Цикл ПГУ. расчет в термодинамических диаграммах парового цикла

 - общее количество теплоты, передаваемой в паровой части цикла.

Введем в рассмотрение степень бинарности цикла, представляющего  собой отношение теплоты, подведенной  в камере сгорания газовой турбины, к общей теплоте, подведенной  в цикле:

(2.2.2)

 

Преобразуем уравнение (2.1.2):

(2.2.3)

 

Преобразуем дробь второго  члена уравнения (2.2.3):

(2.2.4)

 

С учетом (2.2.4) уравнение (2.2.3) приобретает вид:

(2.2.5)

Легко видеть, что при  =1 уравнение (2.2.5) превращается в (2.1.9).

Из выражения (2.2.5) следует, что уменьшение степени бинарности р ведет к уменьшению .

Выражение (2.2.5) отличается простотой и универсальностью. Оно дает возможность проследить влияние основных факторов ( , и ) на внутренний КПД цикла ПГУ. Оно применимо для ПГУ с конденсационной паровой турбиной и теплофикационной (а также без выработки электроэнергии). Во втором случае под следует понимать КПД теплофикационной установки брутто (или коэффициент использования тепла топлива теплофикационной установкой ГТУ-ТЭЦ).

Однако выражение (2.2.5) является приближенным, так как его вывод основан на замене в действительности разомкнутого цикла замкнутым идеальным, представленным на рисунке 1.2. В результате этого оно дает завышение КПД на (3÷5)%, так как при выводе автоматически принималось, что подвод теплоты к паровой части цикла несколько завышен. Вместе с тем выражение (2.2.5) весьма полезно при анализе эффективности парогазового цикла.

Полученные формулы  относятся к внутренним КПД и не учитывают электромеханический КПД агрегатов, равный [5].

 

 

3 Мощность всей ПГУ и конденсационной паровой турбины при заданной мощности ГТУ, входящей в ПГУ

 

Внутренние мощности ГТУ, ПГУ и конденсационной паровой турбины определяются выражениями:

(3.1)   (3.2)     (3.3)

 

где - теплота сгорания топлива;

 - соответствующие внутренние КПД.

Расход воздуха в ГТУ и ПГУ один и тот же.

Поэтому;

(3.4)

 

где , и - расход топлива и коэффициент избытка воздуха в камере сгорания газовой турбины;

, и - общий расход топлива в ПГУ и коэффициент избытка воздуха в парогенераторе.

Значение степени бинарности цикла ПГУ  на основании выражений (2.2.2)  и (3.4) может быть записано как:

(3.5)

 

Относительные величины мощности N_пгу и N_п на основании (3.1)-(5.17) и (3.5), а также (2.2.5) составляют:

	(3.6)
	(3.7)

 

Величина наименьшего  коэффициента избытка воздуха определяется условием полноты горения топлива в парогенераторе и для условий ГТУ может приниматься _пред=(1,15÷1,10). Для этого значения по формуле (3.5) находится предельное наименьшее значение степени бинарности _пред, которое, в свою очередь, определяет наибольшее значение относительных мощностей v_пгу и v_n - формулы (3.6) и (3.7).

В качестве примера, иллюстрирующего  полученные зависимости, рассмотрим ПГУ на базе ГТУ при следующих данных: N_гту=21,7 МВт, _гту=0,393, _п=0,3, _гту=2,98, _пред=1,15 (рассматриваются внутренние мощности и КПД).

Для бинарной ПГУ:

 

Значения относительных  и абсолютных мощностей:

или

Для ПГУ с дожиганием при  _пред:

Для данных по ГТУ, дают следующие результаты: для бинарной ПГУ _пгу=0,535, N_пгу=29,539 МВт и N_п=7,836 МВт; для ПГУ с _пред=0,386 Лпгу =0,383 N_nry=54,855 МВт и N_n=33,15 МВт.

В рассматриваемом примере  расчет по приближенной формуле (2.2.5) дает увеличение _пгу на 4 % и некоторое увеличение N_пгу и N_п [2].

 

4 Парогазовые установки с впрыском пара

 

Принципиальная схема  и теоретический цикл простейшей ПГУ с впрыском пара представлены на рисунке 4.1 и 4.2. Атмосферный воздух сжимается компрессором и подается в камеру сгорания, в которой происходит сгорание природного газа или распыленного жидкого газотурбинного топлива. Обессоленная вода под давлением, превышающим давление в газовом потоке, подается через поверхности нагрева экономайзера, использующие теплоту уходящих после турбины газов, на впрыск в газовый поток. Впрыскиваемый пар подается непосредственно в камеру сгорания. В результате смешения потоков газа и пара объем рабочего тела, проходящего через газопаровую турбину, увеличивается, что приводит к увеличению мощности турбины. Единый цикл парогазовой смеси можно условно разделить на газовый и паровой, как это показано на рисунке 4.2. Конфигурация этих двух циклов не выявляет очевидных термодинамических преимуществ такого комбинирования, тем более что пароводяной цикл, в котором пар поступает на выхлоп, характеризуется, как известно, низким КПД. Эффективность установки может быть оценена в результате расчета реальных процессов.

Очень привлекательной  особенностью схемы является ее крайняя  простота, а недостатком - необходимость подачи значительного количества обессоленной воды, которая выбрасывается в атмосферу в виде пара вместе с продуктами сгорания топлива. Конденсация и использование образующейся воды и скрытой теплоты парообразования в простой схеме невозможны. Это может быть связано со значительными трудностями. Однако, последние исследования показывают возможность и перспективность таких решений.

Тепловой расчет рассматриваемой  схемы отличается существенными  особенностями. Рабочими телами здесь являются воздух, продукты сгорания топлива, вода и образующийся из нее насыщенный, а затем перегретый пар, который смешивается с продуктами сгорания. Образовавшаяся парогазовая смесь совершает работу в турбине, поступает в хвостовую часть установки и далее выбрасывается в атмосферу. В частях установки, где происходит подогрев воды, парообразование и перегрев пара для определения количества теплоты энтальпии пара должны определяться по таблицам воды и водяного пара. Вследствие сравнительно высоких температур парогазовой смеси и низких парциальных давлений водяного пара в проточной части турбины и других элементах схемы процессы, происходящие с водяным паром в газовом потоке, не заходят в область насыщения, а находятся далеко за ее пределами. Поэтому их можно рассчитывать по уравнениям для идеальных газов. Процессы в теплообменных аппаратах протекают практически при постоянных давлениях. Поэтому количество передаваемой в них теплоты можно определять по изменению энтальпии, а последнюю - по средней теплоемкости при постоянном давлении от 0 до t°C. Теплоемкости и энтальпии могут определяться по данным для соответствующих газов и по зависимостям для их смесей.

1 - компрессор; 2 - камера  сгорания; 3-4 - газовая турбина; 5 - регенератор-парогенератор; 6 - электрогенератор; 7 - водяной насос. В - воздух, Т - топливо, УГ - уходящие газы, W - вода, ПП - перегретый пар.

 

Рисунок 4.1. Схема ПГУ с впрыском пара перед газовой турбиной

 

В любой обычной ГТУ  заданная температура перед турбиной t₃ обеспечивается за счет избытка воздуха, подаваемого в топку и определяемого коэффициентом избытка воздуха . Величина является важным параметром, используемым в тепловом расчете схемы ГТУ. Этот параметр однозначно определяется уравнением теплового баланса камеры сгорания. В ПГУ с впрыском пара на температуру t₃ существенное влияние оказывает величина подачи воды (пара) d. Для обеспечения заданной t₃ возможны различные сочетания и d.

1-2 - процесс в компрессоре; 2-3 - передача теплоты газу в  камере сгорания; 3-4 и 3'-4' - процесс в парогазовой турбине; 4-5 и 4'-5' - передача теплоты от парогазовой смеси воде и водяному пару в регенераторе; 1'-2'-2"-3' - передача теплоты воде и водяному пару в регенераторе и камере сгорания; 5-1 и 5'-1' - условный процесс, замыкающий цикл (выхлоп парогазовой смеси).

 

Рис. 4.2. Цикл ПГУ с впрыском пара

Уравнение теплового  баланса в камере сгорания на единицу  топлива имеет вид:

4.1

 

где V - объемы при нормальных условиях воздуха, пара и газа на единицу  топлива;

h_B2 - энтальпия воздуха на входе в камеру сгорания;

h_r3 - энтальпия газа на выходе из камеры сгорания;

h_п и h_п3 - энтальпия воды на входе в регенератор-парогенератор и пара на входе в камеру сгорания;

- теплота сгорания топлива.

 

Уравнение (4.1) можно записать в виде:

4.2

 

где

_п =0.804 кг/нм³ - плотность водяного пара при нормальных условиях.

 

В уравнении (4.2) левая часть - функция , а правая - d.

Впрыскиваемый пар увеличивает  работу газовой турбины без увеличения работы, необходимой для привода компрессора, а также, что очень важно, обеспечивает возможность полезного использования большого количества теплоты выхлопных газов в парогенераторе- утилизаторе. На подачу пара для впрыска затрачивается очень мало энергии вследствие малого объема подаваемой воды. На основании изложенного представляется целесообразным так построить цикл, чтобы на образование пара d была затрачена вся теплота выхлопных газов (от t₄ до t_уг).

Это условие определяется уравнением теплового баланса экономайзера (или регенератора-парогенератора):

4.3

где d - подача воды (пара), кг на единицу топлива;

h_nl и h_w - энтальпия впрыскиваемого пара и воды на входе в экономайзер;

h_r4 и h_yг - энтальпии газа на входе в экономайзер и выходе из него (на нм³).

 

Энтальпии h_nl, и h_w определяются по таблицам воды и водяного пара, кДж/кг, a h_r4 и h_уг - по формулам, кДж/м³.

Уравнение теплового  баланса экономайзера (4.3) представляет собой условие оптимальности цикла, так как показывает, что все тепло уходящих после турбины газов с температурами от t_r4 до t_уг передается пару, который поступает в камеру сгорания с температурой t_nl. Очевидно, что КПД ПГУ увеличивается с увеличением t_nl - Пределом этого увеличения является t₄. Для обеспечения приемлемых размеров поверхности нагрева экономайзера необходимо, чтобы t=t₄ - t_nl имело величину не менее некоторой допустимой. За такое минимальное значение t можно экспертно принять (50÷60) °С.

4.1 Параметры оптимальных  режимов ПГУ с впрыском пара  по простейшей схеме

По описанной методике были произведены расчеты, некоторые результаты которых приведены в таблице 4.1.1. Параметры впрыскиваемого пара были получены в результате предварительных расчетов.

 

Таблица 4.1.1

Результаты расчетов оптимальных режимов ПГУ с  впрыском пара

Показатели	t3=900 °С	t3=1000 °с
Исходные данные
Топливо-природный газ , кДж/м3	36940	36940
Электрическая мощность ПГУ, МВт	100	100
Степень сжатия,	12	12
Атмосферное давление, МПа	0,1053	0,1053
Температура воздуха  перед компрессором, °С	0	0
Температура входящих газов, °С	120	120
Температура воды, подаваемой на впрыск, °С	10	10
КПД компрессора,	0,86	0,86
КПД газовой турбины,	0,88	0,88
Механический КПД турбоагрегата,	0,98	0,98
КПД электрического генератора,.	0,98	0,98
Результаты расчетов
Давление воздуха после компрессора, МПа	1,260	1,260
Температура воздуха  после компрессора, °С	319,0	319,0
Давление перед ГТ, МПа	1,252	1,252
Давление после ГТ, МПа	0,1104	0,1104
Температура после ГТ, °С	447,0	519,4
Температура впрыскиваемого пара, °С	400	460
Энтальпия впрыскиваемого пара, ккал/кг	778	809
Коэффициент избытка  воздуха	3,222	2,605
Величина впрыска пара, кг/м3 кг	6,256	6,370
То же, кгДкг воздуха)	0,1525	0,1921
Работа компрессора, кДж/м3 кг	13420	10851
Работа ГТ, кДж/м3 кг	29044	27104
Внутренняя работа ПГУ	15624	16253
Электрическая работа ПГУ, кДж/м3пг	15006	15609
КПД ПГУ брутто	0,4062	0,4225
Расход топлива, м3 кг/с	6,664	6,407
Мощность компрессора, кВт	89435	69520
Мощность турбины, кВт	193558	173644
Расход воздуха, м3/с	211.6	164,5
Расход газопаровой  смеси, м3/с	274,0	224,7
Расход воды, кг/с	41,69	40,81