Тепловой расчет цикла ПГУ

;

;

.

На i,s-диаграмме на пересечении действительного процесса расширения пара в ЧНД 8-9д с изобарами пара, отбираемого из отборов турбины и , наносятся точки 14 и 15, характеризующие состояние пара в регенеративных отборах.

Определяется теплосодержание пара в отборах:

; .

 

4. Расчет регенеративной системы паровой турбины

В регенеративную систему паротурбинной установки входят подогреватель низкого давления и деаэратор (рис. 4).

Все тепловые расчеты регенеративной системы производим в удельных единицах (отнесенных к 1 кг пара, подводимого в турбину).

Рисунок 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 выбираем так, чтобы температура воды на выходе из него равнялась температуре насыщения при давлении в отборе минус 5-7 °С. Температура питательной воды на выходе из деаэратора (подогреватель смешивающего типа) принимаем равной температуре насыщения, соответствующей давлению греющего пара.

Определяем значение энтальпии . Для этого по давлению находим по таблицам насыщенного водяного пара температуру насыщения . Тогда температура воды на выходе из ПНД с учетом недогрева, равного 6 °С, составит:

.

Таким образом,

.

Из уравнения теплового баланса деаэратора находим относительный расход пара на деаэратор

 

Расход пара на деаэратор:

.

Из уравнения теплового баланса ПНД определим удельный расход пара в ПНД

 

где – энтальпия воды на выходе из конденсатора, определяется по таблицам насыщенного водяного пара при давлении в конденсаторе , .

Расход пара на ПНД:

. 

5. Определение мощности, развиваемо паровой турбиной

Определим коэффициенты недовыработки электрической мощности за счет отборов пара из турбины

 

 

Электрическая мощность, развиваемая паровой турбиной, может быть найдена из выражения

 

 

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 паротурбинной установки. Таким образом, в задачи конденсатора входит:

а) создание и поддержание необходимого разрежения в выхлопном патрубке турбины;

б) получение чистого конденсата для питания парогенераторов.

Расход охлаждающей воды, подаваемой в конденсатор, определяется из его уравнения теплового баланса

 

где – разность температур охлаждающей воды на выходе и входе в конденсатор; – теплоемкость воды.

7. Определение показателей эффективности ПГУ

Количество теплоты, затраченное в циклах газо- и паротурбинных установок:

 

 

Суммарные затраты теплоты составят:

 

Мощность парогазовой установки:

 

Термический КПД цикла ПГУ:

 

Расход топлива, подаваемого в ВПГ:

 

где – КПД высоконапорного парогенератора.

Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

 

 

2. Определение эффективности ПГУ с последовательным отключением деаэратора и подогревателя низкого давления

 

2.1. Переменный  расход пара в цикле паротурбинной  установки

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.

Новый расход рабочего тела, циркулирующего в цикле паротурбинной установки:

 

Доля отбора пара в ПНД

 

Определяем расход пара на ПНД

 

Мощность, развиваемая паровой турбиной составит:

 

Количество теплоты, затрачиваемое в цикле ПТУ:

 

Суммарные затраты теплоты составят:

 

Мощность парогазовой установки:

 

Термический КПД цикла ПГУ:

 

Расход топлива, подаваемого в ВПГ:

 

Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

 

б) отключаем деаэратор и ПНД ( и ).

В рассматриваемом случае новый расход питательной воды в цикле паротурбинной установки составит:

 

При отсутствии отборов пара мощность паровой турбины будет равна:

 

Полезная затраченная в цикле ПТУ теплота:

 

Суммарные затраты теплоты составят:

 

Мощность парогазовой установки:

 

Термический КПД цикла ПГУ:

 

Расход топлива, подаваемого в ВПГ:

 

Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

 

Из сопоставления полученных результатов можно сделать следующие выводы:

1. Эффективность ПГУ, определяемая термическим КПД, составляет 37,13 %, термический КПД ПГУ с отключенным деаэратором ниже и равен 37,06%; несколько ниже термический КПД ПГУ с отключенным деаэратором и ПНД, который равен 36,8%.
2. Отключение паровой регенерации приводит к снижению мощности паровой турбины с 97283 кВт до 74704 кВт или на 23 %, при этом также уменьшается расход топлива, сжигаемого в ВПГ с 42856 кг/ч до 35640 кг/ч. Однако удельные расходы топлива возрастают с 0,326 кг/(кВт·ч) до 0,327 кг/(кВт·ч), а при отключении деаэратора и ПНД – до 0,328 кг/(кВт·ч).

 

2.2. Постоянный расход пара в цикле паротурбинной установки

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 на входе в ГП будут соответствовать точке 11 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 составят:

 

С учетом найдем показатели энергетической эффективности ПГУ:

– термический КПД цикла ПГУ:

 

– расход топлива, подаваемого в ВПГ:

 

– удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

 

Рассмотрим случай работы ПГУ с отключенным деаэратором и ПНД ( и ).

Мощность парогазовой установки составляет .

При этом температура и теплосодержание питательной воды на входе в ГП будут соответствовать точке 10 на рис. 2:

; .

Из уравнения теплового баланса ГП находим теплосодержание

 

и температуру питательной воды на выходе из него

 

Полезная затраченная в цикле ПТУ теплота:

 

Суммарные затраты теплоты составят:

 

Термический КПД цикла ПГУ:

 

Расход топлива, подаваемого в ВПГ:

 

Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

 

Из сопоставления полученных результатов можно сделать следующие выводы:

1. Эффективность ПГУ, определяемая термическим КПД, составляет 37,13 %, что несколько выше термического КПД ПГУ с отключенным деаэратором, который в этом случае равен 36,3% и КПД с отключенным деаэратором и ПНД, который составил 34,9 %.
2. Отключение деаэратора и ПНД при постоянном расходе пара приводит к возрастанию удельного расхода топлива с  
   0,326 кг/(кВт·ч) до 0,347 кг/(кВт·ч), а также, – к увеличению тепловых затрат в ПТУ с 231847 кВт до 253615 кВт.

 

3. Исследование эффективности ПГУ при трехступенчатом сжатии воздуха в компрессорной установке

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.

Рассмотрим 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 (ОВ1), в котором охлаждается до первоначальной температуры, после чего подается в компрессор среднего давления (КСД), где сжимается до давления . Затем воздух вновь отводится в охладитель (ОВ2), где охлаждается до первоначальной температуры. Воздух с давлением после ОВ2 подается в компрессор высокого давления (КВД) и сжимается до конечного давления.

Рисунок 5 – Схема трехступенчатой компрессорной установки 
и цикл в T,s-координатах

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

 

где – число ступеней; , – давление перед компрессором и за ним; , – давление на выходе и на входе в КСД.

В нашем случае, при , получим:

 

Температура воздуха на выходе из КНД, КСД

 

Действительная температура воздуха на выходе из КНД, КСД будет равна

 

Как видно из T,s-диаграммы трехступенчатого сжатия (рис.5), указанное распределение давления между ступенями сжатия приводит к равенству температур воздуха на входе и выходе из каждой ступени

,

и, следовательно, к равенству действительных мощностей КНД, КСД и КВД ().

Таким, образом, суммарная мощность привода составит

.

В этом случае полезная мощность газотурбинной установки составит

 

и полезная мощность парогазовой установки:

.

Найдем количество теплоты, затраченное в цикле ГТУ, с учетом того, что воздух, поступающий в ВПГ, в данном случае, имеет более низкую температуру:

 

Используя найденное ранее значение , определяем затраты теплоты в цикле ПГУ:

.

Энергетические показатели установки будут иметь следующие значения:

 

 

 

Выполненные расчеты цикла ПГУ с трехступенчатым сжатием воздуха в компрессорной установке и его сопоставление с исходным циклом позволяют сделать следующее заключение:

1. Мощность, потребляемая компрессорной установкой, снижается с 39951 кВт до 38694,5 кВт, соответственно полезная мощность ГТУ возрастает с 34000 кВт до 42242,5 кВт.
2. Снижение температуры воздуха на выходе из компрессора приводит к увеличению теплоты, затраченной в цикле ГТУ с 121716 кВт до 155610 кВт.
3. В целом эффективность ПГУ увеличивается, о чем свидетельствует увеличение термического КПД цикла с 37,13 % до 44,8 %.

Таким образом, применение сжатия в цикле ПГУ с промежуточным охлаждением целесообразно.

 

ЛИТЕРАТУРА

1. Андрющенко А.И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок. – М.: Высшая школа, 1977. – 279 с.
2. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е. Техничекая термодинамика. – М.: Наука, 1979. – 508 с.
3. Вукалович М. П., Новиков И. И. Техническая термодинамика. – М.: Энерги», 1968, 496 с. илл.