ПАРОВЫЕ И ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ

 

5.1. Паровые турбины.

5.1.1. Классификация турбин.

 

  По характеру тепловых процессов, происходящих в турбинах, они подразделяются на несколько групп:

 

1.конденсационные турбины, у которых отработавший пар при давлении ниже атмосферного направляется в конденсатор и конденсируется в нем, а выделяющая ся при этом теплота полностью теряется с охлаждающей водой. Существующие у таких турбин нерегулируемые по давлению отборы пара (от 0, 2 до 0, 9 МПА) из промежуточных ступеней используются для регенеративного подогрева питательной воды для паровых котлов;     

 

2.конденсационные турбины с регулируемыми по давлению отборами пара (одним или двумя) для производственных и отопительных целей при частичном пропуске пара в конденсатор;

 

3.турбины с противодавлением, у которых тепло отработавшего пара, имеющего давление выше атмосферного, используется для производственных и отопительных целей. 

 

  Обозначение паровых турбин включает три группы индексов. Первая буква (или две буквы) характеризует тип турбины; К – конденсационная, Т – конденсационная с отопительным (теплофикационным) отбором пара, П – с производственным отбором пара, ПТ- с двумя регулируемыми отборами пара, Р – с противодавлением, ПР – с производственным отбором и противодавлением. Следующая за буквами цифра указывает номинальную мощность турбины в МВт. Далее цифрой обозначается давление пара перед турбиной в атмосферах. Под чертой для турбин П, ПТ, Р и ПР отмечается номинальное давление производственного отбора или противодавление турбины в атмосферах.

   Пример: турбина ПТ-60-130/13 – номинальной мощностью 60 МВт на начальное давление 130 ат (12, 8 МПа) с двумя регулируемыми отборами пара: производственным 13 ат (1, 3 МПа) и теплофикационным 1, 2 (0, 12 МПа) – указанное давление для отопительных целей устанавливается заводом изготовителем.

 

5.1.2.Тепловой процесс в турбинной ступени.

 

  В турбинах происходит превращение тепловой и упругостной знергии нагретого и сжатого пара, расширяющегося в межлопаточных каналах, в кинетическую энергию, а затем в механическую энергию вращения ротора.

 

Рис.14. Схема одноступенчатой турбины Лаваля:

1 – вал; 2, 7 – передние и задние лабиринтные уплотнения; 3 – диск; 4 – сопло; 5 – лопатка; 6 – корпус; 8 – выхлопной патрубок

 

  Пар поступает в одно или несколько сопл 4, приобретает в них значительную скорость и направляется на рабочие лопатки 5. Отработанный пар удаляется через выхлопной патрубок 8. Ротор турбины состоящий из диска 3, закрепленных на нем лопаток 5 и вала 1, заключен в корпус 6. В месте прохода вала через корпус установлены передние 2 и задние 7 лабиринтовые уплотнения, предотвращающие утечки газа. Так как весь теплоперепад срабатывается в одной сеупени, то скорости потока в соплах оказываются большими. При расширении, например, перегретого пара, имеющего параметры 1 МПа и 500 º С, до 10 кПа теплоперепад округленно равен 980 кДж / кг, что соответствует скорости потока с₁ = 1400 м /с. Вследствие больших центробежных сил на лопатках по условиям прочности в лучшем случае допускается окружная скорость u равная половины скорости потока, u₁ = 700 м /с.

  Коэффициент полезного действия активной турбины с умеренной окружной скоростью (u ≤ 300 м/с) можно повысить, используя рабочее колесо с двумя рядами лопаток (двухвенчатый диск Кертиса) – рис.15.

 

Рис.15. Схема активной турбины с двумя ступенями скорости.

