МОСКОВСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ОТКРЫТЫЙ УНИВЕРСИТЕТ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Курсовой  проект

          

По дисциплине: Общая энергетика 

Тема: Расчёт тепловой парогазовой установки 
 
 
 
 
 
 
 
 

Энергетический  факультет

Специальность – 140211 (1004)                

Студентка 5 курса

Шифр:

Выполнил:

Проверил:  
 

Москва 2007 г

Задание.

     Рассчитать  упрощённую тепловую схему парогазовой  установки (рис.1) с высоконапорным  парогенератором. В установке  сжигается ставропольский газ. 

Исходные  данные

                                                                                                            Таблица 1

 

                                                                                                             Таблица 2

 

D_ne – расход пара после парозапорной задвижки ВПГ

G_в – расход воздуха через компрессор

π –  степень повышения давления в компрессоре

η^а_к – адиабатический КПД компрессора

η^в_т – Внутренний КПД газовой турбины

t_нв – температура наружного воздуха

t_гт –температура газов перед турбиной

Q_т – расход топлива из отбора на сетевой подогреватель

Р_ne – давление пара после парозапорной установки

Р1 –  давление отбора пара

Р2 –  давление отбора пара

Р3–  давление отбора пара

Р_к –давление в конденсаторе паровой турбины

t_ne – температура пара после парозапорной задвижки

η _oi – внутренней относительного КПД (части высокого давления паров турбины)

η _oi – внутренней относительного КПД (части низкого давления паров турбины)

     1. Изобразите совмещённый процесс  газовой и паровой ступеней  схемы в T*S-диаграмме и кратко опишите его. Рассчитайте и постройте процесс расширения пара в паровой турбине в h-S-диаграмме, пользуясь значениями внутренних относительных КПД частей турбины. Опишите достоинства и недостатки парогазовых установок.

     2. Произведите расчёт тепловой  схемы паровой части ТЭС и  определите мощности на клеммах генератора паровой турбины.

     3. Определите мощность, потребляемую  компрессором, и температуру воздуха  на выходе из компрессора.

     4. Определите мощность на клеммах  генератора газовой турбины и  температуру газов после турбины.

     5. Определите температуру подогрева воды в газовом подогревателе ГП-1.

     6. Определите температуру уходящих  газов (после ГП-2) и потери тепла  с уходящими газами q₂.

     7. Определите расход топлива в  топке парогенератора

     8. Вычислите КПД установки брутто. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Строим процесс расширения пара  в паровой турбине по h-S-диаграмме. На пересечении   изобары   и изотермы при начальных значениях давлений Р_ne  и

температуре t_ne находим точку 0 начала расширения пара в турбине и энтальпию в этой точке h_ne. Проводим вертикаль от найденной точки до пересечения с изобарой Р₁. Точка пересечения линий имеет энтальпию h_а1. 

Расчёт  процесса расширения пара в паровой  турбине в H–S–диаграмме

Пересечение  Р_ne =13,5 МПа и t_ne =510 ^ºС имеет энтальпию: h _ne = 3460 кДж/кг

Пересечение Р₁ = 0,15 МПа перпендикуляра от точки 0 имеет энтальпию:

h _а1 = 2790 кДж/кг

Находим теплоперепады от Р_ne до Р_1а:

H_{1 а}= h_ne– h_1а=3460 – 2770 =690 кДж/кг

Действительный  теплоперепад равен:

H_{1 д} = η _{oi ЧВД}× H_{1 а} =690×0,7=483 кДж/кг

Действительная  энтальпия пара в отборе при давлении Р₁=0,15 МПа равна:

h_{1 д}= h _ne–H_{1 д}=3460 – 483 = 2977 кДж/кг  

Находим теплоперепады от Р_ne до Р _2а:

H_{2 а}= h_ne– h_2а=3460 – 3030 =430 кДж/кг

Действительный  теплоперепад равен:

H_{2 д} = η _{oi ЧНД}× H_{2 а} =430×0,65=279,5 кДж/кг

Действительная  энтальпия при  расширении пара в  ЧНД    при  давлении Р₂=0,6 МПа равна:

h _{2 д}= h _ne–H_{2 д}=3460 – 279,5 = 3180,5 кДж/кг  

Находим теплоперепады от Р_ne до Р _3а:

H_{3 а}= h_ne– h_3а=3460 – 3260 =200 кДж/кг

Действительный  теплоперепад равен:

H_{3 д} = η _{oi ЧНД}× H_{3 а} =200×0,65=130 кДж/кг

Действительная  энтальпия при  расширении пара в  ЧНД  равна:

h _{3 д}= h _ne–H_{3 д}=3460 – 130 = 3330 кДж/кг 

Потери  давления в регулировочных клапанах теплофикационного отбора составляют 20%:

ΔР= Р₁×0,2

ΔР=0,15×0,2=0,03 МПа

Р_1ЧНД= Р₁– ΔР

Р_1ЧНД=0,015 – 0,03=0,12 МПа

Потеря  давления происходит в процессе дросселирования  пара при постоянной энтальпии, поэтому  из точки Р₁ с энтальпией h₁ проводим горизоталь до пересечения с изобарой Р_1ЧНД. Из точки пересечений проводим вертикаль до изобары Р_к и находим h_к:

Находим теплоперепады от Р_ne до Р _ка:

H_{к а}= h_ne– h_ка=3460 – 2210 =1250 кДж/кг

Действительный  теплоперепад равен:

H_{к д} = η _{oi ЧВД}× H_{к а} =1250×0,7=875 кДж/кг

Действительная  энтальпия при  давлении Р_к=0,0035 МПа равна:

h _{к д}= h _ne–H_{к д}=3460 – 875 = 2585 кДж/кг 

 

Составим  сводную таблицу  параметров пара в  основных точках процесса

 

    
 
 
 
 
 
 
 

     Переходим к расчёту тепловой схемы паровой части ТЭС.

     Составляем уравнения теплового  баланса для каждого подогревателя.  Предлагается рассмотреть элементы  тепловой схемы в следующей  последовательности: П1, П2, ГП-2, СП, ГП-1. При составлении уравнения теплового баланса для П1 и П3 принять недогрев питательной воды регенераторного подогревателя равным 3 – 5^ºС. Уравнения тепловых балансов составляются с подстановкой пара и воды в долях относительно D_ne:

Доля  воды после конденсатора: α_к=D_к/ D_ne

Доля  пара отборов: α₁=b₁/ D_ne ; α₂= D₂/ D_ne ; α₃= D₃/ D_ne      

Доля  питательной воды после деаэратора: α _q= D_q/ D_ne=1

Доля  пара на сетевой подогреватель: α _cn=D_q/ D_ne 

П–1 – регенеративный подогреватель питательной воды. Принимаем недогрев питательной воды 3^ºС. 

Р₁=0,15 МПа

t₁=255^ºС

h_1д=2977 кДж/кг 

Р_к=0,0035 МПа

t_нк=111,84 кДж/кг

t_к=75^ºС 

t_H1=467,08 кДж/кг

t_H1΄=111,35 ^ºС 

Р₂=0,6 МПа

h₁˝= t_H1 – 3^ºС×4,19 =467,08 – 3×4,19 =454,51 кДж/кг 
 

Составим  уравнение теплового  баланса:

α₁h_1д+ α_к t_нк =α_к h₁˝+ α₁t_H1

α₁(h_1д – t_H1) = α_к (h₁˝– t_нк)

α₁( 2977 – 467,08) = α_к (454,51  – 111,84)

α₁× 2509,92 = α_к×342,67  

α₁= α_к×0,136  

 

П – 2 деаэратор 

 

Р₂= 0,6 МПа

h_2д=3030 кДж/кг

t₂=300^ºС

t_H2= 670,5 кДж/кг

t_H1= 467,08 кДж/кг

t_H3=908,6 Дж/кг

t_сп=t_H1΄+30^ºС =111,35+30=141,35^ºС 

Составим  уравнение теплового  баланса:

1× t_H2= α_к h₁˝+ α_спh_гп2+ α₁ t_H1+ α₂h_2д+ α₃ t_H3

670,5= α_к×454,51 +α_сп×596,8+ α₁×467,08+ α₂×3030 + α₃×908,6 

Для    деаэратора   П2  кроме   уравнения    теплового     баланса   составляем

уравнение материального баланса:

α _к+ α ₁ +α ₂ +α₃ +α _сп=1

П-3–  регенеративный подогреватель питательной воды. Принимаем недогрев питательной воды 3^ºС. 

Р_ne=13,5 МПа

h_ne=3460 кДж/кг

Р₃=2 МПа

t_H3=908,6 кДж/кг

t₃=415^ºС

h_д3= h_3а =3260 кДж/кг

t_H2=670,5 кДж/кг

D_ne=170 кг/с 

h₃˝= t_H3 – 3^ºС×4,19 =908,6 – 3×4,19 =896,03 кДж/кг 

Составим  уравнение теплового  баланса:

α₃h_д3+ α_д t_н2 =α₃ t_H3 + α_д h₃˝

α₃(h_д3 – t_H3) = α_д (h₃˝– t_н2)

α₃( 3260 – 908,6) =1×(896,03  – 670,5)

α₃= 0,096 

Доля  пара отбора α₃= 0,096:

α₃= D₃/ D_ne 

Абсолютное  значение отбора D₃:

0,096=D₃/170

D₃= α₃×D_ne=0,096×170=16,32 кг/с     

Сетевой подогреватель

Р₁=0,15 МПа

h_1д=2977 кДж/кг

h_кд=2585 кДж/кг

h₁˝=454,51 кДж/кг

t_H1=467,08 кДж/кг

D_ne=170 кг/с

Q_т=180 МВт 

Q_т= D_сп× (h_1д – t_H1 )

D_сп= Q_т/h_1д – t_H1=180000/2977 – 467,08 =71,71

Доля  пара на сетевой подогреватель:

α_сп= D_сп/ D_ne

α_сп= 71,71/170=0,422

Абсолютное  значение отбора  D_сп:

D_сп= α_сп× D_ne

D_сп= 0,422×170=71,74 кг/с 

Составим систему  уравнений из двух уравнений теплового  баланса для П1 и П2, а также  уравнение материального баланса для П2:

α₁= α_к×0,136  

1× t_H2= α_к h₁˝+ α_спh_гп2+ α₁ t_H1+ α₂h_2д+ α₃ t_H3

α _к+ α ₁ +α ₂ +α₃ +α _сп=1

  

α₃= 0,096

α_сп= 0,422

  

α _к+ α _к×0,136+α ₂+0,096+0,422=1

1,136×α _к=0,482–α ₂1,136×α _к

α ₂=0,482–1,136×α _к 

670,5= α _к×454,51+0,422×596,8+ α _к×0,136×467,08+ α ₂×3030+0,096×908,6

331,42=518,03×α _к+ α ₂×3030

331,42=518,03×α _к+ (0,482 – 1,136 × α _к ) ×3030

1129,04=2924,05× α _к

α_к= 0,386 

α₁=0,386×0,136

α₁=0,052 

α ₂=0,482–1,136×0,386

α ₂=0,482–0,438

α ₂=0,044 

Проверка: 0,386+0,052+0,044+0,096+0,422=1 

Абсолютное  значение отбора  D₁:

D₁= α₁× D_ne

D₁= 0,052×170=8,84 кг/с

Абсолютное  значение отбора  D₂:

D₂= α₂× D_ne

D₂= 0,044×170=7,48 кг/с

Абсолютное  значение отбора  D_к:

D_к= α_к× D_ne

D_к= 0,386×170=65,62 кг/с 

Определяем  мощность турбины:

N_э=η _м×η _г×[D_к×(h_ne–h_кд)+D_з×(h_ne–h_зд)+( D₁+D_сп)×(h_ne–h_1д)+D₂×(h_ne–h_2д)], МВт

Принять произведение η _м× η _г равным 0,99.

N_э= 0,99×[65,62×(3430–2585)+16,32×(3430–3330)+(8,84+71,74)×(3430–2977)+ +7,48×(3430–3180,5)]=99,54, МВт 
 

    

  
 
 

Переходим к расчёту газовой  части.

Определяем  давление и температуру  воздуха за компрессором:

Р_вк=π×Р_нв

Р_вк =6,7×0,1=0,67 Мпа

Т_вк=Т_нв×π^к-1/к×η

Т_вк =(273+5) ×6,7^{(1,4-1)/1,4×0,885}=511,5  К

где Р_нв и Т_нв – давление и температура наружного воздуха, а К – показатель адиабаты: К=1,4

Внутреннюю мощность компрессора определяем по формуле:

N^в_к= С_р×(t_вк– t_нв) ×G_в/η^а_к

N^в_к =1×(238,5 – 5) ×185/0,885=48,81 МВт

где  G_в – расход воздуха через компрессор

С_р – теплоёмкость воздуха, 1к Дж/кгК

Принимаем   аэродинамическое   сопротивление   ГП-1 и   ГП-2  ΔР_эк  равным

0,008 МПа,  потери давления по газовому  тракту от компрессора до газовой  турбины ΔР = 0,03 МПа.

Определяем  степень расширения газов в турбине  по формуле:

U= Р_вк – ΔР/ Р_нв + ΔР_эк

U =0,67 – 0,03/0,1+0,008=5,93

Задаёмся  расходом газообразного топлива.

Определяем  расход воздуха через  газовую турбину:

G_гт = G_в + В

G_гт =185+10=195 кг/с

где  В –  расход топлива, кг/с. Принимаем В=10 кг/с

Коэффициент избытка воздуха  находим по формуле:

α _гт = G_в/ j_в×V₀×В

α _гт =185/1×10×10=1,85

где V₀ – теоретический необходимый объём воздуха для сжигания 10 кг топлива, м³/кг;

j_в – удельная масса воздуха, 1 кг/м³

     Принимаем предварительно температуру  газов за турбиной. По средней  температуре газов в турбине  определяем показатель адиабаты  расширения газов в турбине  и теплоёмкости, используя графики (рис.2 и 3 методического пособия)

Принимаем предварительно температуру  газов за турбиной:

Т_тг=676 К

Температура газов перед турбиной: Т_тг1=725+273=998 К

Средняя температура газов  в турбине: Т_ср=998+676/2=837 К

Определяем  показатель адиабаты расширения газов в турбине: К=1,312

Определяем  теплоёмкость: С_р=1,19 кДж/кг×К

Уточняем  температуру газов  после турбины:

Т_гт2=Т_гт1 – Т_гт1×(1– 1/ π^к-1/к) η^а_гт

Т_гт2=998–998×(1–1/6,7×(1,312 1)/1,312)×0,885=678 К

Разница с предварительно заданным значением составляет 678 – 676=2К, что допустимо, следовательно, можно принять полученное значение для дальнейших расчетов

Определяем  мощность на валу газовой  турбины:

N^в_гт=С_р×G_гт×(Т_гт1–Т_гт2)×η^м_гт/η^а_гт

N^в_гт =[1,19×195×(998–676)/0,875]×0.995=84,97Мвт

где η^м_гт – механический КПД, равный 0,995

Электрическая мощность газовой  турбины равна:

N_изб=( N_гт –N_к ) ×η_гт

N_изб =(84,97 – 48,81) × 0,995=35,98 МВт

Определяем  расход тепла на выработку  электроэнергии ГТ:

Q_гт= 860×( N^в_гт – N^в_к)

Q_гт = 860×(84,97 – 48,81)=31,1 МВт

Коэффициент избытка воздуха  перед экономайзером  ГП-1:

     α _эк= G_в/ j_в×V₀×В

Теплосодержание теоретически необходимого воздуха:

J_хв= V₀×С×Т_хв

J_хв =10×10×278=27800 кДж/с

Теплосодержание газов перед газовым  подогревателем ГП-1:

J_гп1= С_р×G_гт× Т_тг2

J_гп1=195×1,19×676=156866 кДж/с 

Теплосодержание воды перед ГП-1:

J΄_гп1= D_ne× h˝₃

J΄_гп1=170×896,03=152325,1 кДж/с 

Теплосодержание газов после ГП–1, учитывая что они  охлаждаются на 40 ˚С:

Т˝_тг1= Т_тг2 – 40 ˚= 678 – 40 = 638К

J˝_гп1= С_р×G_гт× Т˝_тг1=195×1,19×638=148048 кДж/с 

ГП-1 –газовый подогреватель  питательной воды (экономайзер)

Р_ne=13,5 МПа

J΄_гп1=156866 кДж/с

h˝₃=896,03 кДж/с

J˝_гп1=148048 кДж/кг

D_ne=170 кг/с

Составим  уравнение теплового  баланса:

J΄_гп1+ D_ne× h˝₃= J˝_гп1+ D_ne× h ˝_гп1

h΄_пв= J΄_гп1 – D_ne× h˝₃ – J˝_гп1

h΄_пв=156866+170×896,03 –148048=947,9 кДж/кг  

ГП-2 – газовый подогреватель  питательной воды (экономайзер)

h΄_гп2=596,8 кДж/с

h˝₁=454,51 кДж/с

J˝_гп1=148048 кДж/кг

D_сп=71,74 кг/с

G_гт=195 кг/с  

Составим  уравнение теплового  баланса:

J˝_гп1+ D_сп× h˝₁= G_гт× h΄_гп2 + D_ne× h ˝_гп1

h΄_пв= J˝_гп1+ D_сп× h˝₁ – D_сп× h΄_гп2 / G_гт

h΄_пв=(148048+71,74×454,51 –71,74×596,8)/195=706,87 кДж/кг

Найдем С_Р при температуре Т˝_тг1= 638К

С_Р=1,127 кДж/кг×К

Т_ух.г.= h΄_ух.г./ С_Р

Т_ух.г.= 706,87/1,129=626,1 К

Найдем  С_Р при Т_ух.г.= 626,1 К

С_Р=1,127 кДж/кг×К

J_ух.г.= G_гт× С_Р× Т_ух.г

J_ух.г.= 195×1,127×626,1=137594,86 кДж/кг

Принимаем потери от химического недожога q₃=0,3%,, потери с механическим недожогом q₄ = 0%, (т.к. сжигается газообразное топливо), потери от наружного охлаждения котла через обмуровку q₅ = 0,5%.

Потери  тепла с уходящими  газами равны:

q₂ = J_ух – α _гт× J_хв/Q^н_р

q₂ =(137594,86 – 1,85 ×27800)/41900=2,06%

 

Определяем  КПД ВПГ:

η _впг= 100 – (q₂ + q₃ + q₅)=100 – (2,06+0,3+0,5)=97,14%

Расход  топлива:

В=D_ne×( h _ne– h _nв)+Q_гт/η _впг×Q^н_р=170×(3430–896,03)+31100/0,971×41900

В=9,74кг/с

     Сравниваем полученное значение  с ранее принятым в расчёте. 

10 –  9,74=0,26%

Χ=0,26×100/10=2,6%

Определим КПД установки  брутто:

η ^бр_пгу= N^э_гт + N^э_пт / В×Q^н_р – Q_т

η ^бр_пгу =35980+8967/9,74×31100 – 180000