电站燃气轮机热力循环的理论分析

电站燃气轮机热力循环的理论分析燃气轮机的热力性能指标燃气-蒸汽联合循环主要是由燃气轮机、余热锅炉和蒸汽轮机及其系统这三大部套组成的，其中燃气轮机更为重要，而且它是决定整台联合循环供电效率的关键因素，因而从整体角度来研究联合循环时，有必要首先从研究燃气轮机及其性能开始。衡量一台燃气轮机设计好坏的技术指标是很多的，例如：机组的效率、尺寸、寿命、制造和运行费用、起动和携带负荷的速度以及使用的可靠性等等，本节中我们只拟从热力循环的角度，讨论两个反映机组效率高低和尺寸大小的热力性能指标——热效率和比功的问题。热效率它的含义是指：当工质完成一个循环时，把外界加给工质的热能q，转化成为机械功(或电功)lc、ls或le的百分数。热效率有以下几种表示形式，即：⑴循环效率(2-1)⑵装置效率(发电效率)(2-2)⑶净效率(供电效率)(2-3)式中:q——相对于1kg空气来说的加给燃气轮机的热能(kJ/kg)；lC——相对于1kg空气来说的燃气轮机的循环功(kJ/kg)；lt——相对于1kg空气来说的燃气透平的膨胀功(kJ/kg)；ly——相对于1kg空气来说的压气机的压缩功(kJ/kg)；ls——相对于1kg空气来说的扣除了燃气轮机的机械传动效率ηmgt和发电效率ηGgt后，在发电机轴端的净功(kJ/kg)；le——相对于1kg空气来说的，在ls基础上扣除了机组(电站)厂用电耗率ηe后所得的净功(KJ/kg)；Qnet，v，ar——燃料的低位发热量热值(kJ/kg)；f——加给1kg空气的燃料量[kJ(燃料)/kg(空气)]。由于机组的供电效率最容易测量，因而，一般常用作为衡量燃气轮机热经济性的一项指标。显然，热效率越高，燃气轮机发出同样功率所需消耗的燃料量就越少。此外，在工程上还有用热耗率qe[kJ/(kW·h)]来衡量燃气轮机热经济性的，它的含义是指：每产生1kW·h的电功所需消耗的燃料的热能，即(2-4)比功它的含义是指：进入燃气轮机压气机的1kg空气，在燃气轮机中完成一个循环后所能对外输出的机械功(或电功)ls(kJ/kg)，或净功le(KJ/kg)，即(2-5)(2-6)由于(2-7)所以(2-8)式中:——每秒钟流进燃气轮机压气机的空气流量(kg/s)；Pgt——燃气轮机的净功率(kW)。显然，比功的大小，在一定程度上反映了机组尺寸的大小。因为比功越大，正意味着1kg空气能够在完成循环后对外输出更多的机械功(或电功；因而，为了输出相同数量的功，流经燃气轮机的空气流量可以减少，整台机组的尺寸也就可以设计得比较小。燃气轮机的热力循环在压容图和温熵图上的表示方法燃气轮机的循环是一种所谓的“白雷登循环”，在可逆的理想条件下，它是由以下四个过程组成的，即：①理想的绝热压缩过程；②等压燃烧过程；③理想的绝热膨胀过程；④等压放热过程。这些过程在压力与比体积(p-v)图和温熵(T-s)图上的表示方法，如图2-1所示。a)p-v图b)T-s图图2-1在可逆的理想条件下，燃气轮机循环的p-v图和T-s图从图2-1中可以看到：在理想绝热的压缩过程中，空气的状态参数应按pv1.4=常数这个规律进行变化。压缩过程的效果是使空气的压力p增高而比体积v缩小。因而在p-v图上，压缩过程线1→2s必然是一条朝着压力逐渐增高，而比体积逐渐减小的方向发展的曲线。面积12sp2*p1*1就是理想绝热压缩功lys。鉴于在理想的绝热压缩过程中，空气的熵值是恒定不表的，因而，这个过程又称为等熵压缩过程。在T-s图上，等熵压缩过程线1-2s必然是一条与T轴平行的直线，见图2-1b。在等压燃烧过程中，空气的压力是恒定不变的，因而，在p-v图上燃烧过程线2s→3是一条与v轴平行的直线，鉴于燃烧过程的结果是使空气从外界吸入热能q1，并增高燃气的温度，因而在T-s图上，燃烧过程线2s→3必然是一条朝着温度T和熵值同时增长的方向发展的曲线。而面积2s3s3s12s就是空气在此过程中从外界吸入的热能q1。在理想绝热的膨胀过程中，燃气的状态参数应按pv1.4=常数这个规律进行变化。膨胀过程的结果是使燃气的压力降低而比体积增大，因而，在p-v图上膨胀过程线3-4s必然是一条朝着压力逐渐降低，而比体积逐渐增大的方向发展的曲线。面积34sp*1p*23就是理想绝热膨胀功lts。在此过程中燃气的熵值也是恒定不变的，它又可以称为等熵膨胀过程。当然，在T-s图上膨胀过程线3-4s必然也是一条与T轴平行的直线。在等压放热过程中，燃气的压力也是恒定不变，即p4s=p1，因而，在p-v图上放热过程线4s→1也是一条与v轴平行的直线。鉴于放热过程是使燃气对外界放出热能q2，并使燃气的温度逐渐降低到压气机入口的初始状态，因而，在T-s图上放热过程线4s→1必然是一条朝着温度T和熵值s同时递降的方向发展的曲线。而面积4s1s1s34s则是燃气在此过程中释放给外界的热能q2。从p-v图中不难看清：面积34s12s3=面积34sp1*p2*3-面积12sp2*p1*1=lts-lys=lcs。因而，当1kg空气在燃气轮机中完成一个循环后能够对界输出的理想循环功lcs，可以用面积34s12s3来表示。从T-s图上不难看清：由于q1-q2=lcs，因而面积2s34s12s就是1kg空气在燃气轮机中完成一个循环后，能够对外界输出的理想循环功lcs。当然，这个面积越大，意味着循环的比功越大。在T-s图上，面积2s34s12与面积2s3s3s12s的比值就是机组的循环效率ηcs。显然，当面积2s3s3s12s一定时，假如面积2s3s3s12s越大，就意味着机组的热效率越高。因而，利用T-s图，很容易定性的分析出各种因素对机组热效率和比功这两个指标的影响关系。实际上，当空气和燃气在燃气轮机中完成一个循环时，总是会受到摩擦等许多不可逆因素的影响，因而循环过程在p-v图和T-s图上的表示方法将有所改变，如图2-2所示。它们的变化情况是：(1)由于在压气机的入口前，气流的流动有摩擦阻力损失，因而压气机的入口总压p1*＜pa(可用系数来表示入口总压损失)，而滞止温度T1*仍然维持为大气温度Ta。当空气经压气机压缩时，由于不可逆因素的影响，空气的状态参数按多变过程的规律pvn=常数变化，其结果将使压气机出口处空气的温度T2*，要比按等熵压缩过程所能达到的温度T2s*高，相应的出口比体积v2也要有所增大。因而，在p-v图和T-s图上，实际压缩过程线1→2，都要比等熵压缩过程线O→2s，向右偏斜一定距离。在压缩比不变的前提下，压气机的出口总压p2*将有所降低。但施加给1kg空气的实际压缩功ly却有所增加。a)p-v图b)T-s图图2-2在实际情况下燃气轮机循环的p-v图和T-s图(2)在燃烧过程中由于摩擦等不可逆因素的影响，燃烧室的出口总压p3*，一定要比入口总压p2*降低一些，它可以用燃烧室的总压保持系数来衡量。在燃气初温T3*不变的前提下，燃烧室出口的比体积v3相应地也有所增大。因而，在p-v图和T-s图上，实际燃烧过程线2→3都应比等压线向右下方偏斜一定距离。由于T2*>T2s*，而T3*维持不变，由此可见，外界加给1kg空气的热能q1必然有所减少。(3)在燃气透平中由于摩擦等不可逆因素的影响，燃气的状态参数也将按多变过程的规律pvn=常数变化。而且膨胀过程的终压p4*必然要比大气压力pa高(可以用系数εt=pa/p4*<1来衡量其损失)。也就是说，透平的实际膨胀比降低了。其结果将使透平的出口温度T4*，要比按等熵膨胀过程所能达到的温度T4s*高。因而，在p-v图和T-s图上，实际膨胀过程线3→4，都要比等熵膨胀过程线3s→4s，向右偏斜一定距离。在燃气初温T3*不变的前提下，由于实际膨胀比δ*降低，必然会导致透平的实际膨胀功lt有所减少。(4)由于透平的排气总压p4*要比大气压pa略高一些，才能把燃气排到大气中去，高温燃气在大气中进行自然放热时，燃气的总压将逐渐有所降低，这就使得在p-v图和T-s图上，实际放热过程线4-0都要比等压线p4*向左下方偏斜一定距离。由于T4*>T4s*，而Ta维持不变，由此可见，燃气释放给外界的热量q2，必然要比理想等压放热过程者大。(5)既然在实际循环中，透平的膨胀功lt减少了，而压气机的压缩功ly增大了，因而，当1kg空气在完成一个循环后，能够对外界输出的实际循环净功lc=lt-ly，必然要比理想过程者lcs=lts-lys小，也就是说，机组的比功减小了。(6)既然在实际循环中，1kg空气从外界吸入的热能q1减少了，而对外界释放的热能q2却有所增大，因而根据式(2-9)，即(2-9)不难看出：相对与理想循环来说，机组的循环热效率必然有所降低。总之，在燃气轮机的实际循环中，由于各种不可逆因素的影响，就会导致机组热效率和比功都有所降低，也就是说，机组的经济性恶化了，而结构尺寸却要设计得更大一些。最后应该指出：在燃气轮机的实际循环中，空气和燃气与外界交换的机械功量(ly、lt、le、)和热量(q1、q2)，也可以在p-v图和T-s图上用相当的面积来表示。但是，它们并不简单地等于过程线v=v(p)和T=T(s)与p轴和s轴之间所包围的面积，有关这个问题，本节中就不细述了。简单循环燃气轮机的性能分析在空气和燃气的主要流程中，只有压气机、燃烧室和燃气透平这三大部件组成的燃气轮机循环，通称为简单循环，如图2-3所示，目前，大多数燃气轮机均采用简单循环方案。因为，它的结构最简单，而且最能体现出燃气轮机特有的体积小、重量轻、起动快、少用或不用冷却水等一系列优点。1-压气机2-燃烧室3-燃气透平4-发电机图2-3某台单轴燃气轮机的简单循环方案分析燃气轮机热力循环的目的在于：研究各种因素对于燃气轮机热效率和比功的影响，以便从中找出提高机组热经济性和比功的途径。实际上，影响机组性能指标的因素是很多的。首先是燃气透平的初温T3*、进入压气机的空气温度T1*=Ta、空气在压气机中的压缩比ε*；其次是影响压缩过程、燃烧过程、膨胀过程以及气流流动过程的一系列不可逆因素，诸如：压气机的等熵压缩效率ηy、燃烧室的燃烧效率ηr、燃气透平的等熵膨胀效率ηt，以及前面所述的反映流动过程压力损失的总压保持系数ξy、ξr和ξt等。如图2-2所示，在有不可逆因素影响的实际绝热压缩过程中，即使保持压缩比ε*和空气的进口温度T1*=Ta恒定不变，压气机出口处空气的温度T2*将会比理想的等熵压缩过程者T2s*高，这就是说，对于1kg同样初温度T1*的空气来说，为了压缩达到同样大小的压缩比ε*，所需施加的实际压缩功ly将比等熵压缩功lys大，人们可以用压气机的等熵压缩效率ηy*，即(2-10)来表示压缩过程中不可逆因素的影响。ηy*越大，正意味着不可逆因素的影响越小，压缩过程越益趋近于等熵的压缩过程。式(2-10)中的hi*值相应为T2s*、T1*和T2*状态下空气的焓值。相仿的是，如图2-2所示，在有不可逆因素影响的实际绝热的膨胀过程中，当透平前燃气的初温T3*和膨胀比δ*保持恒定不变，透平出口处燃气的温度T4*将要比理想的等熵膨胀过程者T4s*高。这就是说：对于1kg同样初温度T3*的燃气来说，为了实现同样的膨胀比δ*；燃气对外输出的实际膨胀功lt将比等熵膨胀功lts小。人们则用透平的等熵膨胀效率ηt*，即(2-11)来表示膨胀过程中不可逆因素的影响。ηn*越大，不可逆因素的影响越小，膨胀过程越趋近等熵的膨胀过程。式(2-11)中的hi*值相应为T3*、T4*和T4s*状态下燃气的焓值。此外，燃料在燃烧室中燃烧时必然会发生不完全燃烧损失和散热损失，它可以用一个小于1的参数---燃烧效率ηt，来描写燃烧过程中燃料能量的实际利用程度。理论循环的热效率假定燃气轮机装置中工质的化学成分在整个循环期间保持不变并并近似地把它看作定比热容理想气体，那么定压加热循环的理论效率为式中所以化简后得(2-12)从式(2-12)可以看出：按定压加热循环工作的燃气轮机装置的理论热效率仅仅取决于增压比，而和升温比无关：增压比愈高，理论热效率也愈高。实际循环的热效率在热力循环分析时，为了简化而又使所得的结论不失其一般的意义，我们先不考虑总压损失和机械损失。换言之，先只考虑三个损失，它们是：压缩过程中的损失，以压缩过程的等熵效率ηy来考虑。膨胀过程中的损失，以膨胀过程的等熵效率ηt来考虑。燃烧不完全损失，以燃烧效率ηr来考虑。此外，在循环分析时忽略工质流量的不大变化。现在进一步分析实际简单循环的性能指标。根据发动机比功和内效率的定义式(2-1)、(2-8)：简单循环的比功和内效率的解析式为：(2-13)(2-14)如果近似地认为所有过程平均等压比热容相等，即：和此外，由于不考虑压损，所以，这样解析式又可以进一步简化：(2-15)(2-16)式(2-13)~式(2-16)中引入了新的符号，(2-17)它是循环的最高温度与最低温度之比，简称循环的温度比。由式(2-15)和式(2-16)可见，发动机的比功和内效率是部件效率()、循环压比、循环温度比的函数。这里着重分析循环的两个重要参数——压比、温度比对发动机性能的影响。由式(2-15)和式(2-16)可见当压比=1时，比功和效率都为零。当压比提高时，比功和效率都提高，但当提高到所谓极限压比(2-18)时，压气机耗功等于涡轮膨胀功，比功和效率又等于零，这两极端情况之间存在使比功达极大值的压比和使效率达极大值的压比。它们可由式(2-15)和式(2-16)对求一阶偏导，并置零后解出。令求得(2-19)由此可见，与简单理想循环一样，相对于最大比功存在着一个最佳压比，从它的公式(2-19)可见：当=1时就变成工程热力学导出的理想循环公式；又可见，刚好是极限压比的平方根。由式(2-16)可求相对于效率的最佳压比如下：令得(2-20)式中当时，取“－”号；时，取“+”号。令式(2-16)写成，再对偏导后置零可得：这时因此(2-21)下面给出由式(2-20)求得的最佳压比值：=0.88，=0.85表2-1温度比与最佳压比的关系τ*=2.462.833.203.564.315.40ε*ηmax=3.395.508.7110.015.925.2由表2-1可以看出温度比愈高则最佳压比也愈大，在计算时，我们取涡轮效率和压气机效率为常数，显然，我们回避了这样一个问题：当压比变化时，把这些效率取为常数是否合理？这问题留待部件详述时再行解决。比较相同温度比下的和值，可发现在简单循环中相对于最大比功的最佳压比总是小于相对于最大效率的最佳压比，即当一定时，现转到分析温度比的影响。从式(2-15)明显地看出，比功随温度比单调增长，为了研究温度比对内效率的影响，把式(2-16)对求偏导，得式内分子可改写为：所以，内效率也随温度比单调增长。以上的分析可以在图2-4中充分地表示出来，该图实线是按式(2-15)和式(2-16)绘制。它们代表效率、比功随循环的主要热力参数(压比和温度比)变化的规律，图中虚线则是按式(2-19)和式(2-20)绘制。它们表示了最佳压比(和)随温度比变化的规律。图2-4效率、比功温度比、压比变化曲线从图2-4可以得到如下的结论：当温度比给定时，比功和内效率随压比而变化，当时，内效率达最大值；当时，比功达最大值，本结论要求我们慎重地选择发动机的压力比，通常当发动机的重量尺寸是主要矛盾时，应该把压比取在附近，以使比功达到最大值，从而降低耗气率以及与之有关的机组重量尺寸；如果发动机的经济性是主要矛盾时，应该把压比取在附近，从而使发动机有最高的效率，把耗油率降低到最大程度，由于效率和比功曲线极值点附近往往有一段平坦区，所以有时也可能把压比取在和之间，使经济性和重量、尺寸都能得到一定的照顾。当压比给定时，比功和内效率都随温度比单调递增，某些文献上所论述的：效率先随温度比增加而增加，然后随温度比增加而降低的观点是错误的。但必须指出，在一定压比下，温度比提高时，起初内效率升高很快，但以后升高的速度就慢下来了。例如取压比=16，从873K提升到973K时，内效率升高10%；而从1373K提高到1473K时，内效率仅升高1.5%，有趣的是，如把式(2-16)取极限上式括弧中是给定压比下的理想循环的效率，所以由此可见，给定压比时，温度比无限提高，发动机的内效率还是低于同压比下的理想效率。温度比提高时，最佳压比也提高，这条结论启示我们，为了改善发动机的经济性或降低发动机的重量尺寸，在提高温度的同时，必须提高压比，这样才能充分发挥高温的效果。由于材料科学的发展，使燃气轮机的燃气温度可以从第一代机组的750℃提高到第三代机组的1200℃。与此同时，我们注意到压比也从第一代4~6提高到第三代的20以上。下面，让我们在假定ηy*、ηr、ηt*、ξt、ξr和ξt这些反映不可逆因素影响程度的参数恒定不变的前提下，首先着重来讨论T3*、Ta和ε*这几个参数对于燃气轮机的热效率和比功的影响问题。温度T3*和Ta对机组比功和热效率的影响从图2-1a中可以看出：当空气在压气机中完成压缩过程后，若在燃烧室中喷入一定数量的燃料，使空气的温度由T2s*逐渐向T3*方向过渡，那么，燃气透平的膨胀功34sp1*p2*3将逐渐超过压气机的压缩功12sp*2p*11，这样，机组就会转动起来，并对外界输出一定数量的净功。由此可见，在燃气轮机的循环中，燃烧过程所能达到的温度T3*越高，机组的比功就越大。在有摩擦等不可逆现象存在时，这个规律仍然适用。除此而外，随T3*值的增高，机组的热效率还能不断地提高。从图2-1a中还可以看出：当大气温度Ta下降时，假如进气压力p1*不变，空气的比体积会减小，即压缩过程的初始点1将沿着等压线向左移动。当它经历等熵压缩过程而达到同一个压力p2*时，空气的温度和比体积都较小。这就意味着压缩过程所需消耗的压缩功将随大气温度的下降而不断地减小。因而，当燃气初温T3*一定时，机组的比功就会增大。这个规律对于有不可逆现象的实际循环来说也是适用的。由此可见，降低大气温度Ta对机组比功和热效率的影响，正好与提高燃气初温T3*的效果相仿，虽然它们的影响程度有所差异。经理论分析发现：这两个温度的影响关系可以综合地用一个参数——温度比τ来表示，即(2-22)不论是增高T3*或是降低Ta只要是温度比τ增大，机组的比功和热效率都能提高。理论分析进一步证明：在ε*、ηy*、ηr、ηt*、ξy、ξr和ξt这些参数恒定不变的前提下，不论T3*和Ta的绝对值如何变化，只要使温度比τ相同，机组的热效率和参量le/cpTa就会相等。例如：在T3*=1173K，Ta=288K，即τ=4.073时，燃气轮机的热效率和lc/CpTa值，与T3*=1030.5K，Ta=253K时的数值是完全一样的。但是，Ta和T3*对于机组热量效率和le/cpTa的影响程度却不同。因为Ta每下降1K所引起的τ的变化，比T3*每升高1K所致的变化要来得大，譬如：在T3*=1173K，Ta=288K，即τ=4.073的情况下，Ta若降低1K，工值将变为4.087，假如Ta维持不变，要使工值同样增加到4.087，温度T3*就需提高4K。由此可见，大气温度每变化1K对机组热效率和le/cpTa的影响程度，将会比燃气初温T3*每变化1K时来得大。通过实例计算，我们可以获得在ta=15℃，ηy*=0.84，ηt*=0.87，ηr=1.00，ξy=ξr=ξt=1.00的特定情况下，机组的循环热效率ηc和比功lc，随温度比τ和压缩比ε*的变化关系曲线，如图2-5和图2-6所示。图2-5实际循环中lc/cpTa与τ和ε*的变化关系图2-6实际循环中循环热效率ηc与τ和ε*的变化关系由上两图可知：当压缩比ε*一定时，T3*(或τ)值越大，机组的le/cpTa和循环热效率ηc就越高。事实上，燃气初温T3*往往要受燃气透平叶片和叶轮材料的限制，否则它们的机械强度和使用寿命通不过，机组就会发生故障。因而，若能研制出耐热性能更好的材料，或者找到效果更好的冷却方法，以求提高燃气的初温T3*，那么，就能使燃气轮机的比功和热效率向更高的方向发展。压缩比ε*对机组比功和热效率的影响图2-7燃气轮机理想循环的温熵图下面，让我们研究一下，当Ta和T3*已经选定时，压缩比ε*对机组比功和热效率的影响。图2-7燃气轮机理想循环的温熵图这个问题可以从图2-7中看得很清楚。如果空气根本不经压气机增压，即ε*=1，那么不管T3*取得多高，它就是一个向大气中的空气喷油燃烧的过程。当然，这是不可能有任何机械功输出的。从图2-7上看，这种极限情况可以用一条1→4s→4s′→3″等压燃烧过程线来表示，它并不构成一块代表q1-q2=lcs的面积，因而机组的循环净功lcs=0。机组的比功和热效率也必然等于零。然而，当空气在压气机中稍微增压后，即ε*>1时，从图2-7中可以看出：机组就可以输出一个相当于面积12s′3′4s′1那么大小的循环净功。在一定的压比范围内，lcs将随ε*的逐渐增大而不断地加大。但是，能不能简单地武断得认为：ε*越大越好呢？显然，不能!因为当压缩比取得太高，如ε*=ε*max，而使压气机出口的空气温度T2*达到了循环所规定的燃气初温T3*时，那么，就无需再向机组喷油燃烧。当把这股压缩空气引到透平中去膨胀时，在理想的情况下，也只能使其膨胀功lts刚好与压气机所消耗的压缩功lys相互抵消而已。因而，机组的比功再次降为零。这种极限情况就是图2-7中的一条2′′s→2s→2′s→1等熵过程线，它同样不能构成任何面积。鉴于在ε*=1和ε*=ε*max时，机组的比功都等于零，因而不难推断：在这两个极限压缩比范围内，必然可以找到一个比功为最大的最佳情况，它所对应的压缩比称为最佳压缩比ε*opt，1。在有不可逆现象的实际循环中，机组的比功随压缩比ε*而变化的关系是与上述理想循环相似的，即：它也有一个能使机组的比功达到最大值的最佳压缩比ε*opt，1。所不同的只是这两个最佳值的具体数据彼此不相等而已。图2-5上已经给出了机组的比功随压缩比而变化的示例。从图中可知；当τ=2.86、3.20和3.56时ε*opt，1分别等于3.7、4.5和5.4左右。由此可见，随着机组温度比τ值的增高，最佳压缩比ε*opt，1是会逐渐增大的。对于有不可逆现象的实际循环来说，随压缩比ε*的变化，机组的热效率也会有一个最大值，与之相对应的压缩比也称为最佳压缩比，但以ε*opt，η记之。图2-6中也已给出了机组的热效率随压缩比而变化的示例，从图中可知：当τ=2.86、3.20和3.56时ε*opt，1分别等于5.5、7.0和9.2左右。由此可见，随着机组温度比τ的增高，最佳压缩比ε*opt，η也将逐渐增大，但是，在同一个τ值下，ε*opt，η却要比ε*opt，1大一些。ε*opt，η>ε*opt，1的原因是：当ε*超过ε*opt，1后，机组的比功虽然有所减小，但是压气机出口的空气温度T2*却会随ε*的提高而继续增高。当T3*已定时，这就意味着加给燃烧室的热能q1，可以随ε*的提高而不断地减少。由于当ε*比ε*opt，1偏高一些时，q1的减少程度要比le的减小程度来得大，这样就会使机组的热效率随ε*的提高而继续增高。只是当ε*>ε*opt，η后，由于比功的减少程度超过了q1的减小程度，机组的效率才会随ε*的进一步提高而逐渐降低下去。图2-8在不同的ηt*值下，ηc与ε*的变化关系(计算中取ηy*=0.84，τ=2.86，ξ=1)图2-9在不同的ηy*值下，ηc与ε*的变化关系(计算中取ηt*=0.85，τ=2.86，ξ=1)实际上，机组的部件效率ηy*、ηt*和流阻损失参数ξy、ξr、ξt对最佳压缩比ε*opt，1和ε*opt，η也都有影响。从理论上可以证明，ηy*和ηt*的增高，或是ξy、ξr、ξt的减小(即流阻损失加大)，都会使最佳压缩比ε*opt，1和ε*opt，η朝着增大的方向发展。图2-8、图2-9和图2-10中分别给出了ηt*、ηy*和ξ=ξyξrξt对机组循环效率和ε*opt，η的影响关系，可以说明问题。那么，在τ值已定的情况下，究竟应该选ε*opt，1还是ε*opt，η来设计机组呢？这要看具体情况而定。如果是航空燃气轮机或机车燃气轮机，为了力求机组轻而小，可以选用ε*opt，1，以提高机组的比功。对于承担基本负荷的发电用燃气轮机来说，由于提高经济性是设计的关键，因而，力争使ε*接近于ε*opt，η，将有利于减小油耗。但是，通常由于ε*opt，η较大，要设计制造高压缩比的压气机是有一定困难的，因而，实际选取的压缩比否要比ε*opt，η低一些。这既能使机组的效率维持在较高的水平上，同时有能兼顾比功，使机组的尺寸减小。图2-11给出了实际的简单循环燃气轮机的热效率ηc、比功le，与压缩比ε*和温度比τ的变化关系。图中，燃气轮机的燃气初温t*3介于1149-1371℃范围内变化，而压缩比ε*在10~16之间。由图中可以明显地看到：当ε*恒定时，随着t*3值的增高，比功总是随之增大的。当t*3恒定时，随着ε*的变化，比功则有一个最佳的压缩比ε*opt，1。但是，当ε*恒定时，随着t*3值的增高，机组的热效率ηc反而略有下降的趋势。只有在比较高的压缩比ε*条件下，才有可能获得较高的热效率ηc。从图上看不到当τ恒定时，使ηc达到最高值时所对应的ε*opt，η。这是由于目前的压气机尚未能够设计达到相当高的压缩比的缘故。也就是说：目前的工业型燃机轮机根本上是按ε*opt，1的条件来设计的。因而在现有已达到的t*3条件下，继续改进压气机的设计，使其压缩比进一步提高，则仍有增大机组热效率的潜力。图2-10在不同的ξ值下，ηc与ε*的变化关系(计算中取ηy*=0.84，ηt*=0.87，τ=2.86)图2-11实际的简单循环燃气轮机的ηc、le=f(ε*，t3*)关系对于联合循环来说，ε*opt，η值非常接近于简单循环燃气轮机中的ε*opt，1。涡轮和压气机效率为了分析涡轮效率的影响，把式(2-16)写成(2-23)式中如涡轮效率有一小变化，则内效率的变化可由下式表示(2-24)式(2-23)和式(2-24)相除，即化为相对变化(2-25)式中忽略比热容的变化则(2-26)所以(2-27)系数是功比的倒数，它表示内效率相对变化大于涡轮效率相对变化的倍数。在常用的和范围中，=2~3这意味着变化1%，发动机内效率将变化2%~3%。进一步考虑压气机效率变化的影响。同理(2-28)式中(2-29)或(2-30)通常≈1~2，也就是说压气机效率变化1%，发动机内效率将因此变化1%~2%，所以压气机中的损失对发动机内效率也有明显的影响，但比涡轮效率的影响弱些。涡轮、压气机效率变化的影响大小，还取决于它们本身效率的高低，如本身效率(指和)愈低、温度比越小、压比愈高，则涡轮压气机效率的变化对发动机内效率的影响愈大。压力损耗发动机的压力损耗是由进气道流动阻力，燃烧室流阻和热阻以及排气道的流阻所引起。在工程实践中往往用总压恢复系数，或称压损系数来计量压力损耗。压损系数的定义是研究对象(例如进气道)的出口总压与进口总压之比，所以，在简单循环燃气轮机中，由压损引起的总压恢复系数包括有：进气道：燃烧室：排气道：我们在压气机的压比和循环的温度比保持与无压损时相等的条件下，讨论压力损耗的影响。有压损时，涡轮的膨胀比不再等于压比，而应由下式确定：显然，令，则。既然和不变，那么在发动机内效率和比功的表达式[式(2-15)、式(2-16)]压缩功与加热量都不会变化，压损的存在仅导致涡轮膨胀功lt的减小。无压损时膨胀功：有压损时膨胀功：有压损时比功(忽略比热容变化)：(2-31)从而压损引起的比功下降为：(2-32)压损对发动机内效率的影响很厉害，为了讨论该影响，引入所谓膨胀过程的配置系数，定义为：即有压损时与无压损时等熵膨胀功之比。这样，内效率公式(2-16)在有压损时可改写为：(2-33)与式(2-16)相比，仅在分子第一项中多了，由于压损引起效率的相对减少为：把用式(2-18)而用式(2-33)代入，得：式中——膨胀过程的系数配置功系数——无压损时功比，见式(2-26)。分析和的表达式可见，压损愈大，总压恢复系数就愈小，也愈小，内效率的损失也就愈大。如压损系数一定，则就愈小，愈小，部件效率和愈低，就愈小。因此内效率的损失也就愈大。所以在低压比、低温度比的发动机特别要注意压损的控制。进一步讨论压损的存在对最佳压比值的影响，首先把比功(式2-31)对压比求偏导，置零后解得：(2-34)与式(2-19)相比，可见压损存在使相对于比功的最佳压比稍有上升。相对于效率的最佳压比，可由式(2-20)对压比偏导置零后解出(2-35)或(2-36)在无压损时，式(2-36)即化成式(2-22a)，压损使总压恢复系数和最高效率同时下降。一般发动机中(简单循环)，压力总损失为4%~10%，=0.96%~0.90%，则=(1.02~1.05)，=(0.97~0.99)。考虑到曲线在极值的影响不致于会引起严重的后果，但是压损对最大效率值是有影响的，=(0.985~0.95)令式(2-33)中分子为零，即比功为零，解得：(2-37)或按上式计算结果知，当时，只要压损为30%~50%，发动机比功和效率就变为0；当时，压损为50%~75%，发动机比功和效率也趋近于零。ηy*、ηr*、ηt*、ξ和τ等参数对机组热效率影响程度的比较应该指出：机组的各部件效率ηy*、ηr*、ηt*，流阻损失参数ξ和温度比τ对燃气轮机的比功和热效率的影响程度是有差异的。下面，让我们举一实例来说明这个问题，如表2-1所示。表2-2几种参数对机组热效率影响程度之比较循环情况影响程度ηy*=0.84，ηr=0.97，ηt*=0.87，ξ*=5，τ=2.86，ξ=ξyξrξt=1.0ρηc=Δηc/ηc=3.84ηt*/ηt*=3.84ρηt*ρηc=2.30Δηy*/ηy*=2.30ρηy*ρηc=1.00Δηr/ηr=1.00ρηr*ρηc=1.47Δτ/τ=1.47ρrηy*=0.84，ηr=0.97，ηt*=0.87，ξ*=5，τ=2.86，ξ=ξyξrξt=0.91ρηc=2.14Δξ/ξ=2.14ρξ表中ρηc——机组循环效率ηc的相对变化量，；ρηt*——燃气透平等熵膨胀效率ηt*的相对变化量，；ρηy*——压气机等熵压缩效率ηy*的相对变化量，；ρηr——燃烧室燃烧效率ηr的相对变化量，；ρr——机组温度比τ的相对变化量，；ξ——机组流阻损失的综合参数，；ρξ——机组流阻损失综合参数ξ的相对变化量，。由表2-2所示的计算结果可以看清：燃气透平的效率ηt*对机组循环效率ηc的影响最大，压气机效率ηy*的影响次之，ξ的影响更次之，其后则是温度比τ和燃烧效率ηr的影响。这些参数对机组比功的影响也有类似的关系。总之，在设计燃气轮机时，我们应该在现实和可能的条件下，尽可能得提高ηy*、ηr、ηt*、ξ和τ这些参数，并按前述原则选择最合适的压缩比ε*，以求提高简单循环燃气轮机和联合循环的比功和热效率。变比热容在燃气轮机发动机热力循环计算时，定比热容的方法只适用于估算中。详细计算时，必须考虑变比热容，也即比热容随温度和工质成分变化而变化。建议采用比热容与温度关系的解析式，因为这种方法的程序编号比较方便，计算机的内存容量要求很小。改善燃气轮机热效率的措施目前，简单循环燃气轮机的燃气初温已达t*3≈1400℃左右，压缩比ε*≈15-16。供电效率则介于35%-38%之间。某些航机改造的燃气轮机由于采用了比较高的压缩比(ε*=30-35)，致使供电效率已被提高到了39.78%-41.57%的可喜水平，但是，改善燃气轮机热效率的潜力却仍然是很大的，因为燃气透平的排气温度t*4一般都很高(有的已接近600℃)，以致有大量的余热q2无偿地被释放给了外界大气。倘若能设法把这些排气余热传递给能作功的高压空气或其他工质(如水蒸气)，使它们在参加燃气轮机循环或其他循环时，把一部分余热转化成为机械功，那么，燃气轮机的热效率就能得以进一步提高。为了实现上述设想，有两个途径可循，即：①利用燃气透平的排气余热，使燃气轮机与蒸汽轮机结合起来成为燃气-蒸汽联合循环：②使燃气轮机采用回热循环。关于燃气-蒸汽联合循环。在此拟附一张适用于设计实际联合循环时参考的联合循环的热效率ηNcc、比功lc与压缩比ε*和燃气轮机初温t*3的关系(请与图2-11比较)，如图2-12所示。图2-12联合循环的热效率、比功与压缩比和燃气初温的关系从图2-12中可以明显地看到：在现有燃气轮机的燃气初温(t*3=1100-1310℃)和压缩比ε*=10-16范围内，当t*3恒定时，随着ε*的变化，确实存在一个使联合循环的热效率趋于最大值的最佳压缩比ε*opt，η。目前，燃气轮机的t*3和ε*的配合关系，虽然不能保证简单循环燃气轮机的热效率达到最佳值，但却能保证联合循环的热效率达到最佳值。这是由于当采用联合循环方案时，与联合循环的热效率为最大时所对应的最佳压缩比ε*opt，η，要比简单循环的燃气轮机者低得多的缘故。在比较图2-11和图2-12时还能看到：在同样的t*3和ε*条件下，联合循环的热效率和比功要比简单循环的燃气轮机大很多，因而，联合循环已成为目前改善燃气轮机的比功和热效率的首选措施。程氏双流体循环从本质上来说，程氏双流体循环方案也是一种燃气-蒸汽联合循环。这种循环的主体设备是与余热锅炉型燃气-蒸汽联合循环非常接近。在燃气轮机后同样安装一台余热锅炉，但是，由余热锅炉产生的过热蒸汽不是送到蒸汽透平中去作功，而是供回到燃气轮机燃烧室中去，与压气机供来的空气一起被加热到燃气透平前的初温T3，然后共同进到燃气透平中去进行膨胀作功(也可以把一部分低压蒸汽，不经过燃烧室加热，而送到燃气透平的低压部分中去膨胀作功)，即：在这种循环方案中，燃气与蒸汽是在同一台透平中膨胀作功的。那时，有两种流体——燃气和蒸汽一起流经燃气透平，这就是双流体循环命名的渊源。由燃气透平排出的燃气与蒸汽的混合物将进入余热锅炉，在其中把余热传给余热锅炉的给水，使其变成过热蒸汽后返回到燃气轮机中去参与循环。余热锅炉后温度为149℃的燃气与蒸汽的混合物则将直接排入大气。显然，这种循环与前节所述的余热锅炉型燃气-蒸汽联合循环有以下几点原则性的差别，即：①不再配置蒸汽轮机和凝汽机等设备，因而整个装置的设备大为简化，尺寸也减少很多。②由余热锅炉提供的全部或部分蒸汽还要在燃气轮机燃烧室中进一步加热到燃气透平前的初温T3相同的水平，即：过热蒸汽的温度T3一定要比常规的蒸汽轮机中所能承受的温度t9(一般为435℃~550℃左右)高得多。这种高温过热蒸汽的作功，势必为提高整个循环的热功转换效率提供了条件。以上这两点是程氏循环的优点。③由于蒸汽膨胀后是经余热锅炉直接排向大气的，即蒸汽的膨胀背压要比采用凝汽器的高得多，这将限定了蒸汽作功能力的充分发挥。④由于蒸汽连续不断地排向大气，难于回收，这就需要大量地向余热锅炉补充软水，补水的处理设备必然庞大，耗费是昂贵的。后两点则是程氏循环的缺点。此外，程氏双流体循环还有以下一些优点，即：①由于有一部分蒸汽被喷到燃气轮机燃烧室的燃烧区中去，可以适当降低燃烧火焰的温度，有利于减少NOx的排放量。②由于燃气中含有水蒸气，就会增高混合气体的传热系数，有利于改善余热锅炉中混合气体的换热效果。在相同的燃气温度条件下，可以从混合气体中抽取更多的热能，使余热锅炉中混合气体的换热提高。③整台机组的作功量增大了，整个循环的热功转换效率提高了。例如：在Allison501-KB发动机上进行的试验表明：为了把过热蒸汽在燃烧室中加温，需要补燃19%的燃料量，但是却能使透平的作功量增加75%，即可以使该发动机的效率由原来的3086kW增加到5400kW，相应地使机组的热效率由原来的29%提高到40%。这种增长程度是诱人的。④倘若我们仍然维持发动机发出原有的额定功率3086kW，显然，在采用双流体循环后，可以大大降低透平前的燃气初温3，这对于延长发动机的寿命大有好处。例如：对于501-KB发动机来说，使燃气初温降低27.8，就可以使发动机的寿命增长一倍。试验还表明，即使在这种温降条件下运行，机组的效率相对地仍然要比原型者提高20%左右。回热循环图2-13中给出了回热循环燃气轮机的示意图。从图上可以看出，它是由压气机、燃烧室、燃气透平，再加上一个新部件---回热器组成的。1-压气机2-回热器3-燃烧室4-燃气透平5-负荷图2-13回热循环燃气轮机的示意图所谓回热器，实质上就是一种热交换设备。当燃气透平排出的高温燃气流经回热器时，可以把一部分热能传递给由压气机送来的低温空气。这样，就能降低排气温度t*4，而使进到燃烧室的燃料量，从而提高机组的热效率。图2-14燃气轮机理想回热循环的温熵图这个问题在T-s图上可以看得很清楚，图2-14上给出了理想回热循环的T-s图。图2-14燃气轮机理想回热循环的温熵图由图2-14可知：在理想情况下，透平的排气温度t*4s可以在回热器中被冷却降低到t*4′=t*2s，而压气机出口的空气温度t*2s则可以在回热器中被加热到t*2′=t*4s。这样，由外界加给空气的热能q1，已不再是简单循环中的面积2s3s3s12s，而应由小面积2′3s3s2′2′来代表；由燃气释放给大气的热能q2，则由简单循环中的面积4s1s1s34s减小为面积4′1s1s4′4′。假如不考虑回热器的流阻损失对透平膨胀比δ*的影响，那么，循环中能够输出的理想净功lcs，应与理想的简单循环者相同，它仍然可以用面积34s12s3来代表。根据关系式(2-9)可知，相对理想的简单循环而言，lcs=lts-lys不变，而q1减小了，因而，回热机组的热效率必然会明显得增高。图2-15燃气轮机实际回热循环的温熵图在实际的回热循环中，回热效应对机组热效率的影响是与理想的回热循环类似的。所不同的只是使机组热效率提高的程度要比理想的回热循环有所减小而已。这是由以下两个原因造成的，即：①在回热器中由于有流阻损失的影响，燃气侧和空气侧都会有压力降，其结果将使燃气透平的进气压力p*3有所降低，而透平的排气压力p*4却有所增高，也就是说透平的膨胀比δ*减小了。显然，这将使机组的比功要比理想的回热循环的小一些；②由于热交换是以温度差为前提的，因而在回热器中透平排气的温度T4′*不可能被冷却到T2*，而只能降低到T4′*；同时在压气机后的空气温度T*2也不可能被加热到T4*，而只能升高到T2′*，，即T4′*>T2*，T2′*<T4*(如图2-15所示)。这就是说，透平排气余热的利用程度要比理想的回热循环的差。换句话说，为了达到同一个燃气初温T*3，供给燃烧室的热能q1就要增加。显然，机组的循环热效率是降低了。图2-15燃气轮机实际回热循环的温熵图通常，人们以回热度μ作为衡量回热器的主要性能指标，在忽略空气与燃气的流量和定压比热容的微量差异后，回热度μ的定义式可简化为：图2-16回热器的回热度与相对回热面积的关系(2-38)图2-16回热器的回热度与相对回热面积的关系式中：T*2——压气机出口的空气温度，即回热器的入口空气温度；T*2′——回热器出口的空气温度，即燃烧室入口的空气温度；T*4——燃气透平的排气温度。很明显，回热度μ实际上就是一个衡量回热器中燃气可能释放的理论热能，是否已被充分利用了的技术特性指标。在不考虑回热器中流阻损失的影响时，回热度越高，回热循环的得益就越大，机组的循环热效率改善得就越多。但是，提高回热度是已增大回热器的换热面积为前提的，其结果将使回热器的重量，体积和流阻损失不断增大，而机组的比功却大为减小。所以，回热度取得过大未必合适。图2-16中给出了回热器的相对换热面积与回热度μ之间的变化关系。由图可见，当μ>0.5以后，换热面积开始逐渐增大。当μ>0.9后，增长率将极为陡峭。因而回热度不能取得过大。实践表明：使μ介于0.5-0.85之间是适宜的。由于回热循环的实质无非就是在简单循环的基础上，部分利用了燃气透平排气余热的一种循环方案而已，因而，在上节中通过对简单循环的分析而得出的某些结论，对于回热循环也是适用的。例如：提高机组各部件的效率ηy、ηr、ηt和温度比τ，或是降低机组各部分的流阻损失等措施，对于提高机组的比功和热效率都是有效的。此外，当这些参数已定时，在回热循环中必然也会存在两个能分别保证机组的比功和热效率为最大的最佳压缩比ε*opt，1和ε*opt，η。实线-τ=3。20，虚线-τ=2。86(计算中取ηt*=0。87，ηy*=0。84，ηr=1。00，ξ=1。00)图2-17回热循环中热效率ηc与ε*、τ和μ的关系曲线但是，在回热循环中ε实线-τ=3。20，虚线-τ=2。86(计算中取ηt*=0。87，ηy*=0。84，ηr=1。00，ξ=1。00)图2-17回热循环中热效率ηc与ε*、τ和μ的关系曲线可是，与简单循环相比，回热循环中的ε*opt，η却会下降很多。图2-17中给出了回热循环的热效率ηc与温度比τ和压缩比ε*的变化关系曲线，可以看清这个问题。由图2-17中可以看出：回热循环燃气轮机的热效率比较高，它与回热度μ与温度比τ的选取有关。当μ和τ的值增大时，ηc将不断提高。但是值得注意的是：当τ一定时，相对于μ=0的简单循环来说，ε*opt，η值却会由于采用了回热循环而大大地降低了，而且随着回热度μ的增大，ε*opt，η值将越趋减小。这个问题可以作如下解释，即在μ=0的简单循环中，当τ一定而ε*过低时，压气机出口的空气温度t*2很低，为了使空气加热到t*3，就要向燃烧室喷入大量的燃料。可是在低膨胀比情况下，透平排气温度t*4却很高(参见图2-15)，那时，大量余热没能被利用。因而在低压缩比ε*情况下，简单循环的热效率显得比较低。但是对于回热循环来说，低压缩比情况下透平排气温度t*4偏高的现象，正好被利用来充分加热压气机出口的低温空气，使它在进入燃烧室之前能够在回热器中被加热到较高的温度，这样就可以大大减少喷到燃烧室中去的燃料量。所以在ε*较低时，回热循环的热效率却能达到较高的水平，即ε*opt，η必然较小。当机组的压缩比进一步提高时，由于压气机出口的空气温度t*2也不断增高，而透平的排气温度t*4却不断地下降。不难设想，随着压缩比的增高，总是会出现一个t*2=t*4的情况，那时不论回热度取得多大，由于燃气与空气之间不存在温度差，回热效应将完全消失，这就与没有回热器的简单循环完全相当。显然，在这种情况下，假如忽略回热器的流阻损失，不论回热度多大，任何回热循环的热效率必然都会下降到与μ=0的简单循环所能达到的水平一样。这就是图2-17中在某一个压缩比ε*下，各条效率曲线都必然要汇集到同一个点(A或A′)上去的根本原因。在简单循环分析中已知：ε*opt，η总是大于ε*opt，1的，以致出现了无法使机组的比功和热效率同时达到最大值的矛盾。这个矛盾在回热循环中却有可能得到解决。因为在这种循环中ε*opt，η减小了，而ε*opt，1却有所增大，两者相互趋近。理论分析证明：当μ=0.5时，ε*opt，1=ε*opt，η，当μ>0.5后ε*opt，η反而会比ε*opt，1小一些。回热循环虽然能改善机组的热效率，但是它将使机组变得笨重而庞大，并且在运行上也没有简单循环燃气轮机那样灵活方便，因而当前还用得不普遍。提高燃气轮机比功的其它措施目前，提高燃气轮机比功的办法还有两个，即采用所谓间冷循环和再热循环方案。间冷循环方案的分析由于在简单循环的燃气轮机中，压气机大约要用掉1/2-2/3左右的透平膨胀功，所剩下的才能作为机组的循环净功输出，因而要想提高机组的比功，自然会想到首先应从减少压气机的耗功量的角度着手。1-低压压气机2-间冷器3-1-低压压气机2-间冷器3-高压压气机4-燃烧室5-燃气透平6-负荷图2-18一级间冷循环燃气轮机的示意图图2-18中给出了一级间冷循环燃气轮机的示意图。当然，最理想的间冷措施应该是；在整个压缩过程中，使空气连续地边加压、边冷却的方案，这样才能保证空气温度恒定不变，压缩耗功量为最小，此即所谓的等温压缩过程。然而，目前人们尚未找到实现这种压缩过程的可行方法。实际可行的方法则是图2-18那样的分级冷却、分级压缩的方案。它把整台机组所需达到的压缩比ε*，按一定规律分配到几个压缩比较低的压气机中去完成，但在逐级加压之前，却使空气经受低温水流的冷却，使空气的温度降低到比水温高出10℃左右，这种冷却空气的装置就是间冷器。图2-19燃气轮机的理想一级间冷循环的温熵图显然，在间冷循环方案中，为了使机组的比功最大，合理地分配各压气机之间的压缩比是甚为重要的，理论分析证明：在压气机的效率ηy和进气温度彼此相同的前提下，这就要求彼此串联工作的每台压气机的压缩比ε1*、ε2*、···，应该取得一样，即：总压缩比ε*为的机组，当分成n次加压时，每台压气机的压缩比应取为ε1*=ε2*=···=εn*=。图2-19燃气轮机的理想一级间冷循环的温熵图间冷循环能够增大机组比功的问题，很容易从T-s图上看清，如图2-19所示。在没有不可逆因素影响的理想简单循环中，机组的比功可以用面积2s3412s来表示，在理想的一级间冷循环中，机组的比功则可以用面积2s″3412s′1′2s″来表示，后者比前者大了一块面积等于2s″2s2s′1′2s″的功。τ=2

.86，ηt*=0

.87，ηy1*=ηy2*=0

.84，τ=2

.86，ηt*=0

.87，ηy1*=ηy2*=0

.84，ηr=1

.0，ξ=1.0，ε1*=ε2*=(ε*)1/21-无间冷的简单循环2-间冷循环图2-20间冷循环的比功与压缩比的变化关系在有不可逆因素影响的实际间冷循环中，也有类似的结果，只是实际循环净功有所减小而已。图2-20中给出了间冷循环的比功与压缩比的变化关系。由图可知，间冷的结果将使机组的最佳压缩比ε*opt，1(ε*opt，η也是如此)增高了。间冷循环的比功虽然要比简单循环大一些，可是，空气在间冷器中会对外界排掉一部分热能，致使增压终了时空气温度T″2s*比较低。当燃气温度T*3一定时，就需向燃烧室喷入更多燃料。这样，对于循环效率不一定是有利的。通常，在压缩比较低时，机组的热效率与不用间冷方案者差不多，甚至在设计不当时由于间冷器中流阻损失过大，还会使热效率有下降的趋势。只有当机组的压缩比取得较高时，间冷方案的循环效率才能有所得益。图2-21中给出了间冷循环的热效率与压缩比的关系，可以说明问题。1-简单循环1-简单循环2-间冷循环图2-21间冷循环的热效率与压缩比的关系再热循环方案的分析为了提高机组的比功，当然，也可以从增大燃气透平膨胀作功的角度来加以考虑。从理论上说，燃气初温T*3越高，透平的膨胀作功量越大。但是，燃气初温T*3受金属材料性能的限制，不能任意增高。为了在T*3恒定的条件下增大透平的膨胀功，可以使燃气在透平中稍微膨胀降温后，把它抽出来再喷油燃烧，使其温度恢复到T*3，然后再去膨胀，这样，就可以增加燃气在透平后几级中的膨胀作功量，从而达到提高机组比功的目的。这种循环方案称为再热循环。不难设想，最理想的再热过程是使燃气在维持在T*3恒定不变的条件下边膨胀边加热，此即所谓的等温膨胀过程。在膨胀比相同时，它能获得最大的透平膨胀功。图2-22中给出了一级再热循环燃气轮机的示意图。1-压气机2-燃烧室3-高压燃气透平4-再热燃烧室5-低压燃气透平6-负荷图2-22一级再热循环燃气轮机的示意图图2-23一级理想再热循环燃气轮机的温熵图与间冷循环相似，为了在级数有限的再热循环中，使机组的比功达到最大，必须合理分配各级透平之间的膨胀比。理论分析证明：在各级透平的效率彼此相等(即ηt1*=ηt2*=···=ηtn*)，而且每次再热后燃气温度都达到初温T*3的前提下，应使每级透平的膨胀比都取得相等，即δ*1=δ*2=···=δ*n=，机组的比功才能最大。再热循环能够增大机组比功的问题，也很容易从T-s图上看出。如图2-23所示。在理想的简单循环中，机组的比功可以用面积2s34s12s来表示。在理想的一级再热循环中，机组比功则可以用面积2s34′3′4″4s12s来表示。后者比前者大了一块面积等于4′3′4″4s4′的功。图中3→4′线是燃气在高压透平中的等熵膨胀线；4′→3′线是燃气在再热燃烧室中等压加热的过程线；3′→4″线是燃气在低压透平中的等熵膨胀线；3→3′→3″线则是理想的等温膨胀线。当机组按理想的等温膨胀过程膨胀时，透平的膨胀作功量为最大，因而，机组的比功也最大，它可以用面积2s33′3″4″4s12s来表示。对于有不可逆因素影响的实际再热循环来说，也有类似的结果，只是实际循环的净功有所减小而已。图2-24中给出了再热循环的比功与压缩比的变化关系。由图可知，再热的结果将使机组的最佳压缩比ε*opt，1(ε*opt，η也是如此)增高了。1-简单循环2-间冷循环(计算中取τ=2.86，ηt1*=ηt2*=0.86，ηy*=0

.84，ηr=1

.0，ξ=1

.0，δ1*=δ2*=(δ*)1/2，T’3*=T3*)1-简单循环2-间冷循环(计算中取τ=2.86，ηt1*=ηt2*=0.85，ηy*=0.83，ηr=1.0，ξ=1.0，T’3*=T3*，δ1*=δ2*=(δ*)1/2)图2-24再热循环的比功与压缩比的关系图2-25再热循环中热效率与压缩比的关系与间冷循环相仿，在实际的再热循环中，当压气机的压缩比的比较低时，机组的热效率反而会不如简单循环。因为再热的结果需要从外界吸入更多的热量q1，它与比功增高的得益不能相平衡，只是在压缩比较高的情况下，采用再热方案才有可能使循环效率稍有提高。图2-25中给出了比较关系，可以说明问题。在再热循环中当然需要采用再热燃烧室，它也会使机组的结构复杂化。但是，再热燃烧室的重量和体积一般要比间冷器小得多，它又无需用水，因而在工程实际中，再热循环方案用得还比较多，特别是在航空燃气轮机中更是如此。再热循环的燃气轮机及其联合循环已在ABB公司设计的GT24和GT26燃气轮机和KA24和KA26联合循环机组中获得实际应用。但是，它没有遵循δ*1=δ*2=那样的膨胀比分配规律，否则，燃气轮机的排气温度t*4会过高，不利于在联合循环中采用常规的蒸汽轮机流程。在ABB的设计中，以选择最佳的排气温度t*4值为目标(t*4控制在608-610℃范围内)，使2/3的燃料量在第一个燃烧室中燃烧，使1/3的燃料量在第二个再热燃烧室中燃烧，由此来分配第一次膨胀与第二次膨胀过程之间的膨胀比的分配关系。这种分配关系的结果是δ*1要比δ*2小很多。在T*3=T′*3的前提下，第一次膨胀后燃气的温度相当高，它在有利于燃料在再热燃烧室中的燃烧，又能使t*4值被控制在预定的608-610℃合适的范围之内，以便于联合循环机组中余热锅炉和蒸汽轮机流程的设计。现代燃气轮机的主要参数与性能为了提高燃气轮机的效率和比功，同时增大其单机容量，世界各国的燃气轮机厂商都进行了大量的研究工作，着重点在于提高燃气轮机的参数水平，如：燃气初温T*3、压缩比ε*、空气流量以及主要部件的效率η*y、η*t等。为此，需要采用耐高温的合金材料来制作透平的通流部分和燃烧室的火焰管；设计先进的叶片的冷却结构，以及自动化程度很高的、运行安全可靠的调节控制和保护系统。图2-26、图2-27和图2-28上给出了GE公司几种型号燃气轮机的空气流量、压缩比以及燃气初温随年代的发展情况，它大体上反映出世界范围内燃气轮机主要参数的进展。图2-29给出了三菱公司燃气轮机的发展。表2-3、表2-4、表2-5、表2-6和表2-7中分别给出了GE公司、Siemens公司、ABB公司西屋公司与三菱公司当今几种50周波的燃气轮机之性能参数。它们代表了工业型燃气轮机的现有水平。表2-8中则给出了航机改型的几种工业燃气轮机的性能参数。上述表2-3至表2-7中所示数据，都是在15℃的海平面条件下燃烧天然气时，不包括压气机进口滤网损失和透平排气导管损失以及辅助功率消耗情况下的性能，但已扣除了机组齿轮转动损失和发电机效率的影响。图2-26GE公司机组之空气流量随年代的发展情况图2-27GE公司机组之压缩比随年代的发展情况图2-28GE公司机组之燃气初温和高温材料随年代的发展情况图2-29三菱燃气轮机的发展表2-3GE公司的几种50周波燃气轮机的性能参数简单循环PG5371(PA)PG6541(B)PG6101(FA)PG9171(E)PG9231(EC)PG9351(FA)PG9391(G)发电机功率/KW基本尖峰净热耗率(LHV)/基本[kJ/(kW·h)]尖峰供电效率(LHV)/基本(%)尖峰压缩比透平第一级动叶前的燃气初温(tB)/℃转速/(r/min)空气流量/(kg/s)排气流量/(kg/s)排气温度/℃26300278301264712636.528.4728.4910.5962.85094122.474873834041