревателя

w.

I - ехр

Е =-

' wll >|/kF|

w,

^ 2) 1 J

W,

W.

W.

-exf

f UJ \ 1 1 4/xfi

w,

k 2) 1

где \У| и W2 - водяные эквиваленты горячего и холодного рабочих тел, к -коэффициент теплопередачи; р] - поверхность со стороны горячего рабочего тела; *Р - коэффициент, учитывающий характер тока Для противотока 1Р = 1, для простого поперечного тока Ч* = 0,6-0,7.

Водяные эквиваленты равны произведению расхода на теплоемкость рабоче! о тела, т. е.

\У, = С,Ср1; \У2 = С2ср,

Если водяпые эквиваленты равны, т е Wl = W2 = V/, то получим

, И/ I '

Е = I + ■

у

I, 4«F) )

На рис 3 приведена зависимость удельной поверхности F/G теплообменника от тепловой эффективности Видно, что с ростом Е величина F/G быстро увеличивается и при F—> 1 F/G —со Поэтому обычно тепловая >ффектирность не превосходит 0,8-0,9 Зная тепловую эффективность, можно найти температуру нагреваемого тепа на выходе из теплообменника

t2" = t2' + E(t,'-t2')

С увеличением температурного напора в конденсаторе ТН АТК увеличивается работа компрессорч что приводит к снижению коэффициента преобразования Увеличение температурного напора в испарите те ЛТИ также увеличивает работу компрессора и снижает ji

Из расчетов следует, что для повышения коэффициента преобразования пало уменьшать температурный напор в теплообменниках Л7 ' - ЛГ 4 д/и, правда это потребует увеличат. поверхность и массу теплообменника, iак как тепловой поток связан с ЛТ известным соотношением О - к F AT'

Для анализа влияния перегрева на параметры ТН был проведен расчет для нескольких значений степени перегрева - от 0 до 40 'С. Для фреонов наиболее характерная степень перегрева рабочего агента перед компрессором 10-30 С. Результаты расчетов представлены на рис.4.

Перегрев рабочего агента перед сжатием в компрессоре может быть заданным с тем, чтобы не допустить попадания жидкой фазы рабочего агента в компрессор или его образования в процессе прикрытия регулирующего вентиля. Из представленных на рис. 4 кривых следует, что перегрев рабочего агента перед компрессором должен быть минимальным Подогрев рабочего агента перед компрессором увеличивает работу компрессора, однако при этом коэффициент преобразования снижается незначительно (при А^ = 30"С снижение р составляет 3-5%) Это объясняется тем, что вся дополнительная работа возвращается в виде полезной теплоты. Её величина должна обеспечить надежную работу компрессора, особенно поршневого из-за возможности гидравлического удара

По результатам проведенного теоретического исследования можно утверждать, что теоретический коэффициент преобразования ТН больше всего зависит от разности граничных температур ДТ (разность между температурой теплоносителя на выходе из конденсатора и температурой ИНТ на входе в испаритель) и с её увеличением сильно уменьшается.

Действительный коэффициент преобразования р. уменьшается по сравнению с теоретическим из-за потерь теплоты ("недоохлаждения") в теплообменниках, потерь в компрессоре и механических потерь Опыты и расчеты показывают, что при ДТ = 20 °С величина р. составляет 4,5 - 6,5, при ДТ = 30 °С рд = 3-5, а при ДТ = 40 "С |Тд = 2,5-4 Таким образом, в действительном цикле коэффициент преобразования 1акже сильно падает с ростом ДТ

»- г 1 [ / /

------ 1 / / / / 2

! | 1

5 7,5 ю Степень перегрева,°С

Рис 3 Зависимое |ъ удельной поверхности теплообмешшка от тешю'юй эффективности. 1- поперечный ток, 2 - противоток

КПД компрессора практически линейно впияет на р. При увеличении 11, с 0,8 до 0,9 коэффициент преобразования увеличивается на ~10 % Для получения

Рис. 4 Зависимость относительной работы компрессора от степени перегрева перед компрессором. 1-11-22, 2 - Я-134а, 3-Я-142Ь

приемлемого коэффициента преобразования ТН увеличение температуры низкотемпературного теплоносителя АТ следует выбирать порядка АТ =25-35 'С, что позволит получить р — 4,5 -3,5

'Гретья глава посвящена вопросам утилизации теплоты газовых двигателей Обоснован выбор типа двигателя, рассмотрены особенности применяемого газового топлива, рассмотрены основные показатели газового двигателя с искровым зажиганием, исследованы его экономичность и мощность, предложена зависимость для определения температуры отработавших газов, проанализированы частичные и температурные характеристики Подробно исследована возможность работы газового двигателя в утилизационных схемах совместно с тепловым насосом

Для привода компрессора ТН при определенных условиях вполне целесообразно использовать газовые двигатели В том случае, если используются поршневые или винтовые компрессоры, последние могут быть напрямую соединены с двигателем Если же применяются осевые или центробежные компрессоры, то их соединение с двигателем происходит через зубчатый ускоритель Как показал проведенный анализ, наилучшим топливом для газовых двигателей работающих совместно с ТН является сжатый природный газ

Установлено, что четырехтактные газовые двигатели с искровым зажиганием целесообразно применять для привода ТН, имеющего мощность компрессора до 1000 2000 кВт Их преимущество перед дизелями и газодизелями заключается в отсутствии расхода жидкого топлива Кроме того, эффективный КПД газовых двигателей составляет 33-35% При работе на природном газе степень сжатия газового двигателя выбирается в пределах 8-12, причем меньшие цифры относятся к двигателям с наддувом.

Обобщая результаты экспериментов и использовав формулу для октанового 'гисла, получена формула для учета влияния давления падлуея ма допустимую степень сжатия

е,-«9----2,(р._рнХ

125 + 0,020 ЮЛО,-25)"-ОЧ

где О - диаметр цилиндра, мм; Р( и Р„ - давления наддува и окружающей

среды в МПа, ОЧ - октановое число топлива, определенное по моторному методу

Исходя из анализа результатов испытаний двигателей, можно считать, что

для газового двигателя без наддува (Рк - Рн = 0; ^ - ^ = 0) степень сжатия по

условиям детонации при ОЧ = 100-105 может достигать 12-14 При наддуве Рк

0,14 - 0,16 МПа степень сжатия должна быть снижена до 10-12, а если не

применяется промежуточное охлаждение воздуха до 8-9 Для ограничения

максимального давления сгорания в двигателях е <10-12

При работе на природном газе коэффициент избы тка воздуха а - 3600<\

выбирается равным 1,4-1,6, что обеспечивает устойчивое сгорание, высокую экономичность и умеренную теплонапряженность двигателя

Получена формула для определения удельной теплоты (эшальпии) отработавших газов для двигателей без наддува и с наддувом.

[1 ^ 1 ор

а (р Ь,] 1 + а ф

Входящая в эту формулу относительная потеря теплоты в охлаждающую воду (жидкость) Ч„=®Уг\ по данным испытаний газовых и бензиновых

/ ^г

двигателей составляет 0,2 - 0,25. Относи гельная потеря теплоты в масло Чм - включает теплоту трения деталей ДВС и теплоты, полученная маслом

/"г

о г горячих деталей стенок и крышки цилиндров. Остаточный член с|л1

/ VI

включает потери теплоты на неполноту сгорания, диссоциацию газов и теплоотдачу в окружающую среду Обычно - 0,02 - 0,04

Данная формула отличается от соответствующих уравнений, приведенных в работах Д А Портнова и Г Ю Степанова тем, что в нее входит эффективный КПД, а не индикаторный, что удобнее, кроме того, в нес входит температура воздуха на входе в двигатель, а не температура во впускном коллекторе 4 Для двигателя без наддува 1к ~ , однако при использовании наддува ^ »1н, поэтому использование /и удобнее чем 1к. Наконец, в этом уравнении и является температурой не в выпускном коллекторе, а на выходе из двигателя, ! е при газотурбинном наддуве это температура на выходе из турбины В этом случае для расчета утилизации теплоты отработавших газов это также удобно При рекомендуемых а температура отработавших газов составляет 520-580°С

Результаты расчетов приведены в табл 1 и на рис 5 На этих же графиках приведены данные испытаний газового двигателя 1 ГУ 18/22 при разных г - 7, 9, 11,6; 13 и 14 Видно достаточно хорошее совпадение расчетов с экспериментом Более высокая температура отработавших газов, полученная расчетом, обьясняетоя охлаждением выпускного коллектор? испытанного двигателя

Из оче 5 видно, чго прп е - ? - 12 и а ~ ! ,4 юмлератург отработавших газов составляет 580-520 °С, а количество теплоты равно (670 - 624) 10 Дж/;а

_ _ __Таблица!.

-___ 8 параметр ■— 6 8 10 12 14

Ч, 0,34 0,38 0,416 0,43 0,45

Че 0,27 0,306 0,33 0,35 0,16

Р» МПа 0,65 0,725 0,80 0,825 0,86

1'е, МПа 0,562 0,630 0,69 0,71 0,745

1ЧЛ, кВт/л 2,8 3,15 3,45 3,56 3,73

0,23 0,22 0,22 0,21 0,20

Чм 0,07 0,07 0,07 0,07 0,07

Ч„., 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03

Ч, ~> П. Я« <1., 0,38 0,37 0,35 0,34 0,3 3

1,-С^ 1, 10"\ Дж/кг 690 670 634 624 620

1г ''< ' 605 585 555 525 500

При переходе на частичные нагрузки экономичность газовых двигателей снижается, при .У. - 0,5 и И, = 0,2 удельный расход топлива повышается соответственно на 15-20% и 60-80%, что примерно совпадает с цифрами для двух-и трехвальных ГТД.

Получены формулы для определения мощности и экономичности газовых двигателей в зависимости от температуры окружающей среды.

А

N.

288 Т„-Пм„

1-0-»ь

" 288

Лм.

Ь. 1-0-Л „,)• %88 На рис 6 приведены зависимости мощности и удельного расхода топлива газового двигателя от температуры, определенные по вышеуказанным формулам при г}Мо = 0,85 Там же нанесены зависимости для бензинового двигателя Видно, что при температуре воздуха - 20 °С мощность газового двигателя возрастает на 17%, а бензиновою на 7% Удельный расход топлива снижается, соответственно, на 2,5 и 4,5% р.. р,

О 9 0,8 0.7 0,6 1. П. О 46 0.42 0.38 0.34 О 30

(г ."С

<.оо

550 500

1

-

I

- 1

^— ! ;

^^г-

- 1

19

1 ! у .....1

-!

А

1 ' 1 : ! 1 ^ ■ . 1

1 1 1 1 1 Г! • • '

-20 -10

30 ^Т

Рис. 5. Зависимость параметров газового Рис б Зависимость мощности и удельного двигателя от степени сжатия: расхода топлива от температуры окружающей

__- расчет;___- двигатель 1ГЧ18/22 среды для газовых (1) и бензиновых (2)

двигателей

При снижении температуры воздуха до -20°С мощность I азовых двигателей повышается на 15-17%, что выше, чем у бензиновых (6-8%).

Получены уравнения для вычисления количества теплоты и коэффициента использования топлива при ее утилизации в установках с ТН , приводимых газовыми двигателями.

{'> = <2тн+0тп+0» + &,>

где О - теплота (тепловой поток)- 0!ш-СчС/>%): ()и - О с/,, - теплота охлаждающей жидкости (воды), теплога масла, Оп - /М1еплота,

получаемая в ТН, - температура отработавших газов. Коэффициент использования топлива

Кг =■

— + ч* + Чи

а — (К

При расчете установки для утилизации теплоты с газовым двигателем мощностью 1500 кВт, были получены результаты, представленные в табл 2, где (2П1 - количество теплоты, полученной в ТН, К г - коэффициент использования топлива, теплота масла.

Расчеты показали, что при утилизации теплоты газового двигателя, работающего совместно с компрессором ТН при коэффициенте преобразования равном 3, можно достичь коэффициента использования топлива, равного 1,495 при утилизации теплоты смазочного масла и 1,42 - без утилизации э гой теплоты При отсутствии ТН коэффициенты использования топлива соответственно равны 0,835 и 0,765 Таким образом, применение ТН увеличивает коэффициент использования топлива примерно в 1,8 раза.

Таблица 2.

и 1,0 2,0 2,5 3,0 4,0

0Т„, кВт 2000 4000 5000 6000 8000

Ут 0,835 1,12 1,31 1,495 1,825

Кт=—,Чм =0 (Л 0,765 1,05 1,22 1,425 1,755

! 1,59 1,79 2,17

=0 1 1,44 1,62 1,85 2,29

В четвертой главе диссертации рассматриваются вопросы утилизации теплоты ГТУ, проанализированы её типы и основные параметры Рассмотрен),I температурные характеристики, предложены формулы для определения удельной мощности, количества теплоты и температуры отработавших газов ГТУ

Проведенный теоретический анализ позволяет утверждать, что для привода компрессоров ТН могут применяться только ГТУ со свободной силовой турбиной - двух- или трехвалъные без регенерации теплоты Целесообразно использован, также ГТУ мошноегью не менее 3 4 МВт, так как при меньших мощностях их эффективный КПД снижается до 0,28 0,30 и менее

На основе уравнения баланса теплоты получена формула ття опрелеч^ния температуры отра5отавших газов и удельной мощности П У любого типа

0

1000ЛГ

О

' Чм - </.,

В этом уравнении

3600С 1 36000' „„ Ыи „ N

«¿о =--+ 1 = 1 +-^ = 1,01-1,оз, = ——, лгк)

Ог аЬ0 Ог 0Т (<е

Ч„=1-ПК= 0,01-0,03. В данном уравнении температура газа перед турбиной высокого давления /" входит в скрытой форме через Л^. Формула может быть применена для одновальных и многовальных ГТУ как с регенерацией, так и без регенерации теплоты.

При отсутствии промежуточного охлаждения воздуха = 0 Для трехвальной ГТУ'

г \

=Мк1{1-1м,)+Н1.г{1-т1м,)+Не--1 , </.,, ^пМ-Чи, --'/и )>

где - мощности каскадов низкого и высокого давления, пм„~

механический КПД силовой турбины, включая редуктор

Для двухвальной ГТУ приближенно примем, что - 2Ыс, получим

Ям - 2цМт -г/Мгс)

Для одновальной ГТУ

где г, -механический КПД редуктора В среднем, можно считать цм =0,01-0,015

Можно произвести приближенный расчет удельной мощности, сведя двух и трехвальные ГТУ к одновальной Тогда

1 = - = ПмР, о„ГГг - \1ть - < 'р. Ч

1 А.

( I

V

где и1 -1 + ——-.с - (',х - отно'чт-иььгмй отбог) воздуха на охлаждение //,_-

а/.„ "" (т.

суммарный механический КПД 1ТУ.

Мощность ГТУ растет с уменьшением температуры окружающей среды У двухвальных ГТУ этот рост составляет 0,8 1% на градус, а у трехвальных -1,2 1,3 Таким образом, при температуре воздуха -10°С мощность трехвальной ГТУ возрастает на 30% и более, а у двухвальных на 25%

На частичных нагрузках эффективный КПД двухвальных и трехвальных ГТУ снижается примерно одинаково - на 20 ..25% при А\ -= 0,5 и 70 80% при N.. = 0,2 Эти цифры близки к таковым для двигателей с искровым зажиганием

Схема утилизации теплоты, вырабатываемой ГТУ одновременно приводящей компрессор ТН, представлена на рис 7

Получено уравнение для определения количества теплоты и коэффициента использования первичного топлива при её утилизации в установках с ТН, приводимых ГТУ

о = от +0 тог

где д - теплота, отдаваемая потребителю,()70Г =(!г('ш <„)- теплоьч, отдаваемая отработавшим 1аззм,~(Л<7« ~ теплота масла,Отн =/гД'1 - теплота,

температура отработавших газов, выходящих и;

получаемая в ТН,^ теплообменника.

Коэффициент использования топлива ГТУ

r„r(l +aL0% -

1000

- + Чм-

Результаты расчета установки для утилизации теплоты с грехвальной газотурбинной установкой без регенерации теплоты представлены в табл 3 Эти же данные приведены на графике рис. 8.

3/VC

ЛЛЛ

к

лу:

S2/С

Рис.7 Гхема утилизации теплоты в тепловом насосе с ГТУ: ТО - теплообменник, К - конденсатор, КМ компрессор, ПО - переохладитель, РВ - регулирующий вентиль, И - испаритель

Рис.8. Зависимость коэффициента использования теплоты юилива от коэффициента преобразования 7 Н в случае привода компрессора от газотурбинной установки с i'r - 950 %

Таблица 3

За счет применения ТН коэффициент использования теплоты увеличивается

(отношение

fCj

) в 1,7-1,8 раза Сравнивая эти данные с соответствующими

данными, приведенными для газового двигателя в табл 2 (при использовании теплоты масла) можно сделать вывод, что по коэффициенту использования теплоты топлива привод ТН от газового двигателя и от ГТУ практически равноценен.

Пятая глава диссертации посвящена экспериментальному исследованию теплового насоса Приведены основные технические данные экспериментальной установки, измеряемые параметры, погрешности их измерения и анализ экспериментальных данных Целью жеперимента являлось исследование раб'лы ТН при изменении всех ее режимных параметров в широких пределах

Объектом исследования является ТН (рис 9), содержащий компрессор 1, кинематически связанный с ним асинхронный электродвигатель 2 Выход присоединен ко входу конденсатора 3, который последовательно черс;

П

переохладитель 4, дросселирующее устройство 5 и испаритель 6 подключен ко входу компрессора 1 К электродвигателю 2 подключен ваттметр 7 Теплообмен в конденсаторе 3, переохладителе 4 и испарителе 6 осуществляется через воду, расход которой можно определить в трех мерных бачках 8 или тремя диафрагмами 9.

На рис.10 - 12 представлены результаты экспериментального исследования

Рис 10 Зависимое)ь коэффициента Рис 11 Зависимость доли шплового потока в

преобразования от гранитных испарителе и ноли мощности компрессора от

температур 1в2 и ^ • разиости т-ранимных температур

1- 15°С, 2 - 1В°С, 3 - 20°С, 4 - 25°С

Установлено, что основные параметры ТН (коэффициент преобразования, теплопроизводительность, потребляемая компрессором мощность) в сильной мере зависят от режима работы

Коэффициент преобразования возрастает при уменьшении температуры верхнего источника теплоты, а также с уменьшением разности граничных температур (рис 10) Эта закономерность справедлива для всех режимов работы ТН Так с уменьшением А'Г с 40 К до 30 К доля испарителя в общей теплопроизводительности возрастает с 0,7 до 0,75 или на к 14% Последнее объясняется уменьшением расхода рабочег о агента в контуре.

Коэффициент преобразования (рис 12) уменьшается с увеличением степени повышения давления в компрессоре, что связанно с ростом затрачиваемой компрессором работы при возрастании ж.

Более высокие, полученные во время испытаний, коэффициенты преобразования при меньших значениях давления в

конденсаторе можно объяснить большими значениями коэффициента наполнения компрессора давления п% и давления в конденсаторе рк

О - 0,38 МПа, О - 0,48 МПа

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработана методика и программа расчета параметров теплового насоса на ПЭВМ с учетом изменения эффективности теплообменников на частичных режимах.

2. Получены формулы для определения оптимальной степени сжатия, температуры отработавших газов газовых двигателей, формулы для определения коэффициента использования топлива в схеме утилизации вторичных энергоресурсов газового двигателя, включающей тепловой насос

3. Расчетно-теоретическим анализом установлено, чго при у тили ¡ации отработавших газов ГТУ, работающей совместно с тепловым насосом при коэффициенте равном трем, можно достичь значений коэффициента использования первичного топлива 1,48. Без использования теплового насоса коэффициент использования топлива, сжигаемого в ГТУ, составляет 0 86

4. ГТУ в системе у тили ¡ации вторичных энергоресурсов совместно с тепловым насосом необходимо применять при мощностях компрессора более 3 4 МВт Целесообразно применять двух- или трехвальные установки со свободной силовой турбиной без регенерации оплоты При мощности

\

ч

V > <4

2 3 4 лк

Рис 12. Зависимость коэффициента преобразования от степени повышения

компрессора теплового насоса менее 2 3 МВт газовый двигатель с искровым зажиганием предпочтительнее ГТУ, так как превосходит их по экономичности.

5. На основе уравнения теплового баланса получены формулы для определения температуры отработавших газов для газотурбинной установки

6. Создана экспериментальная установка для испытания тепловых насосов, работающих в широком диапазоне нагрузок. Разработаны методики проведения испытаний и обработки экспериментальных данных

7. По результатам проведенного эксперимента можно утверждать, что потребляемая компрессором мощность увеличивается, а коэффициент преобразования уменьшается с повышением л,, что необходимо учитывать при определении необходимой мощности газового двигателя или ГТУ для привода компрессора теплового насоса, основные параметры которого (коэффициент преобразования, теплопроизводительность, потребляемая компрессором мощность) существенно зависят от режима работы Например, снижение расхода рабочего агента в контуре относительно номинального режима на 20% приводит к уменьшению коэффициента преобразования на -23%.

РАБОТЫ, ОПУБЛИКОВАННЫЕ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. Шаталов И К, Антипов Ю.А Подогрев добавочной цикловой воды с помощью ТН //Вестник РУДН Серия «Инженерные исследования» -М РУДН, №1,2004 г.-с. 60-65.

2. Антипов Ю А , Барский И А., Хизяпов P.P. Степень повышения давления в компрессорах двухконтурных турбореактивных двигателей. //Вестник РУДН Серия «Инженерные исследования» М.. РУДН, №1, 2004 г - с. 66-69

3. Антипов ЮА, Барский И А., Сеху Умар Сисе Стенд для испьпания элементов теплообменника. // Проблемы теории и практики в инженерных ксслеловачия < М . РУДН, 199Я , , с 3 83

4. Антипов Ю.А., Алексеев А.П., Герценштейн Р.П, Сидорков В Б Экспериментальный стенд для исследований лопаточных машин. //Повышение экономичности и эффективности поршневых двигателей и лопаточных машин М.. УДН, 1986 г., 9 с.

5. Антипов Ю.А, Липанов A.M., Калита П.В. Кинетика конденсации в сверхзвуковых соплах в диффузионном приближении //Формирование и свойства высокодисперсных систем. Л.: ЛПИ, 1989 г., - с. 8 - 12.

6. Антипов Ю А., Барский И.А., Кирюшкин A.A. Влияние испарения топлива на коэффициент наполнения двшателя внугреннею сгорания. // И)весгия ВУЗОВ. Машиностроение - 2005 - №1 - с 26-28

7. Антипов Ю. А, Барский И.А., Кирюшкин А А Выбор степени сжатия газовых двигателей // Известия ВУЗОВ Машиностроение - 2005 - №2 - с 27-29

8. Способ получения мелкодисперсного порошка Авторское свидетельство СССР № 1595633 от 16 04 89 Соавторы Федоров В Б , Малюкова Л В , Калита ПВ

АНТИПОВ ЮРИЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ (РОССИЯ)

«УТИЛИЗАЦИЯ ВТОРИЧНЫХ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ И ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ»

Исследуются способы утилизации вторичных энергоресурсов газовых двигателей и газотурбинных установок с применением тепловых насосов Показано, что включение теплового насоса в схему утилизации существенно повышает эффективность использования первичного топлива Определены области использования газового двигателя и газотурбинной установки для привода компрессора теплового насоса. Разработана методика определения основных параметров теплового насоса с учетом изменения тепловой эффективности теплообменников теплового насоса Получены формулы для определения оптимальной степени сжатия и температуры отработавших газов газового двигателя. Приводятся экспериментальные данные по исследованию работы теплового насоса в широком диапазоне изменения режимных параметров.

«UTILISATION OF SECONDARY POWER RESOURSE OF GAS ENGINES AND GAS TURBINE UNITS USING HEAT PUMP»

iTus voik ai-aiyr._s methods of utilization of seL.o^.dary powei rcsouice of g^ engines and gas turbine units using heat pumps. Its shown that intioduction ot a heat pump in the scheme of utilization considerably increases efficiency of using primary fuel Fields of usage of gas engines and gas turbine for a heat pump compressor drive are defined Methods for determining basic parameters of heat pump considering changes in thermal efficiency of heat transferors have been worked out Formulas are derived for determination of optimum pressure ration and temperature of exhaust gases of gas engines. Experimental results of heat pump work in a wide range of parameters are given.

YURIY A. ANTIPOV (RUSSIA)

€ 8 3 6 5

РНБ Русский фонд

2006-_4 15256

Отпечатано в ООО «0ргсервис-2000» Тираж 100 экз. Заказ № Подписано в печать об, о£.гоо$-Москва, 115419, а/я 774, ул. Орджоникидзе, 3

Условные обозначения.

Введение.

Глава I Анализ способов утилизации теплоты тепловых двигателей и постановка задачи исследования.

1.1. Утилизация теплоты без использования тепловых насосов.

1.2. Тепловые насосы в системе утилизации теплоты.

Выводы по первой главе.

Глава II Коэффициент преобразования тепловых насосов.

Выводы по второй главе.

Глава III Утилизация теплоты газовых двигателей.

3.1. Выбор типа газового двигателя.

3.2. Газовое топливо.;.

3.3. Газовые двигатели с искровым зажиганием.

3.3.1. Основные параметры двигателя.

3.3.2. Экономичность, мощность и температура 63 отработавших газов двигателя.

3.3.3. Частичные и температурные характеристики.

3.4. Работа теплового насоса совместно с газовым двигателем.

Выводы по третьей главе.

Глава IV Утилизация теплоты газотурбинных двигателей.

4.1. Выбор типа и основных параметров ГТУ.

4.2. Температура отработавших газов двигателей.

4.3. Температурные характеристики ГТУ.

4.4. Работа теплового насоса совместно с ГТУ.

Выводы по четвертой главе.

Глава V Экспериментальное исследование теплового насоса.

Тепловые двигатели являются главным потребителем органического топлива, запасы которого, особенно жидкого, далеко не безграничны. Кроме того, на эти двигатели приходится основная часть вредных выбросов в атмосферу.

Работа посвящена снижению потребления топлива путем утилизации теплоты газовых поршневых двигателей с искровым зажиганием и газотурбинных двигателей, приводящих компрессоры тепловых насосов (ТН). Таким образом, рассматривается возможность утилизации низкотемпературной теплоты самих двигателей (теплоты отработавших газов, масла, охлаждающей воды), так и низкотемпературной теплоты окружающей среды (воздуха, воды водоемов). Последняя осуществляется с помощью тепловых насосов.

В тепловых насосах осуществляется обратный термодинамический цикл, повышающий температуру природных источников (воздуха или воды). Это позволяет применить эту теплоту для отопления. Таким путем можно получить в 1,5-2,0 раза больше теплоты, чем при простом сжигании топлива. Правда при этом надо произвести значительные капитальные затраты, в несколько раз превышающие те, которые необходимы для постройки обычных водогрейных котлов. Принцип работы тепловых насосов известен с XIX века [30, 76]. Однако их применение долго сдерживалось высокой стоимостью изготовления ТН и низкой стоимостью топлива, минимум которой наступил в 60х годах XX века.

Энергетический кризис 1973 г. резко увеличил цены на нефть, а затем на другие виды топлив. С другой стороны, совершенствование технологий, новые методы обработки привели к относительному снижению стоимости сложных энергетических машин.

Таким образом, сложились экономические основания для внедрения сравнительно сложных установок для утилизации теплоты и экономии топлива, какими являются тепловые насосы.

К этому надо добавить, что экономия топлива страны одновременно уменьшает вредные выбросы в атмосферу, ее тепловое загрязнение.

Важность проблемы экономии топлива на государственном уровне подтверждается тем, что в Российской Федерации был принят в 1996 году закон об энергосбережении. Федеральный Закон «Об энергосбережении» [101] стал первым документом в российском праве в области эффективного и Ь рационального использования топлива - энергетических ресурсов. Этот закон утвердил основные принципы энергосберегающей политики . государства, а также рыночно ориентированные механизмы её осуществления. В законе впервые даны определения таким понятиям как «энергосбережение», «энергетический ресурс», «вторичный энергетический ресурс».

Под энергосбережением понимается - реализация правовых, организационных, научных, производственных, технических и экономических мер, направленных на эффективное использование энергетических ресурсов и на вовлечение в хозяйственный оборот » возобновляемых источников энергии.

Из сказанного выше можно сделать вывод о том, что углубленная утилизация теплоты тепловых двигателей является важнейшим направлением энергосбережения.

В нашей работе будем рассматривать утилизацию теплоты ГТУ и ДВС, так как утилизация теплоты ПТУ представляет отдельную самостоятельную задачу.

Г JIА В AI

Способы утилизации теплоты тепловых двигателей и задачи исследования

1.1. Утилизация вторичных энергоресурсов тепловых двигателей без применения тепловых насосов

В настоящее время энергосберегающая: политика признана главным приоритетом энергетической стратегии России.

В соответствии с законом «Об энергосбережении» энергетический ресурс - носитель энергии, который используется в настоящее время или может быть полезно использован в перспективе; вторичный энергетический ресурс -энергетический ресурс, получаемый в виде побочного продукта основного производства или являющийся таким продуктом.

Разработка и внедрение тепловых насосов (ТН) полностью подпадает под понятие «энергосбережение», (создание и использование высокоэффективных технологий), в частности эффективного использования вторичного энергетического ресурса.

Законом предусмотрено осуществление государственного надзора за эффективным использованием энергетических ресурсов, меры по стимулированию энергосбережения («В целях стимулирования эффективного использования энергетических ресурсов в порядке, определяемом Правительством Российской Федерации, осуществляется установление сезонных цен на природный газ и сезонных тарифов на электрическую и тепловую энергию, а также внутрисуточных дифференцированных тарифов на электрическую энергию» [42, 72].

Основное направление технического прогресса в теплоэнергетике, в области превращения теплоты в работу, заключается в повышении средней температуры подвода теплоты в теплосиловой цикл и в снижении средней температуры отвода теплоты из цикла. Условия практической реализации этих основных направлений энергетического прогресса в значительной мере зависят от вида применяемых энергоносителей. Одним из путей, способствующим совершенствованию циклов превращения теплоты в работу, является использование энергоносителей в соответствии с их физическими свойствами. Газ является одним из таких энергоносителей, существенно упрощающим задачу повышения средней температуры подвода теплоты в теплосиловой цикл, так как повышение температуры газа не связанно с повышением его давления. Поэтому в настоящее время на практике все большее применение находят газотурбинные теплофикационные установки.

В таких установках для нагрева сетевой воды, идущей на отопление, используется теплота ОГ ГТУ.

При использовании теплофикационных газотурбинных установок в системах теплофикации городов экономически целесообразно применять существенно более высокую температуру сетевой воды по сравнению с паротурбинными установками, так как температура ОГ ГТУ намного выше температуры пара, отбираемого в ПТУ. Это дает возможность снизить начальные затраты на сооружение тепловых сетей.

В таб. 1.1 и 1.2 приведены некоторые данные по успешно эксплуатируемым в России в последнее время ГТУ с использованием теплоты уходящих газов в теплофикационных целях [54].

Таблица 1.1

Расчётные показатели энергетических ГТУ России

ГТУ Параметр Изготовитель, тип и год выпуска ГТУ

ХТЗ, ГТЭ-45, 1989 ЛМЗ, ГТЭ-150 «Рыбинские моторы», ГТГ-110, 1996

1989 1995

Номинальная мощность, МВт 54 131 161 110

КПД, % 28 31 31,5 36

Температура газов перед турбиной вд, °с 900 950 1100 1210

Температура газов за турбиной, °С 475 423 530 517

Расход воздуха, кг/с 271 636 630 357

Степень повышения давления 7,8 13,0 13,0 14,7

Утилизируемая теплота ОГ, МДж/с 100 205 280 155

Таблица 1.2

Теплофикационные ГТУ на базе авиационных и судовых ГТД

Параметр 1 Изготовитель, тип и год выпуска ГТУ

Машпроект Двигатели НК Сатурн- Люлька AJ1-31- СТЭ, '97 ЦИАМ-Союз, 55СТ20, 1995

ГТГ -15, 1992 ГТГ -16, 1993 ГТГ- 25, 1994 НК- 37, 1994 НК- 37-1, 1996

Номинальная мощность, МВт 15,8 17,0 25,0 25,0 30 20 20

КПД, % 31,0 35,5 35,8 36,4 37,1 36,5 31,5

Температура газов перед турбиной ВД, °С 870 1070 1220 1150 1220 1250 980

Температура газов за турбиной, °С 370 420 450 425 455 520 460

Расход воздуха, кг/с 97 75 85 101 109,8 61 95

Степень повышения давления 12,8 20,0 21,8 23,4 - 21,0 10,5

Утилизированная теплота отработавших газов, МДж/с 30 26,5 36 38 43 31 30

Общее количество работающих ГТУ 700 1300 2 1

В том числе энергетических 100 1

Максимальная наработка на агрегат, тыс. ч 60 70 1,5

Эффективный путь всестороннего повышения экономичности электроэнергетики является широкое применение парогазовых установок, обладающих высоким КПД и хорошими эксплуатационными качествами при небольшой удельной стоимости [6, 25,43].

Сочетание паротурбинного и газотурбинного циклов в единой парогазовой установке (ПТУ) позволяет повысить тепловую экономичность на

5-15% по сравнению с чистой ПТУ на те же параметры пара [64].

В настоящее время в энергетике в основном получили применение ПТУ:

• со сбросом отработавших газов ГТУ в парогенератор обычного типа (сбросные ПГУ);

• ПГУ с высоконапорным парогенератором (ВПГ);

• ПГУ с котлом-утилизатором;

• ПГУ с вводом пара в газовую установку.

ПГУ с котлом-утилизатором позволяет получить более высокий КПД цикла по сравнению с другими типами ПГУ [60]. Однако для реализации преимуществ схемы ПГУ с котлом-утилизатором необходимы высокотемпературные газовые турбины.

Газовая турбина является основным элементом ПГУ. От совершенства (экономичности, надежности, экологических показателей) ГТУ зависят целесообразность и эффективность парогазовых установок.

При работе на природном газе КПД установок таких фирм как «Вестингауз», «Дженерал электрик», «Сименс» и «АББ», достигает 55%[13]. Преимуществами ПГУ, кроме высокой экономичности, являются умеренная удельная стоимость, слабое воздействие на окружающую среду, возможность сооружения за короткое время. Эти преимущества в полной мере проявляются при относительно невысокой стоимости природного газа. Паровая часть современных ПГУ является относительно простой, а температура перегретого пара на 20-50°С ниже температуры отработавших газов в ГТУ. Температура пара достигла уровня стандартной в энергетике величины 535-565°С.

Одной из станций, где реализован парогазовый цикл с котлом-утилизатором, является Северо-Западная ТЭЦ [20], состоящая из 4 блоков ПГУ-450Т (рис. 1.1.).

Первый блок введен в опытно-промышленную эксплуатацию в 2000 г. В состав каждого блока на этой ТЭЦ входят: две газовые турбины V-94,2 фирмы «Сименс» мощностью по 150 МВт; одна теплофикационная турбина Т-150-7,7 ОАО JIM3 мощностью 150 МВт; два котла-утилизатора П-90 АО «Подольский и машиностроительный завод»; три генератора АО «Электросила» мощностью 160 МВт; трехступенчатая теплофикационная установка, состоящая из трех сетевых подогревателей ОАО J1M3.

Рис. 1.1. Упрощенная схема ПГУ-450Т ГТ1, ГТ2 - газовые турбины 1 и 2; К - компрессор; КС - камера сгорания;

КУ1, КУ2 - котлы-утилизаторы 1 и 2; ОГ - отработавшие газы;

ПТ - паровая турбина; СП1, СП2, СПЗ - сетевые подогреватели

Отработавшие газы из газовых турбин с температурой 540 -560иС через выхлопной диффузор направляются на вход котлов-утилизаторов. Насыщенный пар из барабанов высокого и низкого давлений КУ поступает в пароперегреватели и далее по паропроводам к паровой турбине. Пар высокого давления (давление 8,0 МПа, температура 530 °С) срабатывается в 16 ступенях паровой турбины и за 16 ступенью к основному потоку пара подмешивается пар контура низкого давления (давление 0,63 МПа, температура 200 - 210 °С).

После расширения в ЦВД пар поступает в двухпоточный цилиндр низкого давления (ЦНД) с регулируемыми отборами пара. Для поддержания давления в отборах пара на сетевые подогреватели (СП1,СП2,СПЗ) ЦНД снабжен регулирующей диафрагмой (при полностью закрытой диафрагме пропуск пара в конденсатор не превышает 7 т/ч.

Таблица 1.3

Основные показатели блока

Электрическая мощность, МВт 450

Тепловая мощность, МВт 407

КПД блока, % до 53

Коэффициент использования теплоты топлива 0,85 - 0,90

Температура свежего пара высокого давления, °С 530

Температура свежего пара низкого давления, °С 200

Давление пара высокого давления, МПа 7,8

Давление пара низкого давления, МПа 0,63

Основное топливо Природный газ

Резервное топливо Дизельное топливо

Стационарные двигатели внутреннего сгорания (дизели и газовые двигатели) используются для выработки электроэнергии в отдаленных районах с малым энергопотреблением [70]. В России - это районы крайнего севера, горные районы. Широко применяются стационарные ДВС в развивающихся странах - Камбодже, Индонезия, страны Африки и Арабского Востока. Преимущество ДВС - высокая экономичность (дизели имеют iie=40-45%, газовые двигатели rje=32-34%). Недостатки: малая единичная мощность, высокая стоимость. Однако в тех случаях, когда помимо электроэнергии используются теплота ОГ и охлаждающей воды ДВС, такие установки . становятся конкурентами ПТУ.

В последнее время в связи с постоянно растущей ценой на электрическую и тепловую энергию потребители проявляют большой интерес к децентрализованным источникам энерго - и теплообеспечения своих предприятий. За рубежом и в России все чаще для таких целей внедряются так называемые, когенерационные технологии, т.е. установки комбинированной выработки тепловой и электрической энергии, включающие в себя генераторы с приводом от четырехтактных газопоршневых двигателей, использующих в качестве топлива природный газ. Тепловая же энергия вырабатывается в результате утилизации отводимого от двигателей теплоты (из системы охлаждения) и теплоты ОГ. Так, например, в торговом комплексе «Три кита» (Московская область) [77] установлены четыре подобных когерентных модуля мощностью 1,5 МВт каждый по электрической энергии и 1,03 МВт каждый по тепловой. Суммарный КИТ топлива установок достигает здесь 82%.

Расчеты, выполненные по результатам двухгодичной работы с учетом всех эксплуатационных расходов и режимов использования оборудования, показали, что средняя себестоимость производства электрической и тепловой энергии в 6 раз меньше, чем действующие тарифы [93]. Расчетный срок окупаемости затрат на создание таких объектов составляет около 4 лет при установке зарубежного оборудования (Австрия, Германия, США, Италия) [94]. Использование же отечественного оборудования позволит снизить капитальные затраты, что приведет к существенному уменьшению сроков окупаемости. Это позволяет сделать выводы об инвестиционной привлекательности строительства подобных систем комплексной выработки электрической и тепловой энергии на базе тепловых двигателей .

Финские фирмы «Валмет» и «Вяртсиля» создали теплосиловые электростанции для комбинированной выработки электроэнергии и теплоты [50]. Дизель с эффективным КПД 40% вырабатывает электроэнергию, а теплота ОГ и охлаждающей воды используется для отопительных целей, что позволяет достичь коэффициента использования теплоты около 80%. Срок службы дизелей - около 30 лет, что не уступает ПТУ.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Проведенный в первой главе анализ литературных источников показал, что утилизация теплоты вторичных энергоресурсов тепловых двигателей, с целью повышения их экономичности и снижения выбросов, загрязняющих атмосферу веществ, является актуальной задачей. Газовые двигатели и ГТУ имеют ряд преимуществ по сравнению с другими тепловыми двигателями, а включением в схему утилизации теплового насоса можно достичь существенного увеличения экономичности и экологической безопасности. Широкое внедрение и распространение тепловых насосов сдерживается рядом нерешенных проблем, в частности - в отсутствии методики расчета теплового насоса на переменных режимах и определения условий работы газового двигателя и ГТУ совместно с тепловым насосом.

2. Разработана методика и программа расчета параметров теплового насоса на ПЭВМ с учетом изменения эффективности теплообменников на частичных режимах.

3. Получены формулы для определения оптимальной степени сжатия, температуры отработавших газов газовых двигателей, формулы для определения коэффициента использования топлива в схеме утилизации вторичных энергоресурсов газового двигателя, включающей тепловой насос.

4. Расчетно-теоретическим анализом установлено, что при утилизации отработавших газов ГТУ, работающей совместно с тепловым насосом при коэффициенте равном трём, можно достичь значений коэффициента использования первичного топлива 1,48. Без использования теплового насоса коэффициент использования топлива, сжигаемого в ГТУ, составляет 0,86.

5. ГТУ в системе утилизации вторичных энергоресурсов совместно с тепловым насосом необходимо применять при мощностях компрессора более 3.4 МВт. Целесообразно применять двух- или трехвальные установки со свободной силовой турбиной без регенерации теплоты. При мощности компрессора теплового насоса менее 2.3 МВт газовый двигатель с искровым зажиганием предпочтительнее ГТУ, так как превосходит их по экономичности.

6. На основе уравнения теплового баланса получены формулы для определения температуры отработавших газов для газотурбинной установки.

7. Созданы стенды для испытания тепловых насосов, работающих в широком диапазоне нагрузок. Разработаны методики проведения испытаний и обработки экспериментальных данных.

8. По результатам проведенного эксперимента можно утверждать, что потребляемая компрессором мощность увеличивается, а коэффициент преобразования уменьшается с повышением як, что необходимо учитывать при определении необходимой мощности газового двигателя или ГТУ для привода компрессора теплового насоса, основные параметры которого (коэффициент преобразования, теплопроизводительность, потребляемая компрессором мощность) существенно зависят от режима работы. Например, снижение расхода рабочего агента в контуре относительно номинального режима на 20% приводит к уменьшению коэффициента преобразования на -23%.

1. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. - М.: Высшая школа, 1990.-810 с.

2. Акимов В.М. Основы надежности газотурбинных двигателей. М.:

3. Машиностроение, 1981. 369 с.

4. Алексеев А.П. и др. Температурные характеристики двухвальных итрехвальных ГТД компрессорных станций. НТС. Транспорт и подземное хранение газа, № 6, 1988. С. 36-40.

5. Альтернативная концепция теплоснабжения городов. //Экономияэнергии (РЖ), № 2,1998.

6. Андрющенко А.И. Возможная экономия топлива от использованияутилизационных ТНУ в системе энергоснабжения предприятий. //Промышленная энергетика, № 2, 2003. с. 15-29.

7. Арсеньев Л.В., Тырышкин В.Г. Перспективы применения газовыхтурбин в энергетике. // Теплоэнергетика, № 9, 1992. с. 29-31.

8. Аронов Д.М. Антидетонационные качества автомобильных двигателей.- М.: //Сб. статей НИИАТ, №2, 1961. с. 12-26.

9. Антипов Ю.А., Шаталов И.К. Подогрев добавочной цикловой воды спомощью ТН. //Вестник РУДН. Серия «Инженерные исследования».-М.: Изд-во РУДН, №1, 2004 с. 60-65.

10. Антипов Ю.А., Барский И.А., Хизяпов P.P. Степень повышениядавления в компрессорах двухконтурных турбореактивных двигателей. //Вестник РУДН. Серия «Инженерные исследования» -М.: Изд-во РУДН, №1, 2004. С. 66-69,

11. Антипов Ю.А., Барский И.А., Сеху Умар Сисе. Стенд для испытанияэлементов теплообменника. // Проблемы теории и практики в инженерных исследованиях. М.: Изд-во РУДН, 1998, - 183 с.

12. Барский И.А. Определение основных параметров газотурбиннойустановки на расчетном режиме. М.: Изд-во УДН, 1969. - 16 с.

13. Барский И.А., Лобан М.В. Выбор типа центробежного нагнетателякомпрессорной станции. // ИРЦ Газпром НТС «Транспорт и подземное хранение газа», № 3, 1999. С. 6-11.

14. Барский И.А., Лобан М.В. Определение температуры газа передтурбиной ГТУ КС. // ИРЦ Газпром, НТС «Транспорт и подземное хранение газа», № 3, 1999. С. 6-12.

15. Барский И.А. и др. Расчет одно- и двухвальных газотурбинныхдвигателей. М.: Изд-во РУДН, 1997. - 32 с.

16. Барский И.А., Шаталов И.К. Расчет характеристик ГТУ. М: Изд-во1. РУДН, 1971.-16 с.

17. Бродянский В.М. Серова Е.Н. Термодинамические особенностициклов парокомпрессионных тепловых насосов. // Холодильная техника, № 7, 1997 С. 28-29.

18. Бриллинг Н.Р., Вихерт М.М., Гутерман И.И. Быстроходные дизели. М.:1. Машгиз, 1957. 517 с.

19. Быков А.В., Калнинь И.М. Альтернативные озонобезопасныехладагенты. // Холодильная техника, № 3, 1989. с. 7-26.

20. Быков А.В., Калнинь И.М., Крузе А.С. Холодильные машины итепловые насосы. М.: Агропромиздат, 1988. - 287 с.

21. Кузнецов В.А. Теплофикационная парогазовая установка Северо

22. Западной ТЭЦ. // Электрические станции, №2, 2001. с. 30-33.

23. Варварский B.C. и др. Энергетическая и экологическаяцелесообразность применения крупных тепловых насосов для централизованного теплоснабжения. // Повышение эффективности использования топлива в народном хозяйстве, т.1, Рига, 1990.-С. 232-239.

24. Варгафтик Н.Б Справочник по теплофизическим свойствам веществ.1. М.: Наука, 1972. -614 с.

25. Генкин К.И. Газовые двигатели. М.: Машгиз, 1962. 496 с.

26. Гидаспов Б.В., Максимов Б.Н. Проблемы применения фреонов вхолодильной технике. // Холодильная техника, № 9, 2000. -с.29-36.

27. Дьяков А.Ф., Попырин JI.C., Фаворский О.Н. Перспективныенаправления применения газотурбинных и парогазовых установок в энергетике России. // Теплоэнергетика, №2, 1997.

28. Жирицкий Г.С. и др. Газовые турбины авиационных двигателей. М.:1. Оборонгиз, 1992. с.66-84.

29. Водородное топливо. // За рулём, № 8,2004. с.53.

30. Газотурбинный наддув. // За рулём, № 9, 2004. с.57.

31. Зубков В.А. Использование тепловых насосов в системахтеплоснабжения. // Теплоэнергетика, № 2, 1996. с. 180-189.

32. Канаев А.А., Корнеев М.И. Парогазовые установки. Л.:

33. Машиностроение, 1974. 240 с.

34. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техническаятермодинамика. М.: Наука, 1979, -512 с.

35. Колеров Л.К. Газовые двигатели поршневого типа. Л.:

36. Машиностроение, 1968. 150 с.

37. Лебедев Б.П. О выборе рациональной степени сжатия авиационногодвигателя. М.: Труды ЦИАМ, №83, 1955. 30 с.

38. Диссертация Лобан М.В. Повышение эффективности тепловыхдвигателей утилизацией тепла отработавших газов с использованием теплонасосной установки. Москва, 2004. -150 с.

39. Морозов А.К., Черняк Б.Я., Синельников Н.И. Особенности рабочихпроцессов высокооборотных карбюраторных двигателей. М.: Машиностроение, 1971. - 100 с.

40. Мартыновский B.C. Тепловые насосы. М. - Л.: Госэнергоиздат,1955.-149 с.

41. Мартыновский B.C. Циклы, схемы и характеристикитермотрансформаторов. М.: Энергия, 1979. - 280 с.

42. Мартыновский B.C. Термодинамические характеристики цикловтепловых и холодильных машин. М.: Машгаз, 1952. - 369 с.

43. Михайловский Г.А. Термодинамические расчеты процессовпарогазовых смесей. М.: Машгаз, 1962. - 496 с.

44. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. М.: Энергия,1978.-310 с.

45. Морозюк Т.В. Модель выбора теплового насоса в составеэнергетической установки. // Хим. и нефтегазовое машиностроение, № 3, 1999. с. 30-32.

46. Новая энергетическая политика России. М.: Энергоатомиздат, 1995.-210 с.

47. Новиков А.С., Мешков С.А., Фаворский О.Н. Разработки АО

48. Рыбинские моторы» для стационарной энергетики. // Теплоэнергетика, № 4, 1998. с.64-83.

49. Огуречников JI.A. Сравнительный анализ парокомпрессионных иабсорбционных тепловых насосов. // Холодильная техника, № 8, 1996.-С. 8-9.

50. Четырехтактный двигатель.// OBJ, сентябрь, 2004. с. 55.

51. Копелев С.З. Тепловые и гидравлические характеристики охлаждаемыхлопаток газовых турбин. М.: Машиностроение, 1993. - 136 с.

52. Румянцев С.В., Зубарев Л.Ф. Теория двигателей внутреннего сгорания.

53. М.: Изд-во УДН, 1974. 210 с.

54. Погодин С.И. Приведение мощности дизеля к стандартным условиям.- М.: Машиностроение, 1973. 140 с.

55. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели своспламенением от сжатия. М.: Машгаз, 1963. - 630 с.

56. Проценко В.П. Тепловые насосы в капиталистических странах.

57. Современное состояние и направления развития. // Теплоэнергетика, №3 , 1988.-с. 138-155.

58. Проценко В.П., Сафонов В.К., Ларкин Д.К. Тепловые насосы. Учебноепособие. М., 1984. - 100 с.

59. Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы. М.: Энергоиздат, 1982. -248 с.

60. Соколов Е.А., Бродянский В.М. Энергетические основытрансформации тепла и процессов охлаждения. М.: Энергия, 1968.-136 с.

61. Соколов Е.А., Мартынов В.А. Энергетические характеристикигазотурбинных теплофикационных установок. // Теплоэнергетика, № 12, 1994. с. 203-220.

62. Степанов Г. Ю. Основы теории лопаточных машин комбинированныхи газотурбинных двигателей. М.: Оборонгиз, 1958. - 350 с.

63. Термодинамические свойства важнейших рабочих веществхолодильных машин. Сборник трудов. Под ред. Перелыптейна И.Ш. -М.: ВНИИ ХОЛОДМАШ, 1976. 468 с.

64. Хайнрик Г., Найрок X., Нестер В. Теплонасосные установки дляотопления и горячего водоснабжения: перевод с нем. // Под ред. Явнеля Б.К. М.: Стройиздат, 1985. - 136 с.

65. Холщевников К.В. Теория и расчет авиационных лопаточных машин.

66. М.: Машиностроение, 1970. 670 с.

67. Шаталов И.К., Лобан М.В. Сравнительный анализ рабочих тел длятеплового насоса. Сборник научных трудов «А1стуальные проблемы теории и практики инженерных исследований». М.: Машиностроение, 1999. - С - 106-108.

68. Шаталов И.К. Определение основных параметров парогазовыхустановок. // Учебное пособие. М.: Изд-во РУДН, 1985. - 32 с.

69. Шаталов И.К., Барский И.А. Регулировочные характеристикигазотурбинных установок, схемы и определение основныхпараметров ПГУ. // Учебное пособие. М.: Изд-во РУДН, 2003. -122 с.

70. Шелковский В.И. и др. Утилизация и использование вторичныхэнергоресурсов компрессорных станций. М.: Недра, 1991. -276 с.

71. Шкур дин В.Г. Использование ТНУ для теплоснабжения очистныхсооружений канализации. // Энергосберегающие технологии в области очистки природных и сточных вод М.: 1989. - с. 35-49.

72. Щегляев А.В. Паровые турбины. 4.2. М.: Энергоиздат, 1993. - 414 с.

73. Яковлев В.М. Математическая обработка результатов исследований.

74. М.: Физматиздат, 1988. 480 с.

75. Литовский Е.И., Левин Л.А. Промышленные тепловые насосы. М.:

76. Энергоатомиздат, 1989. 248 с.

77. Литовский Е.И., Пустовалов Ю.В. Парокомпрессионныетеплонасосные установки. М.: Энергоиздат, 1980. - 122 с.

78. Розенфельд Л.М., Ткачев А.Г. Холодильные машины и аппараты. //Гос.изд. торговой литературы. М.: 1955. - 580 с.

79. Suva in una grande pompa di calore //Cond. aria riscaldamento reft, № 922, 1995. 962 p.

80. Опыт финских фирм использования тепла дизельных установок. //

81. Информационный листок фирмы «Кон Кюр». П/я 7879, штат Джорджия.

82. Кузнецов С.В. Опыт применения поршневых двигателей длякомбинированной выработки электрической и тепловой энергии. //«НЦ», 2004.

83. Закон №28 -ФЗ от 03.04.96 «Об энергосбережении».

84. Томановская В.Ф., Колотова Б. Е. Фреоны. Свойства и применение.

85. Гос. институт прикладной химии. Л.: Химия, 1970. - 182 с.

86. Соколов Ю.Н., Девянин Д.Н., Пищиков С.И. Разработка и испытаниена ТЭЦ-28 ОАО «Мосэнерго» лабораторного стенда поапробации схем использования ТНУ в энергетике. //Новости теплоснабжения, №9, 2000. с. 182-197.

87. Шартуни Н. Показатели карбюраторного двигателя, работающего вжарких странах. // Рабочие процессы в турбинах и ДВС. М.: Изд-во УДН, 1972. - с. 74-79.

88. Kruse Н., Jakobs R. Die Bedeutung der nichtazeotropen

89. Zweistoffkaltemittel beim Einsatz in Warmepumpen und Kaltemittel. // Klima- Kalte- Ingenieur. -№ 7 (1977) Н/ 718, S/ 253 260 p.

90. Lotz H. Rationnelle Energiennutzung in der kaltetechnik. // Kalte- und

91. Klimatechnik, №12, 1976, S.539 545; №13, 1977.

92. Антипов Ю.А., Алексеев А.П., Герценштейн Р.П., Сидорков В.Б.

93. Экспериментальный стенд для акустических исследований лопаточных машин. // Повышение экономичности и эффективности поршневых двигателей и лопаточных машин. -М.: Изд-во УДН, 1986. с. 9-10.

94. Антипов Ю.А., Башмаков И.В. Лабораторный практикум по курсу

95. Гидрогазодинамика». М.: Изд-во УДН, 1988. - 36 с.

96. Антипов Ю.А., Липанов A.M., Калита П.В. Кинетика конденсации всверхзвуковых соплах в диффузионном приближении. // Формирование и свойства высокодисперсных систем. Л.: ЛПИ, 1989.-С. 8-12.

97. Орехов В.К., Али Аль-Хадж. Профильные потери в турбинныхрешетках с изменяющейся осевой скоростью. // Сборник научных трудов «Проблемы теории и практики в инженерных исследованиях». М.: Издательство АСБ, 2000, - с.21-23.

98. Гусаков С.В., Макаров А.П. Анализ методов повышения КПДдвигателя с принудительным воспламенением при его работе на биогазе. // Актуальные проблемы теории и практики инженерных исследований: Сб. научных трудов. М.: Машиностроение, 1999. -с. 127-132.

99. Гусаков С.В., Макаров А.П. О влиянии состава газообразного топливана индикаторный КПД двигателя. // Снижение токсичных выбросов ОГ.: Тезисы докладов на международном семинаре. -М.: МГАВТ, 1999. с. 75-76.

100. Орехов В.К. Двигатель внутреннего сгорания. Патент РФ изобретение2196242 от 10.01.2003.

101. Heat pump fundamentals: Proc. of the NATO advanced study inst. on heatpump fundamentals, Espinho, Sept. 1-12, 1980/Ed:Berghmans J. -Hague ets: Nishoff, 1983 XII, 558 p.

102. Heat pumps and energy recovery. Pros, of the meet. Aug. 29-31, 1990,

103. Stockholm / Inst, intern, du froid. Paris, 1990.

104. Esperiense aapplicative sui sostituti dell' R502 e R22 con miscele a base di

105. R32/ R125/ R134a. / Ferrari D., Corr S., Low R., Lindley A. // Freddo 1994-48, №5, 438-446 h.

106. Das schwedische Modell: Sichere Alternativen fur FCKW //Energie 1995-47, №10-50-52 p.89. 50 MW heat-pump converted II Energy Refr. 1995 - 22, №4-11 p.

107. What's in a name? Carrier units feature "Puron" (a.k.a. R-410) // Air Cond.,

108. Heat and Refrig. News. 1998 - 205, №9 -c.5.

109. Esperiense applicative sui sostituti dell' R502 e R22 con miscele a base di

110. R32/ R125/ R134a. / Ferrari D., Corr S., Low R., Lindley A. // Freddo -1994-48, №5, 438-446 h.

111. Warnenpumpen mit Ammoniak / Zoog Martin // Schweiz. Ing. Archit,1988. -116, 25, c.23.

112. Weberei warmf Wohnungen // Umweltmagazin. 1995 - 24, №. 3.

113. Mandi H., Obst G. Warmepumpenanlagen in EVN Bereich Mesergebnisseund Betribstaden. OZE. 1991. - H. 7.

114. Bies D. and others. Optimized cooling of the intake air a new way for theupgrading of gas turbine plants. // Power-Gen'99 conference, 1-3 June 1999, Messe Francfurt, Germany.