1 – вал; 2 – диск; 3 – сопла; 4 – направляющие лопатки; 5 – рабочие лопатки; 6 – корпус

 

  Активные турбины со ступенями давления широко применяются в качестве привода различных установок. Схема такой турбины (рис.16) включает несколько последовательно расположенных по ходу пара ступеней, сидящих на одном валу. Ступени отделены друг от друга диафрагмами (рис.15.поз.4), в которые встроены сопла

 

Рис.16. Схема активной турбины с тремя ступенями давления.

1 сопло; 2 – входной патрубок; 3 – рабочая лопатка Ι ступени; 4 – сопло; 5 – рабочая лопатка Ι Ι ступени; 6 – сопло; 7 – рабочая лопатка Ι Ι Ι ступени; 8 – выхлопной патрубок; 9 – диафрагмы.

 

  Сопла и диффузоры – специально спрофилированные каналы, предназначенные для ускорения или торможения потока. Техническая работа в них не совершается, поэтому уравнение (2) – выражение первого закона термодинамики для потока, приводится к виду

 

                                         δ q_внеш = dh + d( с²/2).                                              (44)

 

   С другой стороны, к объему рабочего тела, движущегося в потоке, применимо выражение первого закона термодинамики для закрытой системы:

 

                                         δ q_внеш = dh – v dp.                                                    (45)

 

  Приравняв правые части двух последних уравнений, получим:

 

                                         с dс = –v dp.                                                             (46)

 

  Из (46) видно, что dс и dp всегда имеют противоположные знаки. Следовательно, увеличение скорости течения в канале (dс > 0) возможно лишь при уменьшении давления в нем (dp < 0). Наоборот, торможение потока (dc < 0) сопровождается увеличением давления (dp > 0).

 

  Так как длина сопла и диффузора невелика, а скорость течения среды в них достаточно высока, то теплообмен между стенками канала и средой при малом времени их прохождения настолько незначителен, что в большинстве случаев им можно пренебречь и считать процесс истечения адиабатным (q_внеш = 0). При этом уравнение первого закона термодинамики для потока (1) принимает вид:

 

                                           (c²₂ –c²₁) / 2 = h₁– h₂.                                              (47)

 

  Следовательно, ускорение адиабатного потока происходит за счет уменьшения энтальпии, а торможение потока вызывает увеличение энтальпии.

  Энергия рабочего тела (РТ) на входе и выходе из устройств (сопло, лопатки диска, диафрагмы) турбины определяется значениями абсолютных с, относительных w, и окружных u скоростей.

   

  Абсолютная скорость – это скорость движения потока относительно неподвижного корпуса турбины. Абсолютная скорость равна геометрической сумме относительной w и переносной (окружной) u скоростей.

  Относительная скорость – это скорость движения потока относительно вращающегося диска турбины. Вектор ее направлен по касательной к кромке на выходе или входе в устройства турбины.

  Вектор окружной скорости, направленный по касательной к данной точке устройства турбины.

  Векторы окружной и абсолютной скоростей образуют угол α ; вектор относительной – угол β  (рис. 17).

 

Рис.17. Кинематика потока в проточной части ступени

 

  Величину и направление относительной скорости на входе в каналы лопаток находят из треугольника скоростей (рис.17):

 

                                                      w₁ =c₁–u,                                                     (48)

 

где  – окружная скорость вращения лопаток; u = π · D_cр ·  n_о ( D_ср – средний диаметр ступени, м, n_о – частота вращения рабочего колеса, об /мин).

  Вследствие потерь на трение и завихрения в межлопаточных каналах относительная скорость потока на выходе w₂ будет меньше w₁, что учитывается коэффициентом скорости межлопаточных каналов φ _л, т.е.

 

                                                       w₂ = φ _л · w₁,                                               (49)

 

Абсолютная скорость потока с₂ , покидающего рабочие лопатки, уменьшается из-за преобразования кинетической энергии потока в работу и частично из-за изменения относительной скорости. Ее вектор можно найти путем векторного сложения скоростей:

 

                                                        с₂ = w₂ + u.                                                  (50)

 

Движущийся поток действует на рабочие лопатки с силой Р. Проекция этой силы на ось машины Р_z   (осевая сила) воспринимается подшипниками, предотвращающими смещение ротора вдоль оси, а проекция на направление окружной скорости Р_u (окружная сила) вызывает вращение ротора. Если воспользоваться диаграммой скоростей потока (рис.17), то согласно закону сохранения количества движения окружную силу можно найти из выражения

 

                Р_u = m · ( c₁ cos α ₁–c₂ cos α ₂ ) = m · (w₁cos β _1–– w₂ cos β ₂),               (51)

 

а осевую силу – из выражения

 

                Р_z = m (c₁ sin α ₁ – c₂ sin α ₂) = m (w₁sin β ₁ –w₂ sin β ₂),                       (52)

 

где m – массовый расход рабочего тела через ступень, кг/с.

  Удельная работа ступени, развиваемая одним килограммом рабочего тела, равна произведению силы Р_u  на путь, пройденный лопаткой в секунду, т.е. на скорость u, деленному на расход рабочего тела:

 

                                                     l = ( Р_u · u ) / m.                                             (53)

 

Отношение удельной работы ступени к располагаемому теплоперепаду Δ h_т называется КПД ступени:

 

                  η _ст = l / Δ h_ст = (2u / с²_1т/2 ) · (w₁cos β ₁ – w₂ cos β ₂).                          (54)

здесь Δ h – располагаемый теплоперепад из (5.4) при условии, что скорость на входе в сопловой аппарат с_о равна нулю (см. рис.17).

  КПД ступени является важным показателем, поскольку он определяет общий КПД турбины.

  На величину КПД ступени и другие ее характеристики решающее влияние оказывают отношение скоростей u / с₁ и степень реакции (реактивность), под которой понимается отношение теплоперепада, превращенного в кинетическую энергию потока в рабочем колесе (h₁ –  h₂ ), ко всей подведенной тепловой энергии (h _о – h₂):

                                                  ρ _т = (h₁ – h₂) / (h_о –h₂).                                      (55)

  Турбина с ρ _т = 0 называется активной, а с ρ _т > 0 – реактивной. Полностью реактивных турбин ( с ρ _т > 0, 6) не строят.

  В активных турбинах подвод рабочего тела к рабочему колесу производится через одно или несколько сопл – парциально; при этом отношение длины окружности, занятой соплами, ко всей длине окружности направляющего аппарата называют степенью парциальности. В реактивных турбинах рабочее тело подводится через неподвижные межлопаточные каналы направляющего аппарата по всей окружности.

  Рассмотрим изменение параметров рабочего тела в активной и реактивной ступенях (рис.18) осевой турбины.

Рис.18. Графики изменения давления, скорости и энтальпии в активной (а) и реактивной (б) ступенях

  В активной турбине тепловая энергия рабочего тела (далее РТ) переходит в кинетическую только в сопловом аппарате и поток «активно давит» на лопатки рабочего колеса, вращая его; давление РТ в рабочем колесе не меняется. В реактивной турбине лишь ≈ 50% тепловой энергии РТ переходит в кинетическую в направляющем аппарате, остальные же ≈ 50% – в межлопаточных каналах рабочего колеса, где за счет истечения РТ с большой скоростью возникает реактивная сила; поэтому сила давления на лопатки рабочего колеса складывается из активной и реактивной составляющих.

  Зная степень реактивности ρ _т, можно определить скорость РТ на входе в колесо:

 

                                                   с₁= φ _л · ,                                               (56)

 

где φ _л  = 0, 93 ÷ 0, 98 – опытный коэффициент скорости межлопаточных каналов.

  Оптимальное значение u / с₁ для активной ступени можно определить с помощью модели тележки с лопаточным профилем рис.19.

Рис.19. Треугольники скоростей с наименьшей выходной скоростью для реактивной турбины

 

  Полное превращение энергии потока в энергию движения тележки произойдет при условии, что выходная скорость с₂ = 0. Но, w₁ = с₁ – u (5.5) (с₁ и u известны). Тогда из соотношений с₂ = w₂ – u и (5.5) следует, что при с₂ = 0 скорости w₂ = w₁ = w, т.е. w₁= u  и u / с₁ = 0, 5. В реальных условиях с₂ ≠ 0, поэтому задача сводится к отысканию условий получения с₂^min → 0.

  Если принять с₁= const, углы β ₁= β ₂ и изменить u, то из треугольника скоростей (рис.19) видно, что с₂  будет минимальной при направлении ее вдоль оси 00. Отсюда для активной ступени

 

(u / с₁)_А = 0, 5 · cos α ₁  и u = 0, 5с₁.                                 (57)

 

Треугольники скоростей реактивной ступени обычно симметричны. Так как форма направляющих и рабочих лопаток одинакова. Тогда осевые скорости с₁ = с₂ и в итоге получим вполне выгодное равенство с выгодным значением:

 

                                   (u / с₁)_Р = cos α ₁= 1  и u = с₁                                        (58)

 

  Таким образом, при одинаковых с₁ частота вращения рабочего колеса u у активных турбин примерно в два раза меньше, чем у реактивной. И наоборот, при одинаковых u ( т.е. одинаковые мощности) скорость пара с₁ у активной турбины должна быть в два раза выше, а число ступеней меньше чем у реактивной. Большое число ступеней и меньшие теплоперепады, срабатываемые в них, делают реактивные турбины более экономичными, хотя и более громоздкими и сложными, чем активные.

  Поскольку частота вращения турбин достигает n = 30 000 ÷ 40 000 об/мин, для применения их на сухопутном и морском транспорте, где у двигателей n < 2000 ÷ 4000 об/мин, приходится вводить шестеренчатые редукторы, резко увеличивающие размеры и вес.

 

5.1.3. Мощность и КПД турбины.

 

  Потери турбины можно разделить на две группы: внутренние и внешние.

 

Внутренние потери непосредственно влияют на изменение состояния рабочего тела при его расширении в турбине и снижают располагаемый теплоперепад.

К ним относят:

 

1) потери кинетической энергии в соплах и на рабочих лопатках, вызванные трением потока о стенки, завихрениями и т.п. Эта энергия превращается в теплоту и повышает энтальпию РТ в конце процесса по сравнению с течением без трения;

2) потери кинетической энергии с выходной скоростью отработавшего РТ;

3)потери из-за перетоков РТ через внутренние зазоры между рабочими лопатками и корпусом турбины, между диафрагмой и валом и др.;

4) потери вследствие влажности пара возникающие в последних ступенях турбин: частицы влаги в паре, ударяясь о стенки лопаток, тормозят вращение ротора и снижают полезную работу.

 

К внешним потерям относятся:

 

1)потери от утечки рабочего тела через концевые зазоры между корпусом турбины и вала. Эти потери, очевидно, не влияют на состояние рабочего тела в турбине, а лишь несколько увеличивают его расход;

2)механические потери, которые включают затраты энергии на преодоление трения в подшипниках турбины и на привод вспомогательных механизмов.

 

  Работа турбины, как теплового двигателя, характеризуется внутренней (индикаторной) мощностью, развиваемой лопатками, и эффективной (на валу) мощностью.

  Эффективная мощность N_е меньше внутренней N_i  на величину механических потерь.

  Внутренняя мощность N_i меньше мощности N_о, развиваемой идеальной турбиной, работающей без потерь, на величину внутренних потерь.

  Внутренний относительный КПД учитывает внутренние потери турбины и определяется отношением

 

                                              η _oi = N_i / N_o                                                                 (59)

 

Механические потери оцениваются механическим КПД:

 

                                             η _мех = N_e / N_o                                                               (60)

 

Для большинства современных турбин

 

                             η oi = 0, 7 ÷ 0, 88; η _мех = 0, 99 ÷ 0, 995.

 

5.1.4. Регулирование турбин.

 

  Паровые турбины обычно работают в широком диапазоне изменения нагрузок. В то же время изменение частоты вращения вала турбины для электрического генератора недопустимо.

  Основная задача регулирование турбин для привода генератора – поддержание в заданных пределах частоты вращения вала. Регуляторы скорости паровых турбин многообразны по своему устройству и взаимному расположению отдельных элементов. Самый простой регулятор скорости состоит из двух элементов: измерительного устройства и регулирующего органа; более сложные регуляторы имеют дополнительно ряд унифицированных элементов, таких как сервоприводы, устройства обратной связи и др.  

Рис.20. Схема центробежного маятника

   Измерительным устройством большинства регуляторов скорости турбин служит центробежный маятник (рис.20). Он приводится в движение от вала турбины 3 посредством зубчатой передачи. При увеличении частоты вращения турбины грузы 1 центробежного маятника под действием центробежных сил расходятся, перемещая вверх связанную с ним муфту 2. При понижении частоты вращения вала, наоборот, грузы сближаются и муфта опускается вниз. Перемещение муфты передается при помощи механических связей (системы рычагов) или посредством гидроусилителей на регулирующие органы турбины – парораспределительные устройства, которые увеличивают или уменьшают мощность турбины, восстанавливая заданную частоту вращения вала.

  Парораспределительные устройства бывают дроссельными, сопловыми, обводными и комбинированными.

Рис.21. Дроссельное парораспределение.

а) – принципиальная схема; б) – процесс расширения пара в h, s-диаграмме.

 

  При дроссельном парораспределении (рис.21, а) для уменьшения мошности турбины клапаны прикрываются и весь пар, направляемый к соплам, дросселируется. Дросселирование пара (процесс 00´ при h = const на рис.21, б) сопровождается потерями некоторой части располагаемого теплоперепада и ухудшением КПД турбины. Дроссельное парораспределение при частичных нагрузках турбины неэкономично и применяется в турбинах малой мощности.

Рис.22. Сопловое парораспределение.

а) – принципиальная схема; б) – схема клапанной коробки.

 

  При сопловом парораспределении (рис.22) пар поступает к соплам первой ступени через несколько регулирующих клапанов. Каждый клапан обслуживает свою группу сопл и при нормальной нагрузке полностью открыт. При изменениях нагрузки турбины регулирующие клапаны последовательно открываются или закрываются. Дросселирование пара происходит лишь в не полностью открытом клапане (или клапанах). Но так как через каждый клапан проходит лишь часть от общего количества пара, то потери от дросселирования здесь меньше, чем в турбине с дроссельным парораспределением.

 

Рис.23. Схема обводного парораспределения.

1 – групповой клапан; 2 – байпасный клапан.

 

  При групповом парораспределении (рис.23) осуществляют добавочный впуск свежего пара непосредственно в одну или несколько промежуточных ступеней ЦВД (цилиндр высокого давления) через специальные байпасные последовательно открывающиеся клапаны. Обвод пара применяют для обеспечения перегрузки сверх экономической мощности. Чем дальше от первой ступени осуществляется добавочный подвод пара, тем больше пропускная способность перегрузочной ступени и следовательно, тем больше можно перегрузить турбину.

  Обводное парораспределение часто сочетается с сопловым. В современных турбинах можно встретить подобную комбинированную систему: пропуск пара в пределах от холостого хода до экономической мощности изменяется при помощи соплового распределения, а увеличение нагрузки сверх экономической мощности достигается за счет обводного.

 

5.1.5. Конденсационные устройства.

 

  Конденсационная установка предназначена для создания за паровой турбиной 1 (рис. 24) разряжения (вакуума) с целью увеличения используемого теплоперепада и повышения термического КПД паротурбинной установки. В конденсационную установку входят конденсатор 2, циркуляционный 3 и конденсатный 4 насосы, а также устройство для отсасывания воздуха из конденсатора 5  (обычно это – паровой эжектор).

  В конденсаторе осуществляется конденсация отработавшего в турбине пара. Охлаждающей средой обычно служит вода, которая подается циркуляционным насосом. Вода, получившая тепло в процессе охлаждения конденсата, охлаждается в специальных установках (градирни, брызгальные бассейны и т.д.), которые входят в в систему теплоэлектроцентрали.

  Абсолютное давление пара в конденсаторах поддерживается в пределах 3, 0 – 7, 0 кПа.

Рис. 24. Принципиальная схема конденсационной установки.

1 – паровая турбина; 2 – конденсатор; 3 – циркуляционный насос; 4 – конденсатный насос; 5 – поверхностные холодильники парового эжектора.

Рис. 25. Примеры конструкций паровой турбины Ленинградского металлического завода мощностью 50 МВт:

 

1 – корпус турбины; 2 – вал турбины; 3 – выпускной патрубок; 4 – клапанная коробка; 5 –регулирующая ступень; 6 – привод регулирующих клапанов; 7 – регулирующий клапан; 8 – переднее концевое уплотнение; 9 – заднее концевое уплотнение; 10 – корпус переднего подшипника; 11 – передний комбинированный опорно-упорный подшипник; 12 – червячная передача к валу редуктора; 13 – задний опорный подшипник турбины; 14 – соединительная муфта валов турбины и генератора; 15 – уплотнение; 16 – опора;

 

Газовые турбины.

5.2.1. Рабочий процесс газотурбинной установки (ГТУ).

 

  Большинство современных ГТУ выполняется по открытой схеме со сгоранием при р = const (рис.26).

Рис.26. Схема камеры сгорания ГТУ.

1 – воздухонаправляющее устройство; 2 – запальное устройство; 3 – форсунка; 4 – пламенная (жаровая) труба; 5 – корпус; 6 – смеситель.

 

  В состав ГТУ обычно входят камера сгорания, газовая турбина, воздушный компрессор, теплообменные аппараты различного назначения (воздухонагреватели, маслоохладители системы смазки, регенеративные теплообменники) и вспомогательные устройства (маслонасосы, элементы водоснабжения и др.).

  Рабочим телом ГТУ служат продукты сгорания топлива, в качестве которого используется природный газ, хорошо очищенные искусственные газы (доменный, коксовый, генераторный) и специальное газотурбинное жидкое топливо (прошедшее обработку дизельное моторное и соляровое масло).

  Подготовка смеси производится в камере сгорания. Огневой объем камеры разделяется на зону горения, где происходит сгорание топлива при температуре порядка 2000 º С, и зону смешения, где к продуктам сгорания подмешивается воздух для снижения их температуры до 750 – 1150º С (более высокие температуры материал газовых турбин выдержать не может).

  Принцип работы газовой и паровой турбин одинаков, но конструкция проточной части газовых турбин значительно проще. Они работают на относительно небольшом располагаемом теплоперепаде и поэтому имеют небольшое число ступеней.

  В связи с высокой температурой сгорания (750 – 1150º С) детали проточной части турбин (сопла, рабочие лопатки, диски, валы) изготавливают из легированных высококачественных сталей. Для надежной работы у большинства турбин предусмотрено интенсивное воздушное охлаждение наиболее нагруженных деталей корпуса и ротора.

  В реальных условиях все процессы в ГТУ являются необратимыми, что оказывает большое влияние на характеристики установки. Необратимость реальных процессов вызвана потерями работы в турбине и компрессоре, а также потерями давления РТ в тракте ГТУ.

  Если в первом приближении считать расход РТ одинаковым в любой точке тракта ГТУ, то с учетом названных потерь можно построить реальный цикл в тепловых диаграммах. На рис. 27 действительный процесс сжатия в компрессоре изображен линией 12, а процесс расширения в турбине – линией 34.

Рис.27. Реальный цикл ГТУ в Т, s-диаграмме

 

Точками 2а и 4а отмечено состояние рабочего тела соответственно в конце изоэнтропийного сжатия и расширения (идеальные процессы), точкой 0 – параметры окружающей среды. Ввиду потерь давления во всасывающем тракте компрессора (линия 01) процесс сжатия начинается в точке 1.

 

5.2.2. ГТУ с утилизацией теплоты уходящих газов.

 

  Теплоту уходящих из ГТУ газов можно использовать для получения пара и горячей воды в обычных теплообменниках.

  Использование теплоты уходящих газов для отопления и горячего водоснабжения – один из наиболее простых и распространенных способов повышения технико-экономических показателей ГТУ. Так, установки ГТ-25-700 ЛМЗ снабжены сетевыми подогревателями, причем максимальная температура воды за подогревателем равна 150 – 160º С.

 

5.2.3. Применение ГТУ.

 

   ГТУ нашли широкое применение в различных областях: на транспорте (рис.28), в энергетике, для привода стационарных установок и др.  

Рис.28. Газовая турбина локомотивного двигателя.

1 – качающая стойка; 2 – корпус переднего подшипника; 3 – передний опорно-упорный подшипник; 4 – переднее лабиринтное уплотнение; 5 – входной патрубок; 6 – внутренний кожух входного патрубка; 7 – внутренний цилиндр; 8 – наружный цилиндр; 9 – диафрагма; 10 – ротор; 11 – диффузор; 12 – выходной патрубок; 13 – задний опорный подшипник; 14 – зубчатая муфта; 15 – заднее лабиринтное уплотнение; 16 – опоры цилиндра

 

Энергетические ГТУ применяются в качестве агрегатов для покрытия пиковых нагрузок и аварийного резерва для собственных нужд крупных энергосистем. Для таких ГТУ характерны частые пуски (до 1000 в год) при относительно малом числе часов использования (от 100 до 1500 ч/год). Диапазон единичных мощностей таких ГТУ составляет от 1, 0 до 100 МВт. ГТУ применяются также для привода электрогенератора и получения электроэнергии в передвижных установках (например, на морских судах). Такие ГТУ обычно работают в диапазоне нагрузок 30 – 110% номинальной, с частыми пусками и остановками. Единичные мощности таких ГТУ составляют от десятков киловатт до 10 МВт.

  Специфическую группу энергетических ГТУ составляют установки, работающие в технологических схемах химических, нефтеперерабатывающих, металлургических и других комбинатов ( энерготехнологические). Они работают в базовом режиме нагрузки и предназначены чаще всего для привода компрессора, обеспечивающего технологический процесс сжатым воздухом или газом за счет энергии расширения газов, образующихся в результате самого технологического процесса (ГУБТ - работающая, за счет расширения доменного газа имеющего на выходе из доменного процесса избыточное давление равное 0, 25 – 0, 3 МПа, и вырабатывающая, подсоединенным к приводу турбины электрогенератора, электроэнергию, порою замещающую собственное потребление, например, для домны объемом 1400 м³  выход доменного газа достигает 250 000 м³ /ч; мощность, развиваемая турбиной при давлении газа 0, 25 МПа и температуре 500º С, составит около 12 000 кВт ).

  Приводные ГТУ широко используются для привода центробежных нагнетателей природного газа на компрессорных станциях магистральных трубопроводов, а также насосов для транспортировки нефти и нефтепродуктов и воздуходувок в парогазовых установках. Полезная мощность таких ГТУ составляет от 2 до 30 МВт.

  Транспортные ГТУ широко применяются в качестве главных и форсажных двигателей самолетов (турбореактивных и турбовинтовых) и судов морского флота. Газовые турбины весьма перспективны как двигатели локомотивов, где их незначительные габариты и отсутствие потребности в питательной воде являются особенно ценными (рис.28).

 

ВЕНТИЛЯТОРЫ

⇐ Предыдущая1234567Следующая ⇒

Поделиться: