РАСЧЕТ ЦИКЛА ПАРОГАЗОВОЙ УСТАНОВКИ. Тех термодинамика СПбГТУРП. Вариант 16

РАСЧЕТ ЦИКЛА ПАРОГАЗОВОЙ УСТАНОВКИ. Тех термодинамика СПбГТУРП. Вариант 16
Вариант 16. Исходные данные:
 схема парогазовой установки (см. рис. 1);
 полезная мощность газотурбинной установки - Nгту = 25 МВт = 25000 кВт;
 температура перед газовой турбиной – t3 = 785 оС = 1058 К;
 параметры воздуха перед компрессором – t1 = 10 оС = 283 К, P1 = 760 мм.рт.ст. = 0,101 МПа;
 параметры пара перед паровой турбиной (острого пара) – P6 = 4,0 МПа, t6 = 425 оС = 698 К;
 давление в отборах турбины и конденсатора – Pотб1 = 0,12 МПа, Pотб2 = 0,065 МПа, Pк = 0,012 МПа;
 давление в промежуточном пароперегревателе – Pпп = 1,4 МПа;
 внутренние относительные КПД газовой турбины – ŋoi гт = 0,88, паровой турбины – ŋoi пт = 0,78, компрессора – ŋoi к = 0,85;
 Топливо – природный газ, теплота сгорания топ ...

Вариант 16. Исходные данные:
 схема парогазовой установки (см. рис. 1);
 полезная мощность газотурбинной установки - Nгту = 25 МВт = 25000 кВт;
 температура перед газовой турбиной – t3 = 785 оС = 1058 К;
 параметры воздуха перед компрессором – t1 = 10 оС = 283 К, P1 = 760 мм.рт.ст. = 0,101 МПа;
 параметры пара перед паровой турбиной (острого пара) – P6 = 4,0 МПа, t6 = 425 оС = 698 К;
 давление в отборах турбины и конденсатора – Pотб1 = 0,12 МПа, Pотб2 = 0,065 МПа, Pк = 0,012 МПа;
 давление в промежуточном пароперегревателе – Pпп = 1,4 МПа;
 внутренние относительные КПД газовой турбины – ŋoi гт = 0,88, паровой турбины – ŋoi пт = 0,78, компрессора – ŋoi к = 0,85;
 Топливо – природный газ, теплота сгорания топлива – Qнp = 33000 кДж/кг.

РАСЧЕТ ЦИКЛА ПАРОГАЗОВОЙ УСТАНОВКИ. Тех термодинамика СПбГТУРП. Вариант 16

В выражении (II) Nгт – теоретическая мощность, развиваемая газовой турбиной
Nгт = ϭгСp(T3 - T4) (12)
а Nк – теоретическая мощность, потребляемая компрессором
Nк = ϭвСp(T2 - T1) (13)
Принимая, что ϭв = ϭг , уравнение (II) перепишем в следующем виде:
Nгту = ϭгСp(T3 - T4)  ŋoi гт – (ϭгСp(T2 – T1))/ ŋoi к (14)
откуда
ϭг = Nгту / [Сp(T3 - T4) ŋoi гт – Сp(T2 – T1)/ ŋoi к] =
кг/с,
здесь значение теплоемкости
.
Действительная мощность газовой турбины составит:
ϭгСp(T3 - T4) ŋoi гт = 1651,005(1058-634)0,88 = 61872 кВт.
Действительная мощность, потребляемая компрессором:
ϭгСp(T2 – T1)/ ŋoi к = (1651,005(472-283))/0,85 = 36872 кВт.
Расход питательной воды, соответствующий расходу острого пара Д0, подаваемого на паровую турбину, определим из уравнения теплового баланса газового подогревателя с учетом действительных параметров газовой ступени:
ϭг = Д0  (i13 –i12) (15)
или ϭг = Д0  (i13 –i12) (16)
Температура газа на выходе из газового подогревателя принимается равной 120оС (Т5 = 393 К). При более низкой температуре Т5 наблюдается сернистая коррозия поверхностей нагрева.
