Расчёт цикла парогазовой установки
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров»
Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей
РАСЧЕТ ЦИКЛА ПАРОГАЗОВОЙ УСТАНОВКИ
Студент
Руководитель
Санкт-Петербург
2015
Содержание
- Введение
3 - Расчет параметров цикла ГТУ
6 - Определение расходов рабочих
тел ПГУ
7 - Построение теплового процесса
расширения пара в турбине
8 - Расчет регенеративной системы
паровой турбины
9 - Определение мощности, развиваемой
паровой турбиной
10 - Определение расхода охлаждающей воды в конденсаторе паровой турбины 11
- Определение показателей эффективности
ПГУ
11 - Влияние паровой регенерации
на эффективность ПГУ
11 - Исследование эффективности ПГУ при трехступенчатом сжатии воздуха
в компрессоре
1.Введение
ОПИСАНИЕ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ СХЕМЫ ПАРОГАЗОВОЙУСТАНОВКИ С ВЫСОКОНАПОРНЫМ ПАРОГЕНЕРАТОРОМ
Стремление повысить термический КПД паротурбинных газотурбинных установок привело к созданию комбинированных парогазовых циклов. В этих установках работают два рабочих тела: газообразные продукты сгорания топлива и водяной пар. Принципиальная схема такой парогазовой установки с высоконапорным парогенератором представлена на рис. 1. Она состоит из следующего основного оборудования: высоконапорного парогенератора (ВПГ) с промежуточным перегревом пара, паровой конденсационной турбины, газотурбинного агрегата, включающего газовую турбину (ГТ) и компрессор (К).
Установка работает следующим образом: атмосферный воздух, сжатый в компрессоре, подается в высоконапорный парогенератор, работающий на жидком или газообразном топливе, сжигаемом под давлением. Продукты сгорания топлива с требуемой температурой (700-1100°С) поступают в газовую турбину, в которой расширяются до атмосферного давления и затем, охладившись в горячей стороне газового подогревателя до температуры 120-160°С, выбрасывается в атмосферу.
Перегретый пар из ВПГ поступает в часть высокого давления (ЧВД) паровой турбины, в которой расширяется до промежуточного давления . Далее пар отводится из турбины а промежуточный пароперегреватель, где нагревается до первоначального значения температуры. Вновь перегретый пар возвращается в часть низкого давления (ЧНД) паровой турбины, в которой расширяется до давления в конденсаторе (КД).
Конденсат из конденсатора, под действием конденсатных насосов, прокачивается через систему регенеративных подогревателей, включающую в себя подогреватель низкого давления (ПНД) и деаэратор (Д).
Подогрев воды в них осуществляется паром, отбираемым из отборов турбины.
Подогретая таким образом питательная вода насосом (ПН) подается в холодную сторону газового подогревателя, где нагревается до температуры кипения и затем направляется в высоконапорный парогенератор.
Рис.1 Принципиальная схема ПГУ:
ВПГ – высоконапорный парогенератор; ГТ – газовая турбина; К – компрессор; ГП – газовый подогреватель; ЧВД, ЧНД – части высокого и низкого давления паровой турбины; КД – конденсатор; КН – конденсатный насос; ПНД – подогреватель низкого давления; Д – деаэратор; ПН – питательный насос;
1, 2 (2д) – всасывание и нагнетание воздуха в компрессоре; 3, 4 (4д) – вход и выход газа в газовой турбине; 5 – выброс газа в атмосферу; 6, 7 (7д) – вход и выход пара ЧВД; 8, 9 (9д) – вход и выход пара в ЧНД; 10 – вход основного потока конденсата из конденсатора; 11 – выход подогретого конденсата из ПНД; 12 – подача питательной воды в газовый подогреватель; 13 – подача питательной воды в ВПГ.
Термический цикл ТГУ с ВПГ представлен на рис.2 и включает в себя следующие процессы:
1-2 – процесс изоэнтропного сжатия воздуха в компрессоре;
1-2 – действительный (политропный) процесс сжатия воздуха в компрессоре;
2-3-m – изобарный процесс сжигания топлива в ВПГ, связанный с подводом теплоты к циклам газотурбинной и паросиловой установок;
3-4 и 3-4 – теоретический (изоэнтропный) и действительный (политропный) процессы расширения газа в газовой турбине;
4-5 – изобарный процесс
охлаждения отработавших в
5-1 – изобарный процесс охлаждения продуктов сгорания в атмосфере;
6-7 и 6-7 – теоретический (изоэнтропный) и действительный (политропный) процессы расширения пара в ЧВД паровой турбины;
7-8 – изобарный процесс перегрева пара во вторичном пароперегревателе;
8-9 и 8-9 – теоретический (изоэнтропный) и действительный (политропный) процессы расширения пара в ЧНД паровой турбины;
9-10 – изобарно-изотермический процесс конденсации пара, отработавшего в паровой турбине;
10-11-12 – изобарный процесс
подогрева основного потока
12-13 – изобарный процесс
подогрева питательной воды в
газовом подогревателе за счет
регенерации теплоты в цикле
газотурбинной установки в
Подогреватель низкого давления регенеративной системы паросиловой установки (ПСУ) является теплообменником поверхностного типа, в котором по трубкам движется питательная вода, а в межтрубное пространство подается греющий пар из отбора турбины. Образующийся в межтрубном пространстве ПНД конденсат отводится в трубопровод, подводящий основной поток конденсата к ПНД.
Деаэратор – это подогреватель смешивающего типа, в котором питательная вода смешивается с греющим паром. Одновременно с этим он служит и для деаэрации, т.е. выделения из питательной воды коррозионно-активных газов, таких как кислород и углекислый газ .
Рис. 2 T-S диаграмма цикла ПГУ с ВПГ
Степень расчета ПГУ, в которой осуществляется процесс превращения теплоты сжигаемого топлива в полезную работу или мощность, характеризуется термическим КПД:
,
где – полезная электрическая мощность, развиваемая паровой и газовой турбиной, кВт; – теплота, затраченная в цикле ПГУ, кВт.
Помимо термического КПД показателем эффективности ПГУ может служить удельный расход топлива на выработку электроэнергии:
, кг/кВт∙ч, где – расход топлива в ВПГ, кг/ч.
2. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ПГУ
Расчет тепловой схемы ПГУ сводится к определению основных параметров состояния рабочих тел и их расходов во всех узловых точках цикла, а также показателей эффективности парогазовой установки.
Исходные данные:
Мощность газотурбинной установки = 27 МВт.
Температура перед газовой турбиной = 795.
Параметры воздуха перед компрессором = 10, = 760 мм.рт.ст.=0,1013МПа
Параметры пара перед паровой турбиной = 4,2 МПа, = 420.
Давление в конденсаторе = 0,012 МПа.
Давление в отборах турбины = 0,12 МПа, = 0,075 МПа.
Давление в промежуточном пароперегревателе = 1,45 МПа.
Внутренний относительный КПД газовой турбины = 0,88.
Внутренний относительный КПД компрессора = 0,85.
Внутренний относительный КПД турбины = 0,78.
Топливо – природный газ, Q= 33000кДж/кг.
Рабочее тело ГТУ обладает свойствами воздуха.
2.1 РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЦИКЛА ГТУ
В качестве определяющего параметра цикла ГТУ при изобарном подводе теплоты принимают степень повышения давления при адиабатном сжатии в компрессоре. Полезную удельную работу цикла ГТУ можно выразить как разность между действительной удельной работой газовой турбины и действительной удельной работой сжатия в компрессоре :
(1)
Выразим каждую из этих работ через ее теоретическое значение:
; .
Запишем выражение для внутреннего относительного КПД реального цикла КПД реального цикла ГТУ в следующем виде:
. (2)
Как известно, работа сжатия в компрессоре находится из равенства
. (3)
Для действительных циклов ГТУ оптимальная степень сжатия определяется по формуле [1]:
, (4)
где коэффициенты ; .
При заданных значениях , , и по выражению находим:
.
Принимаем .
Из соотношения находим:
.
Давление в топке ВПГ составит:
.
Параметры газа на выходе из газовой турбины при изоэнтропном процессе расширения будем определять при условии, что , т.е.
, (5)
, (6)
. (7)
Из соотношений (6) и (7) следует
, (8)
откуда .
Давление .
Значение действительных температур газа на выходе из компрессора и газовой турбины найдем из выражений внутреннего относительного КПД этих машин:
, (9)
. (10)
Из выражений (9) и (10) найдем действительные значения температур газа на выходе из компрессора и газовой турбины.
.
.
2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДОВ РАБОЧИХ ТЕЛ ПГУ
Полезная мощность ГТУ может быть определена из уравнения
. (11)
В выражении (11) - теоретическая мощность, развиваемая газовой турбиной
, (12)
а - теоретическая мощность, потребляемая компрессором
, (13)
Принимая, что , уравнение (11) перепишем в следующем виде:
, (14)
откуда
здесь значение теплоемкости .
Действительная мощность газовой турбины составит:
.
Действительная мощность, потребляемая компрессором:
.
Расход питательной воды, соответствующий расходу острого пара , подаваемого на паровую турбину, определим из уравнения теплового баланса газового подогревателя с учетом действительных параметров газовой ступени:
, (15)
или
, (16)
Температура газа на выходе из газового подогревателя принимается равной . При более низкой температуре наблюдается сернистая коррозия поверхностей нагрева.
Энтальпия воды на выходе из смешивающего подогревателя (деаэратора) определяется из условия, что питательная вода нагревается в нем до состояния насыщения при давлении греющего пара.
В тепловой схеме ПГУ применяется деаэратор атмосферного типа с давлением греющего пара 0,12 МПа.
По таблицам водяного пара для давления 0,12 МПа находим и . Как видно из рис. 2 питательная вода в газовом подогревателе нагревается до состояния насыщения при давлении 4,0 МПа (точка 13). По таблицам водяного пара находим и определим расход.
.
2.3 ПОСТРОЕНИЕ ТЕПЛОВОГО ПРОЦЕССА РАСШИРЕНИЯ ПАРА В ТУРБИНЕ
В цикле ПГУ применяется паровая турбина конденсационного типа с промежуточным перегревом пара, состоящая из части высокого и низкого давления (рис.1). Для определения параметров пара, необходимых в дальнейших расчетах, построим процесс расширения пара в турбине в H-S – диаграмме (рис.3).
По параметрам пара перед турбиной = 4,2 МПа, = 420 на H-S – диаграмму наносится точка 6. Из точки 6 проводится линия 6-7 изоэнтропного процесса расширения пара в ЧВД турбины до пересечения её с изобарой промежуточного перегрева
.
Располагаемый теплоперепад ЧВД турбины определяется по разности энтальпий точек 6 и 7:
(17)
Внутренний (использованный) теплоперепад ЧВД турбины с учетом внутреннего относительного КПД составит:
(18)
Величина откладывается от точки 6 на изоэнтропе 6-7 (отрезок 6А); через точку А проводится прямая, параллельная оси S, до пересечения с изобарой . Точка 7 характеризует действительное состояние пара на выходе из ЧВД турбины. Прямая 6-7 характеризует действительный (политропный) процесс расширения пара ЧВД турбины. При этом энтальпия пара в конце расширения:
(19)
После ЧВД турбины (точка ) пар выводится во вторичный пароперегреватель, где нагревается изобарно до начальной температуры . На H-S – диаграмме по параметрам пара и наносится точка 8, характеризующая состояние пара перед ЧНД турбины. Дальнейшее построение теоретического и действительных процессов расширения пара в ЧНД аналогично процессу расширения пара в ЧВД турбины.
Располагаемый теплоперепад ЧНД определится по разности энтальпий точек 8 и 9:
.
По аналогии с выражениями (18) и (19):
;
.
На H-S – диаграмме на пересечении действительного процесса расширения пара в ЧНД 8- с изобарами пара, отбираемого из отборов турбины , , наносятся точки 14 и 15, характеризующие состояние пара в регенеративных отборах.
Определяется теплосодержание пара в отборах:
; .
2.4 РАСЧЕТ РЕГЕНЕРАТИВНОЙ СИСТЕМЫ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
В регенеративную систему паротурбинной установки входят подогреватель низкого давления и деаэратор (рис.4). Все тепловые расчеты регенеративной системы будем производить в удельных единицах (отнесенных к 1 кг пара, подводимого в турбину).
Рис. 4 Схема регенеративной системы
Обозначим доли пара в отборах турбины через и , значения, которых определим из уравнений теплового баланса регенеративных подогревателей. При этом количество пара, отбираемого из отбора турбины на ПНД подогреватель поверхностного типа выбирается так, чтобы температура на выходе из него равнялась температуре насыщения при давлении в отборе минус . Температура питательной воды на выходе из деаэратора (подогреватель смешивающего типа) принимается равной температуре насыщения, соответствующей давлению греющего пара .
Составление тепловых балансов начинают с подогревателей высокого давления, последовательно переходя к подогревателям низкого давления (по греющему пару).
Как видно из рис.4, расход питательной воды на выходе из деаэратора равен сумме расходов конденсата, поступающего из ПНД и пара из отборов турбины:
(20)
или в удельных величинах:
(21)
Уравнения теплового баланса деаэратора, с учетом выражений (20) и (21), можно записать в виде
(22)
или в удельных величинах:
, (23)
где и – энтальпии воды на входе и выходе из деаэратора.
Значение энтальпии ранее получено ().
Значение энтальпии определяется следующим образом.
По давлению находим по таблицам водяного пара . Тогда температура воды на выходе из ПНД с учетом недогрева, равного , составит:
.
Таким образом,
.
Из выражения (23) находится относительный расход пара на деаэратор:
.
Расход пара на деаэратор:
.
Запишем уравнение теплового баланса ПНД:
(24)
или в удельных величинах:
, (25)
где – энтальпия воды на входе в ПНД.
Как видно, уравнения (24) и (25) имеют две неизвестных величины и . Поэтому для их решения составим уравнение теплового баланса точки смешения:
. (26)
Из выражения (26) получим:
. (27)
Подставляя полученное значение в уравнение (25) и решая его относительно , будем иметь:
, (28)
где – энтальпия воды на выходе из конденсатора, определяется по таблицам водяного пара при давлении в конденсаторе .
Расход пара на ПНД:
.
2.5 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ, РАЗВИВАЕМОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНОЙ
Электрическая мощность, развиваемая паровой турбиной, равна сумме мощностей, развиваемых ее частями высокого и низкого давления:
. (29)
Мощность ЧВД турбины определим по формуле
. (30)
Так как из части низкого давления паровой турбины производятся отборы пара на регенеративные подогреватели, то ее мощность может быть определена по следующему уравнению:
(31)
или
, (32)
где – коэффициенты недовыработки электрической мощности за счет отборов пара из турбины, определяются по выражениям
;
.
Подставив полученные значения в (32) получим:
.
2.6 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСХОДА
С термодинамической точки зрения конденсатор паровой турбины выполняет функции холодного источника, понижение температуры которого повышает термический КПД паротурбинных установок. Таким образом, в задачи конденсатора входит:
- создание и поддержание необходимого разрежения в выхлопном патрубке турбины;
- получение чистого конденсата для питания парогенераторов.
Расход охлаждающей воды, подаваемой в конденсатор, определяется из его уравнения теплового баланса. Пренебрегая теплообменом с окружающей средой, ввиду его незначительности, указанное уравнение можно записать:
, (33)
где – расход охлаждающей воды;
– разность температур охлаждающей воды на выходе в конденсатор.
Расход охлаждающей воды при составит:
.
2.7 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Количество теплоты, затраченное в циклах газо- и паротурбинных установок:
;
.
Суммарные затраты теплоты составит:
.
Мощность парогазовой установки будет равна:
.
Термический КПД цикла ПГУ:
. (34)
Расход топлива, подаваемого в ВПГ:
, (35)
где – КПД высоконапорного парогенератора.
Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:
. (36)
3. УЧЕБНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ РАЗДЕЛ
3.1 ВЛИЯНИЕ ПАРОВОЙ РЕГЕНЕРАЦИИ НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПГУ
В современных паротурбинных установках средней и большой мощности в целях повышения их экономичности применяют широко развитую систему паровой регенерации с несколькими регенеративными отборами пара.
Для выяснения влияния паровой регенерации на эффективность рассматриваемой ПГУ произведем расчет термического КПД цикла с последовательным отключением деаэратора, а затем ПНД. При этом будем считать, что параметры и мощность ГТУ остаются неизменными, а расход пара и мощность паровой турбины изменяются.
а) Отключен деаэратор ().
В этом случае как видно из рис. 2, в газовый подогреватель подается питательная вода с более низким теплосодержанием , значение которого определяется точкой 11. Из уравнения (16) находим новый расход рабочего тела циркулирующего в цикле паротурбинной установки:
.
По уравнению (28) находим долю отбора пара на ПНД:
.
Определяем расход пара на ПНД:
.
Мощность, развиваемая паровой турбиной составит:
.
Количество теплоты, затраченной в цикле ПТУ:
.
Суммарное количество теплоты:
,
мощность ПГУ
.
Определяются энергетические показатели установки:
;
;
.
б) Отключен деаэратор и ПНД .
В рассматриваемом случае новый расход питательной воды пара в цикле паротурбинной установки составит:
.
При отсутствии отборов пара мощность паровой турбины будет равна:
.
Определяется затраченная в цикле ПТУ теплота:
.
Суммарные затраты теплоты:
,
мощность ПГУ
.
Далее рассчитываются энергетические показания установки:
;
;
.
Из сопоставления полученных результатов следует:
1.Эффективность ПГУ, определяемая термическим КПД, составляет %, что несколько ниже термического КПД ПГУ с включенной паровой регенерацией, который в этом случае равен 34,8%;
2.Отключение паровой регенерации приводит к значительному снижению мощности паровой турбины с кВт до кВт или на 25,8% при этом также уменьшается расход топлива, сжигаемого в ВПГ с до . Однако, удельные расходы топлива возрастают с до .
Ещё раз следует подчеркнуть, что указанное сопоставление производилось при переменных расходах рабочего тела (пара) в цикле паротурбинной установки. Однако наибольший интерес представляет случай, при котором расходы рабочих тел, а следовательно, и мощности паровой и газовой турбины остаются без изменения. Это условие в большей степени соответствует условиям работы реальных парогазовых установок.
В данном случае отключение паровых регенеративных подогревателей приводит к снижению температуры питательной воды на входе и выходе из газового подогревателя, а это в свою очередь способствует увеличению затрат теплоты на получение острого пара.
Рассмотрим случай работы ПГУ с отключенным деаэратором . При этом температура и теплосодержание питательной воды в ГП будут соответствовать точке 11 на рис.2:
Из уравнения теплового баланса ГП
(37)
находим теплосодержание
,
и температуру питательной воды на выходе из него
.
Тогда теплота, затраченная в цикле паротурбинной установки, составит:
.
Суммарные затраты теплоты:
.
С учетом найдем показатели энергетической эффективности ПГУ:
;
;
.
Рассмотрим случай работы ПГУ с отключенным деаэратором и ПНД . При этом температура и теплосодержание питательной воды в ГП будут соответствовать точке 10 на рис.2:
Из уравнения теплового баланса ГП
находим теплосодержание
,
и температуру питательной воды на выходе из него
.
Тогда теплота, затраченная в цикле паротурбинной установки, составит:
.
Суммарные затраты теплоты:
.
С учетом найдем показатели энергетической эффективности ПГУ:
;
;
.
Из сопоставления полученных результатов следует:
- Эффективность ПГУ, определяемая термическим КПД, составляет %, что несколько ниже термического КПД ПГУ с включенной паровой регенерацией, который в этом случае равен 34,8%;
- Отключение паровой регенерации и деаэратора приводит к увеличению расхода топлива, сжигаемого в ВПГ с до . Также возрастают удельные расходы топлива с 0,35 до .
3.2 ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ
ПГУ ПРИ МНОГОСТУПЕНЧАТОМ
Как известно, изотермический процесс является наиболее выгодным термодинамическим процессом сжатия воздуха в компрессоре. Одним из способов приближения реальных процессов сжатия, сопровождающихся значительным ростом температур, к изотермическому является способ охлаждения сжимаемого воздуха в промежуточных охладителях компрессорной установки.
Рассмотри схему трехступенчатого сжатия воздуха с двумя промежуточными охладителями, представленную на рис. 5. Воздух с параметрами в точке 1 поступает в компрессор низкого давления (КНД), где сжимается до давления . Затем он отводится в охладитель воздуха (ОВ), в котором охлаждается до первоначальной температуры, после чего попадает в компрессор среднего давления (КСД), где снова сжимается до давления , после чего поступает во второй охладитель воздуха. После чего воздух попадает в компрессор высокого давления (КНД) и сжимается до конечного давления.
Рис. 5 Схема трехступенчатой компрессорной установки и процессы сжатия в T-S диаграмме
Наиболее рациональное распределение давления между отдельными ступенями достигается исходя из условия одинаковых степеней сжатия в них. При этом затраты технической работы на весь процесс сжатия минимальны. Таким образом, можно записать:
