8077
.pdf20
Рис. 5. Расчетная схема двухконтурной утилизированной ПГУ с двумя ГТУ.
Необходимыми температурными напорами будем задаваться в процессе
расчета.
При проведении дальнейших расчетов будем пренебрегать зависимостью
энтальпии воды от давления.
3.2. Определение теплофизических характеристик уходящих газов
Теплоту сгорания природного газа определяем из соотношения (П.3.1):
Qрн 358,2CH4 637,46С2H6 860,05С3H8
358,2 98 673,46 1,5 860,05 0,5 36490 кДж/(нм3т.г).
Расход топливного газа в камеру сгорания ГТУ определяем по соотноше-
нию (П.3.2):
|
NэГТУ |
|
100 1000 |
3 |
|
|
Bт.г |
|
|
|
|
7,83 (нм |
т.г)/с. |
ηГТУQн |
0,35 36490 |
|||||
|
э |
р |
|
|
|
|
21
Расход уходящих газов ГТУ
Gг Gв ρт.г Bт.г 360 0,678 7,83 365,31 (кг п.с)/с.
Стехиометрический расход воздуха определяем из (П.3.3):
V 0 0,0476 (2CH4 3,5С2H6 5С3H8 ) 0,0476 (2 98 3,5 1,5 5 0,5)
= 9,7 (нм3 воздуха)/(нм3 т.г.).
Коэффициент избытка воздуха в уходящих газах ГТУ находим из (П.3.4):
|
Gг |
|
ρт.г |
|
|
365,31 |
|
|
0,678 |
|
|
|
|
|
|
||||||
α |
ρт.г Вт.г |
1 |
1,293V |
0 |
|
0,678 7,83 |
1 |
1,293 9,7 |
3,67. |
|
|
|
|
|
|
|
Теоретические объемы чистых продуктов сгорания определяем из соот-
ношений (П.3.5) – (П.3.7):
азота
VN02 0,79 V 0 0,79 9,7 7,662 (нм3п.с)/(нм3т.г);
трехатомных газов
VRO0 2 0,01 (CH4 2C2H6 3C3H8 )
0,01 (98 2 1,5 3 0,5) 1,025 (нм3п.с)/(нм3т.г);
воды
V 0 |
0,01 (2CH |
4 |
3C |
2 |
H |
6 |
4C |
3 |
H |
8 |
1,61V 0 ) |
H2O |
|
|
|
|
|
|
0,01 (2 98 3 1,5 4 0,5 1,61 9,7) 2,181 (нм3п.с)/(нм3т.г).
Действительный объем водяных паров находим из (П.3.8):
V |
V 0 |
0,0161 (α 1)V 0 |
H2O |
H2O |
|
2,181 0,0161 (3,67 1) 9,7 2,598 (нм3п.с)/(нм3т.г).
Полный объем продуктов сгорания находим из (П.3.9):
V V 0 |
V 0 |
V |
(α 1)V 0 |
г RO2 |
N2 |
H2O |
|
1,025 7,662 2,598 (3,67 1) 9,7 37,183 (нм3п.с)/(нм3т.г).
Теплоемкости составляющих уходящих газов РТУ при температуре θ
определяем из соотношений (П.3.10).
Для температуры θd 530 °C получаем:
22
cCO2 4,1868 (4,5784 10 11 5303 1,51719 10 7 5302 0,000250113 5300,382325) 2,006 кДж/(кг К);
cN2 4,1868 ( 2,24553 10 11 5303 4,85082 10 8 5302 2,90598 10 6 530
0,309241) 1,331 кДж/(кг К);
cH2O 4,1868 ( 2,10956 10 11 5303 4,9732 10 8 5302 2,60629 10 5 5300,356691) 1,597 кДж/(кг К);
cвозд 4,1868 ( 2,1717 10 11 5303 4,19344 10 8 5302 8,00891 10 6 5300,315027) 1,373 кДж/(кг К).
Энтальпию чистых продуктов сгорания в уходящих газах ГТУ определя-
ем с помощью (П.3.11)
H 0 |
(V 0 |
c |
V 0 c |
N2 |
V |
c |
) θ |
d |
|
г |
RO2 |
CO2 |
N2 |
H2O |
H2O |
|
|
(1,025 2,006 7,662 1,331 2,598 1,597) 530 8693,74 кДж/(нм3т.г).
Энтальпию воздуха в уходящих газах ГТУ находим из (П.3.12):
Hвозд0 V 0 cвозд θd 9,7 1,373 530 7058,59 кДж/(нм3т.г)
Энтальпию уходящих газов, отнесенную к 1 нм3 сожженного топлив-
ного газа, определяем из (П.3.13):
Hг Нг0 (α 1)Нвозд0 |
8693,74 (3,67 1) 7058,59 27540,2 кДж/(нм3т.г). |
|||||||||||
Удельная весовая энтальпия уходящих газов ГТУ для температуры θ : |
||||||||||||
|
Iг |
Bт,г Нг |
|
7,83 27540,2 |
590,29 кДж/кг. |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
Gг |
365,31 |
|
|
|
|
|
||
Аналогичным образом можно получить значения энтальпий для других |
||||||||||||
температур: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
θ, °С |
80 |
|
|
200 |
|
300 |
400 |
500 |
530 |
600 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Hг , кДж/кг т.г. |
3985,2 |
|
|
10049,1 |
|
15205,9 |
20488,2 |
25886,0 |
27540,2 |
31424,5 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Iг , кДж/кг |
85,42 |
|
|
215,39 |
|
325,92 |
439,14 |
554,84 |
590,29 |
673,55 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
23
Получив эти значения, строим графики Iг (θ) и θ(I г ) (рис. 6 и 7) и аппрок-
симируем их с помощью электронных таблиц Excel степенными функциями:
Iг 0,953 θ1,0244 ; θ 1,0486 Iг0,9761.
3.3Расчет котла-утилизатора
1.Выбрав температурный напор на выходе из ППВД (см. рис. 3)
δt0ВД 25 °С , из (2.1) определяем температуру пара перед СРК ВД:
t0ВД θd δt0ВД 530 25 505 °С.
Энтальпия пара перед СРК h0ВД = 3428,5 кДж/кг.
2. Давление пара в барабане ВД следует из (2.5): pбВД (1 0,05) 6,5 6,83 МПа,
температура насыщения в нем tsВД 284,2 °С , энтальпия насыщенного пара hs (pбВД ) 2773,4 кДж/кг .
3. Выбираем значение недогрева питательной воды, поступающей в бара-
бан ВД, tБВД = 7 °С. Тогда согласно (2.8) энтальпия недогретой воды h1 4,19 (284,2 7) 1161,6 кДж/кг.
4. Температуру газов за ИВД (см. рис. 3) определяем по (2.2):
θВДs tsВД δtsВД 284,2 8 292,2 °С,
где δtsВД 8 °С – принятый температурный напор в пинч-точке ВД.
5. По θd 530 °С и θВДs находим энтальпии газов соответственно на входе в КУ и выходе из ИВД (см. рис. 2)
Id 0,953 5301,0244 588,63 кДж/кг, IsВД 319,84 кДж/кг.
6. Из уравнения (2.9) определяем расход пара ВД, генерируемого одной котельной установкой КУ:
ВД 363,31 (588,63 319,84)
D0 43,32 кг/с. (3428,5 1161,6)
24
Рис. 6. Зависимость энтальпии продуктов сгорания от температуры.
Рис. 7. Зависимость температуры продуктов сгорания от энтальпии.
7.Параметры питательной воды в деаэраторе, из которого она поступает
вконтур ВД, соответствуют давлению рд = 0,55 МПа:
-температура насыщения ts (pд ) 155,5 °С;
-энтальпия насыщенной воды hд hs (pд ) 655,7 кДж/кг .
25
По соотношению (2.11) найдем энтальпию газов за контуром ВД КУ
ВД 43,32 (1161,6 655,7)
Iух 319,84 259,85 кДж/кг, 365,31
которой соответствует температура θ ВДух = 238,57 °С.
8. Энтальпия газов за ППВД по соотношению (2.12):
ВД 43,32 (3428,5 2773,4)
IПП 588,63 510,95 кДж/кг, 365,31
а температура θВДПП = 461,61 °С.
9. Определяем тепловые мощности поверхностей нагрева контура ВД.
Тепловые мощности ППВД, ИВД и ЭВД (см. рис. 2):
QППВД Gг (Id IППВД ) 365,31 (588,63 510,95) 28377 кВт;
QИВД Gг (IППВД IsВД ) 365,31 (510,95 319,84) 69184 кВт;
QЭВД Gг (IsВД IухВД ) 365,31 (319,84 259,85) 21915 кВт.
Переходим к расчету контура НД КУ.
10. Выбрав температурный напор на выходе из ППВД (см. рис. 3)
δt0НД 23,57 °С , находим температуру пара перед СРК НД
t0НД θВДух δt0НД 238,57 23,57 215 °С.
Так как давление пара перед СРК НД p0НД 0,6МПа , то энтальпия h0НД 2883,1кДж/кг.
11. Давление в барабане НД находим из соотношения (2.6):
|
pНД (1 0,05) 0,6 0,63 МПа. |
|
||
|
б |
|
|
|
Тогда |
температура насыщения в |
нем |
tНД 160,8 C энтальпия |
на- |
|
|
|
s |
|
сыщенной |
воды h (pНД ) 687,7 кДж/кг, |
а |
энтальпия насыщенного |
пара |
|
s б |
|
|
|
hs (pбНД ) 2758,6 кДж/кг.
12. Энтальпия недогретой воды, поступающей в барабан НД из де-
аэратора, hд hs (pд ) 655,7 кДж/кг.
26
13. Приняв температурный напор в пинч-точке НД δtsНД 9,2 °С находим в ней температуру газов (см. рис. 3):
θНДs 160,8 9,2 170 °С,
которой соответствует энтальпия I уНДх 183,64 кДж/кг.
14. Паропроизводительность контура НД
|
|
DНД |
Gг (IухВД IухНД ) |
|
365,31 (259,85 183,64) |
12,5 кг/с. |
||
|
|
|
|
|||||
|
|
0 |
(hНД h ) |
(2883,1 655,7) |
||||
|
|
|
||||||
|
|
|
0 |
Д |
|
|
||
|
15. |
Принимаем температуру питательной воды на входе в ГПК tкГПК |
||||||
60 |
С. |
Тогда ей соответствует энтальпия hГПК 4,19 60 251,4 кДж/кг. |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
к |
|
|
16. Примем недогрев конденсата за ГПК до температуры насыщения в де- |
|||||||
аэраторе (см. рис. 3) tд 7,5 С. |
Тогда температура и энтальпия недогретого |
конденсата, поступающего в деаэратор (см. рис. 2), соответственно равны:
tкд ts (pд ) tд 155,5 7,5 148 С,
hкд 4,19 198 620,1 кДж/кг.
17. Из уравнения теплового баланса для деаэратора найдем расход пара на деаэратор:
|
2(DВД DНД ) (h |
hд ) |
|
2 (43,32 12,5) (655,7 |
620,1) |
|
||
D |
0 |
0 |
д |
к |
|
|
|
1,76 кг/с. |
|
|
|
|
|
|
|||
д |
|
(hНД |
hд ) |
|
|
(2883,1 620,1) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
0 |
к |
|
|
|
|
|
18. По заданному давлению в конденсаторе рк = 5 кПа определяем темпе-
ратуру конденсата tк = 32,9 °С, энтальпию конденсата, поступающего к точке смешения с рециркуляцией (см. рис. 1) hк 137,8 кДж/кг, энтальпию конденси-
рующегося пара hк = 2560,8 кДж/кг и удельный объем пара νк 28,19 м3 / кг.
19. По аналогии с (2.14), используя рис. 5, определяем расход рециркуля-
ции (для одного КУ):
|
|
|
DВД DНД |
D |
|
|
(hГПК |
h ) |
|
||||||||
|
D |
|
д |
|
|
к |
|
к |
|
|
|||||||
|
|
д |
|
ГПК |
|
||||||||||||
|
р |
0 |
|
|
0 |
|
|
2 |
|
|
) |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(hк hк |
|
|||||
|
43,32 12,5 |
1,76 |
|
|
251,4 137,8 |
16,93 кг/с. |
|||||||||||
|
|
|
|
|
620,1 251,4 |
|
|||||||||||
2 |
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
27 |
|
|
|
|
|
20. |
Расход конденсата через ГПК |
|
|
|
|
|
||||||
D |
|
DВД DНД |
Dд |
D 43,32 12,5 |
1,76 |
|
16,93 71,87 кг/с. |
|||||
|
|
|
||||||||||
ГПК |
0 |
0 |
2 |
|
р |
2 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
21. |
Энтальпия уходящих газов КУ определяется по аналогии с (2.15): |
|||||||||||
I КУ I НД |
DГПК (hкд hкГПК ) |
183,64 |
71,87 (620,1 251,4) |
111,1 кДж/кг, |
||||||||
|
|
|||||||||||
ух |
ух |
|
|
Gг |
|
|
|
365,31 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
аих температура θКУу х = 104,1 °С.
22.При температуре наружного воздуха tн.в. = 15 °С энтальпия уходящих газов Iнв = 15,27 кДж/кг, и тогда КПД КУ по соотношению (2.16):
ηКУ |
(Id IухКУ ) |
|
|
(588,63 111,1) |
0,833. |
|
(Id Iн.в. ) |
(588,63 15,27) |
|||||
|
|
|
||||
23. Энтальпия газов за ППНД |
|
|
|
I НД I ВД |
D0НД (h0НД hs (pбНД )) |
259,85 |
12,5 (2883,1 2758,6) |
255,29 кДж/кг, |
|
|
|||
ПП ух |
Gг |
365,31 |
|
|
|
|
атемпература газов за ППНД (см. рис. 3) θНДПП = 234,75 °С.
24.Тепловые мощности ППНД, ИНД и ГПК (см. рис. 3):
QППНД Gг (IухВД IППНД ) 365,31 (259,85 255,59) 1556 кВт;
QИНД Gг (IППНД IухНД ) 365,31 (255,59 183,64) 26284 кВт;
QГПК Gг (IухНД IухКУ ) 365,31 (183,64 111,1) 26500 кВт.
25.Тепловая мощность, отданная газами ГТУ в паротурбинный цикл,
Qгаз 2Gг (Id IухКУ ) 2 365,31 (588,63 111,1) 348893 кВт;
ВД |
ВД |
НД |
НД |
|
|
|
|
ВД |
НД |
|
|
|
|
Qпар 2D0 |
h0 |
(2D0 |
Dд )h0 |
|
2 |
D0 |
D0 |
Dд hк |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 43,32 3428,5 (2 12,5 1,76) 2883,1 |
2 |
|
|
43,32 12,5) 1,76 |
|
137,8 |
|
348907 кВт.
Разница полученных величин ничтожна, что свидетельствует о пра-
вильности расчетов. В дальнейшем будем считать, что тепловая мощность каж-
дого КУ равна среднему значению QКУ = 348900/2 = 174450 кВт.
Построенная тепловая диаграмма КУ показана на рис. 8.
28
3.4.Приближенный расчет паровой турбины
26.Суммарный объемный расход, проходящий через последние ступени паровой турбины
(D ) |
|
2 |
|
DВД DНД |
|
D |
v 2 |
|
43,32 12,5 |
|
1,76 28,19 3098 м3 |
, |
|||
v |
|
|
|
0 |
0 |
д |
к |
|
|
|
|
||||
где vк |
= 28,19 м3/кг – удельный объем пара за последней ступенью. |
|
Пользуясь рисунком из прил. 4, выбираем двухпоточный ЦНД с рабочей
лопаткой последней ступени длиной lz = 1 м и корневым диаметром dк = 1800 мм.
При объемном расходе пара через один поток 1549 м3 «сухой» КПД последней ступени составляет 0,84, а потеря с выходной скоростью Hв.с. = 16 кДж/кг.
Таким образом, паровая турбина для рассматриваемой ПГУ должна быть двухцилиндровой с ЦВД и двухпоточным ЦНД. Продольный разрез прототипа такой турбины показан на рис. 9. Поступив во внутренний корпус ЦВД, пар проходит 1-й отсек и поступает в поворотную камеру с давлением рпк. В ней он разворачивается на 180°, проходит между внутренним и внешним корпусом ЦВД и поступает во 2-й отсек, за которым расположена камера смещения и поддерживается давление рсм. После камеры смешения пар расширяется в 3-м
(последнем в ЦВД) отсеке и поступает на вход двухпоточного ЦНД с давлени-
ем p0ЦНД .
27. Исходя из количества ступеней в 1-ом и 2-ом отсеках и давлений пе-
ред СРК ЦВД (и ЧСД), принимаем давление рпк = 1,8 МПа. Давление перед ЦНД оценим в p0ЦНД = 0,16 МПа.
28. Принимаем потерю давления в СРК НД ξСРКНД 0,03 и по соотношению
(2.20) находим давление в камере смешения:
pсм (1 ξСРКНД ) р0НД (1 0,03) 0,6 0,58 МПа.
29
Рис. 8. Тепловая диаграмма θ, t Q для котла утилизатора ПГУ (к примеру расчета).
29. Аналогично давление пара перед проточной частью ЦВД
p ВД (1 ξВД |
) рВД (1 0,03) 6,5 6,3 МПа, |
|
0 |
СРК |
0 |
где, как и в предыдущем случае потеря давления в СРК ВД ξСРКВД = 0,03.
По этому давлению и энтальпии перед СРК ВД h0ВД = 3428,5 кДж/кг опре-
делим все параметры перед проточной частью ЦВД: температура t0 = 504 °С,
удельный объем v0 = 0,05412 м3/кг, энтропия s0 = 6,868 кДж/(кг·К).