Энтальпия воды на выходе из смешивающего подогревателя (деаэратора) i12 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 tн = 104,81 оС и i12= 439,36 кДж/кг. 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 i13 = 1087,5 кДж/кг и определяем расход
Д0 = (ϭг )/ (i13 –i12) = (1651,005(685 – 393)) / (1087,5 – 439,36) = 74,7 кг/с.
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 i-S-диаграмме (рис.3).
По параметрам пара перед турбиной P6 = 4,0 МПа, t6 = 425 оС = 698 К на i-S-диаграмму наносится точка 6. Из точки 6 проводится линия 6-7 изоэнтропного процесса расширения пара в ЧВД турбины до пересечения ее с изобарой промежуточного перегрева пара Pпп = 1,4 МПа.
Располагаемый теплоперепад ЧВД турбины определяется по разности энтальпий точек 6 и 7:
Hoчвд = i6 – i7 = 3288 – 2984 = 304 кДж/кг. (17)
Внутренний (использованный) теплоперепад ЧВД турбины с учетом внутреннего относительного КПД составит:
Hiчвд = Hoчвд  ŋoi пт = 304  0,78 = 237 кДж/кг. (18)
Величина Hiчвд = 237 кДж/кг откладывается от точки 6 на изоэнтропе 6-7 (отрезок 6А); через точку А проводится прямая, параллельная оси S, до пересечения с изобарой Pпп.
Точка 7d характеризует действительное состояние пара на выходе из ЧВД турбины. Прямая 6-7d характеризует действительный (политропный) процесс расширения пара в ЧВД турбины. При этом энтальпия пара в конце расширения
i7d = i6 - Hiчвд = 3288 – 237 = 3051 кДж/кг. (19)
После ЧВД турбины (точка 7d) пар выводится во вторичный пароперегреватель, где нагревается изобарно до начальной температуры (t8 = t6). На i-S-диаграмме по параметрам пара P8 = Pпп = 1,4 МПа и t8 = 425 оС = 698 К наносится точка 8, характеризующая состояние пара перед ЧНД турбины. Дальнейшее построение теоретического и действительного процессов расширения пара в ЧНД аналогично процессу расширения пара в ЧВД турбины.
Располагаемый теплоперепад ЧНД определится по разности энтальпий точек 8 и 9:
Hoчнд = i8 – i9 = 3312 – 2364 = 948 кДж/кг.
По аналогии с выражениями (18) и (19):
Hiчнд = 948  0,78 = 739 кДж/кг;
i9d = i8 - Hiчнд = 3312 – 739 = 2573 кДж/кг.
На i-S-диаграмме на пересечении действительного процесса расширения пара в ЧНД 8-9d с изобарами пара, отбираемого из отборов турбины Pотб1 = 0,12 МПа и Pотб2 = 0,065 МПа, наносятся точки 14 и 15, характеризующие состояние пара в регенеративных отборах.
Определяется теплосодержание пара в отборах:
iотб1 = 2876 кДж/кг; iотб2 = 2788 кДж/кг.
Рис.3. Процесс расширения пара в паровой турбине
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 на 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 воды на выходе из него равнялась температуре насыщения при давлении в отборе минус 5-7оС. Температура питательной воды на выходе из деаэратора (подогреватель смешивающего типа) принимается равной температуре насыщения, соответствующей давлению греющего пара (0,12 МПа).
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 Д0 на выходе из деаэратора равен сумме расходов конденсата, поступающего из ПНД и пара ДД из отбора турбины:
Д0 = (Д0 - ДД ) + ДД (20)
или в удельных величинах:
(21)
Уравнение теплового баланса деаэратора, с учетом выражений (20) и (21), можно записать в виде
Д0 i12 = (Д0 – Дд) i11 + Дд iотб1 (22)
или в удельных величинах:
(23)
где i11 и i12 – энтальпии воды на входе и выходе из деаэратора.
Значение энтальпии i12 ранее получено (i12= 439,36 кДж/кг).
Значение энтальпии i11 определяется следующим образом. По давлению Pотб2 = 0,065 Мпа находим по таблицам водяного пара tн = 88,02оС. tн  88оС. Тогда температура воды на выходе из ПНД с учетом недогрева, равного 7оС, составит:
t11 = tн0,065 – 7 = 88 – 7 = 81оС.
Таким образом,
i11 = t11  Сp = 814,19 = 339,39 кДж/кг.
Из выражения (23) находится относительный расход пара на деаэратор:
.
Расход пара на деаэратор:
74,7  0,039 = 2,9 кг/с.
Запишем уравнение теплового баланса ПНД:
(Д0 – Дд) (i11 – iсм ) = Дпнд  (iотб2 – i 'отб2 ) (24)
или в удельных величинах:
(25)
где iсм – энтальпия воды на входе в ПНД.
Как видно, уравнения (24) и (25) имеют две неизвестных величины и iсм . Поэтому для их решения составим уравнение теплового баланса точки смешения:
(26)
(27)
Подставляя полученное значение iсм в уравнение (25) и решая его относительно ,будем иметь:
(28)
где i10 – энтальпия воды на выходе из конденсатора, определяется по таблицам водяного пара при давлении в конденсаторе Pк = 0,012 МПа, i10 = 206,94 кДж/кг.
Расход пара на ПНД:
74,7  0,049 = 3,66 кг/с.
2.5 Определение мощности, развиваемой паровой турбиной
Электрическая мощность, развиваемая паровой турбиной, равна сумме мощностей, развиваемых ее частями высокого и низкого давления:
Nпт = Niчвд + Niчнд (29)
Мощность ЧВД турбины определим по формуле
Niчвд = Д0  Hiчвд (30)
Так как из части низкого давления паровой турбины производятся отборы пара на регенеративные подогреватели, то ее мощность может быть определена по следующему уравнению:
Niчнд = (Д0 – Дд  У1 – Дчнд  У2)  Hiчнд (31)
или
Niчнд = (1 –  У1 –  У2)  Д0  Hiчнд (32)
где У1, У2 – коэффициенты недовыработки электрической мощности за счет оборотов пара из турбины, определяются по выражениям
(2876 – 2573)/(3312 – 2573) = 0,41
(2788 – 2573)/(3312 – 2573) = 0,29
Подставив полученные значения У1 и У2 в (32), получим:
Nпт = 74,7237 + 74,7739  (1 – 0,041  0,41 - 0,039  0,29) = 71355 кВт.
2.6 Определение расхода охлаждающей воды в конденсаторе паровой турбины
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:
(1 – – )  Д0  (i9d – i10 ) = Gw  Cp Δ tохл (33)
где Gw – расход охлаждающей воды;
Δ tохл – разность температур охлаждающей воды на выходе и входе в конденсатор.
Расход охлаждающей воды при Δ tохл = 15оС составит:
[(1-0,041 – 0,039)  74,7  (2573 – 206,94)] / (4,19  15) = 2587 кг/c.
2.7 Определение показателей эффективности ПГУ
Количество теплоты, затраченное в циклах газо- и паро-турбинных установок:
Qгту = Gг  Cp (T3 – T2d) = 165  1,005  (1058 – 505) = 90043 кДж/с;
Qпту = Д0  [(i6 – i13 ) + [(i8 – i7d )] = 74,7[(3288 – 1087,5) + (3312 – 3051)] = 183874 кДж/с.
Суммарные затраты теплоты составят:
Qпгу = Qгту + Qпту = 90043 + 183874 = 273917 кДж/с.
Мощность парогазовой установки будет равна:
Nпгу = Nгту + Nпт = 25000 + 71355 = 96355 кВт.
Термический КПД цикла ПГУ:
ŋt = (Nгту + Nпт )/ Qпгу =(25000 + 71355) / 273917 = 0,352. (34)
Расход топлива, подаваемого в ВПГ: