Chu trình tuabin khí tiên tiến: Phân tích nhiệt động lực học và hiệu suất

• Chuyên ngành: Kỹ thuật cơ khí
• Đề tài: Chu trình tua bin khí nâng cao
• Loại tài liệu: Sách kỹ thuật
• Năm xuất bản: 2003
• Địa điểm: Oxford

Tóm tắt

I. Tổng quan về chu trình tuabin khí nâng cao

Chu trình tuabin khí nâng cao đại diện cho bước tiến quan trọng trong công nghệ nhiệt điện. Chu trình Brayton cơ bản hoạt động dựa trên quá trình nén đẳng entropy, đốt nóng ở áp suất không đổi, và giãn nở trong tuabin. Hiệu suất của chu trình này bị giới hạn bởi nhiệt độ đầu vào tuabin và tỷ số nén. Các chu trình nâng cao vượt qua giới hạn này thông qua nhiều chiến lược khác nhau. Chu trình hỗn hợp kết hợp tuabin khí với chu trình Rankine sử dụng hơi nước. Chu trình STIG tiêm hơi nước vào buồng đốt để tăng lưu lượng công tác. Chu trình tái sinh thu hồi nhiệt từ khí thải để tiền gia nhiệt khí nén. Mỗi cải tiến đều nhằm mục tiêu giảm tổn thất nhiệt và nâng cao hiệu suất tổng thể. Nhiệt độ môi trường T₀ đóng vai trò tham chiếu quan trọng trong phân tích hiệu suất. Giá trị calorific của nhiên liệu được xác định dựa trên nhiệt độ môi trường này, tạo cơ sở cho mọi tính toán nhiệt động học.

1.1. Định nghĩa và phân loại các chu trình nâng cao

Chu trình Brayton cơ bản gồm ba quá trình chính: nén đẳng entropy trong máy nén, gia nhiệt đẳng áp trong buồng đốt, và giãn nở đẳng entropy trong tuabin. Hiệu suất nhiệt lý thuyết phụ thuộc vào tỷ số nén áp suất và tỷ số nhiệt của khí. Các chu trình nâng cao được phân loại thành nhiều nhóm chính. Nhóm thứ nhất là chu trình hỗn hợp kết hợp với chu trình Rankine. Nhóm thứ hai là chu trình tái sinh sử dụng bộ trao đổi nhiệt. Nhóm thứ ba là chu trình liên hợp nhiều tầng nén-tuabin với đốt nóng xen kẽ. Nhóm thứ tư là chu trình tiêm hơi nước vào buồng đốt. Mỗi loại có nguyên lý hoạt động riêng nhưng đều hướng tới giảm tổn thất exergy trong hệ thống.

1.2. Hiệu suất tổng thể và vai trò của giá trị calorific

Hiệu suất tổng thể của nhà máy tuabin khí được xác định bởi tích hai thành phần. Thành phần thứ nhất là hiệu suất chu trình công tác ηc, đo lường tỷ số công ròng trên nhiệt lượng đầu vào. Thành phần thứ hai là hiệu suất thiết bị đốt nóng ηB, đo lường tỷ số nhiệt lượng thực tế truyền vào chu trình trên nhiệt lượng lý thuyết. Giá trị calorific [CV]₀ được xác định tại nhiệt độ môi trường T₀. Tại nhiệt độ này, nhiệt lượng tỏa ra bằng hiệu entanpi giữa phản ứng và sản phẩm cháy. Tổng hiệu suất η = ηc × ηB xác định hiệu quả chuyển đổi năng lượng từ nhiên liệu thành công có ích. Thiết kế tối ưu cần cân bằng cả hai yếu tố để đạt hiệu suất cao nhất.

II. Phân tích tổn thất exergy trong chu trình tuabin khí

Phân tích exergy là công cụ mạnh mẽ để đánh giá hiệu suất thực tế của chu trình tuabin khí nâng cao. Exergy đại diện cho phần năng lượng có thể chuyển đổi thành công có ích trong điều kiện môi trường cân bằng. Mọi quá trình thực tế đều伴随着 tổn thất exergy do tính không hồi phục. Trong nhà máy tuabin khí, tổn thất exergy xảy ra ở nhiều vị trí khác nhau. Máy nén và tuabin chịu tổn thất do ma sát, rò rỉ và thoát nhiệt. Quá trình đốt cháy tạo ra tổn thất lớn nhất do tính không hồi phục của phản ứng hóa học ở nhiệt độ cao. Khí thải thoát ra môi trường mang theo lượng exergy đáng kể. Biểu đồ phân bố tổn thất exergy giúp kỹ sư xác định vị trí cải tiến ưu tiên. Tuy nhiên, biểu đồ tĩnh này không luôn phản ánh đầy đủ tác động tương tác giữa các bộ phận trong hệ thống vận hành thực tế.

2.1. Vai trò của quá trình đốt cháy trong tổn thất exergy

Tổn thất exergy trong quá trình đốt cháy chiếm tỷ trọng lớn nhất trong tổng tổn thất hệ thống. Nhiệt độ ngọn lửa cao tạo ra sự khác biệt nhiệt độ lớn giữa sản phẩm cháy và nhiên liệu. Sự chênh lệch này dẫn đến tốc độ tạo entropy cao, làm mất đi lượng exergy lớn. Trong chu trình nâng cao có bộ trao đổi nhiệt, tình hình thay đổi đáng kể. Tăng hiệu suất recuperator làm giảm nhiệt độ khí đầu vào buồng đốt. Điều này làm giảm tổn thất exergy trong quá trình đốt cháy do giảm sự chênh lệch nhiệt độ. Đồng thời, nhiệt độ khí thải thấp hơn cũng giảm tổn thất exergy thoát ra môi trường. Hiệu ứng kép này cho thấy tầm quan trọng của phân tích toàn hệ thống.

2.2. Các yếu tố ảnh hưởng đến phân bố tổn thất exergy

Nhiều yếu tố ảnh hưởng đến phân bố tổn thất exergy trong hệ thống tuabin khí. Tỷ số nén là yếu tố quan trọng đầu tiên. Tỷ số nén cao tăng hiệu suất lý thuyết nhưng đồng thời tăng nhiệt độ cuối quá trình nén. Nhiệt độ đầu vào tuabin là yếu tố thứ hai. Giá trị cao cải thiện hiệu suất và công suất nhưng tạo ra tổn thất exergy lớn hơn trong buồng đốt. Hiệu suất đẳng entropy của máy nén và tuabin cũng đóng vai trò quyết định. Giới hạn vật liệu đặt ra trần cho nhiệt độ hoạt động. Thiết kế tối ưu tìm kiếm điểm cân bằng giữa tất cả yếu tố này, xem xét cả chi phí đầu tư và vận hành dài hạn.

III. Phương pháp tối ưu hóa chu trình tuabin khí nâng cao

Tối ưu hóa chu trình tuabin khí nâng cao đòi hỏi tiếp cận đa chiều và toàn diện. Các phương pháp cải tiến tập trung vào giảm tổn thất không hồi phục ở từng bộ phận và tối ưu hóa tương tác giữa các bộ phận. Chu trình hỗn hợp CCGT là giải pháp hiệu quả nhất hiện nay. Khí nóng thải ra từ tuabin khí đi qua nồi hơi thu hồi nhiệt để tạo hơi nước chạy tuabin hơi. Hiệu suất tổng thể có thể đạt trên 60%. Chu trình STIG tiêm hơi nước vào buồng đốt, tăng lưu lượng khí qua tuabin đồng thời giảm nhiệt độ ngọn lửa. Bộ trao đổi nhiệt tái sinh thu hồi nhiệt từ khí thải để tiền gia nhiệt khí nén. Tuy nhiên, cải thiện hiệu suất recuperator dẫn đến giảm tổn thất exergy ở nhiều vị trí trong hệ thống. Thiết kế recuperator phải cân nhắc giữa kích thước, chi phí, và tổn thất áp suất.

3.1. Chu trình hỗn hợp và cấu hình nhiều áp suất

Chu trình hỗn hợp kết hợp hiệu quả hai chu trình nhiệt động bổ trợ lẫn nhau. Chu trình Brayton hoạt động ở vùng nhiệt độ cao, trong khi chu trình Rankine tận dụng nhiệt ở vùng nhiệt độ thấp hơn. Nồi hơi thu hồi nhiệt HRSG đóng vai trò trung gian truyền nhiệt từ khí thải tuabin khí sang nước và hơi nước. Cấu hình nồi hơi có thể bao gồm một, hai hoặc ba cấp áp suất. Cấu hình ba áp suất với tái nhiệt cho hiệu suất cao nhất. Tuy nhiên, cấu hình này cũng phức tạp và tốn kém nhất. Lựa chọn cấu hình phụ thuộc vào quy mô nhà máy, điều kiện vận hành, và phân tích kinh tế kỹ thuật chi tiết.

3.2. Chu trình tái sinh và tối ưu hóa recuperator

Chu trình tái sinh cải thiện hiệu suất bằng cách giảm nhiệt lượng cần cung cấp từ nguồn nhiên liệu bên ngoài. Khí nén nóng sau máy nén đi qua bộ trao đổi nhiệt đối lưu với khí thải từ tuabin. Hiệu suất recuperator ηR đo lường tỷ lệ nhiệt thực tế truyền được so với nhiệt tối đa có thể truyền giữa hai dòng. Tăng ηR từ 0,7 lên 0,9 cải thiện hiệu suất chu trình đáng kể. Đồng thời, tổn thất exergy giảm ở cả buồng đốt và khí thải. Tuy nhiên, recuperator thêm chi phí đầu tư ban đầu. Thiết bị này cũng tạo mất mát áp suất và yêu cầu bảo dưỡng định kỳ. Phân tích kinh tế kỹ thuật cân nhắc tất cả yếu tố để xác định hiệu suất recuperator tối ưu.

IV. Ứng dụng thực tế và tương lai chu trình nâng cao

Chu trình tuabin khí nâng cao đã chứng minh vai trò then chốt trong ngành năng lượng hiện đại. Từ chu trình Brayton đơn giản, công nghệ đã tiến bộ đáng kể với hiệu suất tổng thể vượt 60% trong các nhà máy hỗn hợp tiên tiến. Phân tích exergy cung cấp cái nhìn sâu sắc về nguồn gốc và phân bố tổn thất trong hệ thống. Mọi cải tiến trong một bộ phận đều có tác động lan tỏa đến toàn hệ thống. Quá trình đốt cháy vẫn là nguồn tổn thất lớn nhất, nhưng các giải pháp chu trình nâng cao đã giảm đáng kể tổn thất này. Ứng dụng thực tế trải rộng từ nhà máy điện quy mô công nghiệp đến động cơ đẩy hàng không. Chu trình hỗn hợp CCGT chiếm ưu thế trong lĩnh vực phát điện. Công nghệ tiếp tục phát triển với mục tiêu đạt hiệu suất 65% và giảm phát thải carbon dioxide trong thập kỷ tới.

4.1. Ứng dụng trong phát điện công nghiệp

Trong ngành phát điện, chu trình hỗn hợp CCGT là lựa chọn hàng đầu nhờ hiệu suất cao và tính linh hoạt vận hành. Các nhà máy công suất lớn sử dụng tuabin khí hạng F và H với nhiệt độ đầu vào trên 1400°C. Chu trình ba áp suất với tái nhiệt đạt hiệu suất trên 60%. Thời gian khởi động ngắn hơn nhiều so với nhà máy nhiệt điện than, phù hợp cho cả tải đỉnh và tải nền. Chi phí đầu tư trên mỗi kilowatt thấp hơn hầu hết các loại hình phát điện khác. Tuổi thọ vận hành có thể đạt 30 năm với chế độ bảo dưỡng phù hợp. Phát thải NOx và CO₂ trên mỗi đơn vị năng lượng thấp hơn đáng kể so với nhiệt điện than truyền thống.

4.2. Xu hướng phát triển và tương lai công nghệ

Nghiên cứu hiện tại hướng tới nhiều hướng phát triển đột phá. Vật liệu gốm composite và phủ bảo vệ nhiệt TBC cho phép nhiệt độ đầu vào tuabin vượt 1500°C. Công nghệ làm mát tiên tiến với kênh nội bộ phức tạp giúp bảo vệ cánh tuabin hiệu quả hơn. Chu trình liên hợp nhiều giai đoạn với đốt xen kẽ và làm lạnh xen kẽ cải thiện cả công suất lẫn hiệu suất. Tích hợp thu hồi và lưu trữ carbon dioxide trở thành yêu cầu bắt buộc. Công nghệ hydro được nghiên cứu như nhiên liệu thay thế không carbon. Mục tiêu dài hạn là đạt hiệu suất chu trình trên 65% trong khi giảm phát thải ròng về mức bằng không.

Trích đoạn nội dung tài liệu

net Advanced Gas Turbine Cycles www.net Corn bined STlG Steam - Exhaust 4 Water 1i li q L t Air PERGAMON www.net ADVANCED GAS TURBINE CYCLES www.net ADVANCED GAS TURBINE CYCLES J.net Whittle Laboratory Cambridge, U. 2003 An imprint of Elsevier Science AMSTERDAM * BOSTON . NEW YORK OXFORD . PARIS * S A N DEGO * SAN FRANCISCO SINGAPORE SYDNEY .net ELSEVIER SCIENCE Ltd The Boulevard, Langford Lane Kidlington, Oxford OX5 lGB, UK 0 2003 Elsevier Science Ltd. All rights reserved. This work is protected under copyright by Elsevier Science, and the following terms and conditions apply to its use: Photocopying Single photocopies of single chapters may be made for personal use as allowed by national copyright laws. Permission of the Publisher and payment of a fee is required for all other photocopying, including multiple or systematic copying, copying for advertising or promotional purposes, resale, and all forms of document delivery. Special rates are available for educational institutions that wish to make photocopies for non-profit educational classroom use. Permissions may be sought directly from Elsevier’s Science & Technology Rights Department in Oxford, U K phone: [phone], fax: [phone], e-mail: permissions@elsevier. You may also complete your request www.net on-line via the Elsevier Science homepage (http://www.com), by selecting ‘Customer Support’ and then ‘Obtaining Permissions’. In the USA, users may clear permissions and make payments through the Copyright Clearance Center, Inc., 222 Rosewood Drive, Danvers, MA 01923, USA; phone: (+1) (978) 7508400, fax: [phone], and in the UK through the Copyright Licensing Agency Rapid Clearance Service (CLARCS), 90 Tottenham Court Road, London W1P OLP, U K phone: [phone]; fax: [phone]. Other countries may have a local reprographic rights agency for payments. Derivative Works Tables of contents may be reproduced for internal circulation,but permission of Elsevier Science is required for external resale or distribution of such material. Permission of the Publisher is required for all other derivative works, including compilations and translations. Electronic Storage or Usage Permission of the Publisher is required to store or use electronically any material contained in this work, including any chapter or part of a chapter. Except as outlined above, no part of this work may be reproduced, stored in a retrieval system or transmitted in any form or by any means, electronic, mechanical, photocopying, recording or otherwise, without prior written permission of the Publisher. Address permissions requests to: Elsevier’s Science & Technology Rights Department, at the phone, fax and e-mail addresses noted above. Notice No responsibility is assumed by the Publisher for any injury andor damage to persons or property as a matter of products liability, negligence or otherwise, or from any use or operation of any methods, products, instructionsor ideas contained in the material herein. Because of rapid advances in the medical sciences, in particular, independent verification of diagnoses and drug dosages should be made. First edition 2003 Library of Congress Cataloging in Publication Data A catalog record from the Library of Congress has been applied for. British Library Cataloguing in Publication Data A catalogue record from the British Library has been applied for. ISBN 0-08-044273-0 @ The paper used in this publication meets the requirements of ANSI/NISO 239. Printed in The Netherlands www. A brief review of power generation thermodynamics. Criteria for the performance of power plants . Efficiency of a closed circuit gas turbine plant . Efficiency of an open circuit gas turbine plant . Energy utilisation factor . Ideal (Carnot) power plant performance . Limitations of other cycles . Modifications of gas turbine cycles to achieve higher thermalefficiency . Reversibility and availability. availability and exergy . Flow in the presence of an environment at To (not involving chemical reaction) . Flow with heat transfer at temperature T . Application of the exergy flux equation to a closed cycle . The relationships between 6. The maximum work output in a chemical reaction at To. The adiabatic combustion process. The work output and rational efficiency of an open circuit gas turbine . A final comment on the use of exergy . 26 Chapter 3 Basic gas turbine cycles .net viii Confenrs 3. Air standard cycles (uncooled) . The reversible simple (Joule-Brayton) cycle. The reversible recuperative cycle [ C m ] R . The reversible reheat cycle [CHTHTIR. The reversible intercooled cycle [CICHTIR . The 'ultimate' gas turbine cycle . Irreversible air standard cycles . The irreversible simple cycle [CHTII . The irreversible recuperative cycle [CHTXII . 39 The [CBTII open circuit plant-a general approach . Computer calculations for open circuit gas turbines . Comparison of several types of gas turbine plants. Cycle efficiency with turbine cooling (cooling flow ratesspecified). Air-standard cooled cycles . Cooling of internally reversible cycles . Cycle [CHTIRCIwith single step cooling . Cycle [cHT]RC* with two step cooling . Cycle [cHT]Rm with multi-step cooling . The turbine exit condition (for reversible cooled cycles) . Cooling of irreversible cycles . Cycle with single-step cooling [CH'I'IIcl . Efficiency as a function of combustion temperature or rotor inlet temperature (for single-step cooling) . Cycle with two step cooling [CHTIIa . Cycle with multi-step cooling [CHTlICM. Open cooling of turbine blade rows-detailed fluid mechanics and thermodynamics. The simple approach . Change in stagnation enthalpy (or temperature) through an open cooled blade row . Change of total pressure through an open cooled blade row . Breakdown of losses in the cooling process .net Contents ix 4. Cycle calculations with turbine cooling . Full calculations of plant efficiency . Cooling flow requirements . Assumptions for cycle calculations . Estimates of cooling flow fraction . Single step cooling . Multi-stage cooling . A note on real gas effects . Other studies of gas turbine plants with turbine cooling . ‘Wet’ gas turbine plants . Simple analyses of STIG type plants . The basic STIG plant . The recuperative STIG plant . Simple analyses of EGT type plants . A discussion of dry recuperative plants with ideal heat exchangers . The simple EGT plant with water injection . Developments of the STIG cycle . The ISTIG cycle . The combined STIG cycle. The FAST cycle . Developments of the EGT cycle . The RWI cycle . The HAT cycle . The REVAP cycle . The CHAT cycle . The TOPHAT cycle . Simpler direct water injection cycles . A discussion of the basic thermodynamics of these developments . Some detailed parametric studies of wet cycles . The combined cycle gas turbine (CCGT) . An ideal combination of cyclic plants . A combined plant with heat loss between two cyclic plants in series . The combined cycle gas turbine plant (QCGT) . The exhaust heated (unfired) CCGT . The integrated coal gasification combined cycle plant (IGCC) . The exhaust heated (supplementary fired) CCGT . The efficiency of an exhaust heated CCGT plant . Regenerative feed heating . The optimum pressure ratio for a CCGT plant . Reheating in the upper gas turbine cycle . Discussion and conclusions. Novel gas turbine cycles . Classification of gas-fired plants using novel cycles . Plants (A) with addition of equipment to remove the carbon 132 dioxide produced in combustion . Plants (D) with modification of the oxidant in combustion . Outline of discussion of novel cycles . COz removal equipment . The chemical absorption process . The physical absorption process . The chemical reactions involved in various cycles . Complete combustion in a conventional open circuit plant . Thermo-chemical recuperation using steam (steam.net Contents xi 8. Thermo-chemical recuperation using flue gases (fluegas/TCR) . Combustion with recycled flue gas as a carrier . Descriptions of cycles . Cycles A with additional removal equipment for carbon dioxide sequestration . Direct removal of COz from an existing plant . Modifications of the cycles of conventional plants using the semi-closed gas turbine cycle concept . Cycles B with modification of the fuel in combustion through thenno-chemical recuperation (TCR) . The steam/TCR cycle . The flue gas thermo-chemically recuperated (FG/TCR) cycle . Cycles C burning non-carbon fuel (hydrogen) . Cycles D with modification of the oxidant in combustion . Partial oxidation cycles. Plants with combustion modification (full oxidation) . IGCC cycles with C02 removal (Cycles E) . The gas turbine as a cogeneration 167 (combined heat and power) plant. Performance criteria for CHP plants . Energy utilisation factor . Artificial thermal efficiency . Fuel energy saving ratio . The unmatched gas turbine CHP plant . Range of operation for a gas turbine CHP plant . Design of gas turbines as cogeneration (CHP) plants . Some practical gas turbine cogeneration plants . The Beilen CHP plant . The Liverpool University CHP plant . APPENDIX A Derivation of required cooling flows. Convective cooling only . The cooling efficiency .net xii contmrs A S. APPENDIX B Economics of gas turbine plants . The capital charge factor . Examples of electricity pricing . Carbon dioxide production and the effects of a carbon tax .net PREFACE Many people have described the genius of von Ohain in Germany and Whittle in the United Kingdom, in their parallel inventions of gas turbine jet propulsion; each developed an engine through to first flight. The best account of Whittle’s work is his Clayton lecture of 1946 [l]; von Ohain described his work later in [2]. Their major invention was the turbojet engine, rather than the gas turbine, which they both adopted for their new propulsion engines. Feilden and Hawthorne [3] describe Whittle’s early thinking in their excellent www.net biographical memoir on Whittle for the Royal Society. “‘I‘he idea for the turbojet did not come to Whittle suddenly, but over a period of some years: initially while he was a final year flight cadet at RAF Cranwell about 1928; subsequently as a pilot officer in a fighter squadron; and then finally while he was a pupil on a flying instructor’s course. While involved in these duties Whittle continued to think about his ideas for high-speed high altitude flight. One scheme he considered was using a piston engine to drive a blower to produce a jet. He included the possibility of burning extra fuel in the jet pipe but finally had the idea of a gas turbine producing a propelling jet instead of driving a propeller”. But the idea of gas turbine itself can be traced back to a 1791 patent by Barber, who wrote of the basic concept of a heat engine for power generation. Air and gas were to be compressed and burned to produce combustion products; these were to be used to drive a turbine producing a work output. The compressor could be driven independently (along the lines of Whittle’s early thoughts) or by the turbine itself if it was producing enough work. Here lies the crux of the major problem in the early development of the gas turbine. The compressor must be highly efficient-it must use the minimum power to compress the gas; the turbine must also be highly efficient-it must deliver the maximum power if it is to drive the compressor and have power over. With low compressor and turbine efficiency, the plant can only just be self-sustaining-the turbine can drive the compressor but do no more than that. Stodola in his great book of 1925 [4] describes several gas turbines for power generation, and Whittle spent much time studying this work carefully. Stodola tells how in 1904, two French engineers, Armengaud and Lemae, built one of the first gas turbines, but it did little more than turn itself over. It appears they used some steam injection and the small work output produced extra compressed air-but not much. The overall efficiency has been estimated at 2-3% and the effective work output at 6- 10kW. Much later, after several years of development (see Eckardt and Rufli [ 5 ] ) , Brown Boveri produced the first industrial gas turbine in 1939, with an electrical power xiii www.net xiv Prefwe output of 4MW.