10151
.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 15, 860,05 0,5 36490 кДж/(нм3т.г).
Расход топливного газа в камеру сгорания ГТУ определяем по соотноше-
нию (П.3.2):
|
|
NГТУ |
|
100 1000 |
||
B |
|
э |
|
|
|
7,83 (нм3т.г)/с. |
ηГТУQн |
|
|||||
т.г |
|
|
0,35 36490 |
|||
|
|
э |
р |
|
|
|
21
Расход уходящих газов ГТУ
Gг Gв ρт.гBт.г 360 0,678 7,83 365,31 (кг п.с)/с.
Стехиометрический расход воздуха определяем из (П.3.3):
V0 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 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
1 |
|
3,67. |
ρт.г Вт.г |
1,293V |
0 |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
0,678 7,83 |
1,293 9,7 |
Теоретические объемы чистых продуктов сгорания определяем из соот-
ношений (П.3.5) – (П.3.7):
азота
VN02 0,79 V0 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
VH02O 0,01 (2CH4 3C2H6 4C3H8 161, V0)
0,01 (2 98 3 1,5 4 0,5 161, 9,7) 2,181 (нм3п.с)/(нм3т.г).
Действительный объем водяных паров находим из (П.3.8):
V |
V0 |
0,0161 (α 1)V0 |
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 V0 |
V0 |
V |
(α 1)V0 |
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 оп-
ределяем 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 530
0,382325) 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 5 530
0,356691) 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)
H0 |
(V0 |
c |
V0 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 V0 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,гНг 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(Iг ) (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 °Си 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:
D0ВД 363,31 (588,63 319,84) 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
IухВД 319,84 43,32 (1161,6 655,7) 259,85 кДж/кг, 365,31
которой соответствует температура θВДух = 238,57 °С.
8. Энтальпия газов за ППВД по соотношению (2.12):
IППВД 588,63 43,32 (3428,5 2773,4) 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):
pбНД (1 0,05) 0,6 0,63 МПа.
Тогда |
температура насыщения в |
нем |
tsНД 160,8 |
C энтальпия |
на- |
сыщенной |
воды hs (pбНД ) 687,7 кДж/кг, |
а |
энтальпия |
насыщенного |
пара |
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 IухНД 183,64кДж/кг. 14. Паропроизводительность контура НД
|
|
DНД |
Gг(IухВД IухНД) |
|
|
365,31 (259,85 183,64) |
|
12,5 кг/с. |
|||||
|
|
|
|
(2883,1 655,7) |
|||||||||
|
|
0 |
|
(hНД |
h ) |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
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, |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
hд |
4,19 198 620,1 кДж/кг. |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
к |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
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. |
|||
|
(hНД hд) |
|
|
(2883,1 620,1) |
|
||||||||
|
д |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
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 137,8кДж/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 |
|
(h |
h |
) |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
к |
|
к |
|
|
||
|
|
|
|
|
1,76 |
|
251,4 137,8 |
|
|
|
||||||||
|
43,32 12,5 |
|
|
|
620,1 251,4 |
|
16,93 кг/с. |
|||||||||||
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
27
20. Расход конденсата через ГПК
|
|
D |
|
DВД DНД |
Dд |
D 43,32 12,5 |
176, |
|
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 |
D |
(hд |
hГПК) |
183,64 |
71,87 (620,1 251,4) |
111,1 кДж/кг, |
||||||
ух |
ух |
|
ГПК |
к |
к |
|
|
|
|
||||||
|
Gг |
365,31 |
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
аих температура θКУух = 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):
|
|
|
|
|
(Id |
IухКУ) |
(588,63 111,1) |
|||||
|
|
η |
КУ |
|
|
|
|
|
|
|
0,833. |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
(Id Iн.в.) |
(588,63 15,27) |
|||||||
23. Энтальпия газов за ППНД |
|
|
|
|
||||||||
|
НД |
НД |
|
|
НД |
)) |
|
|
|
12,5 (2883,1 2758,6) |
|
|
IППНД IухВД |
D0 |
(h0 |
hs(pб |
259,85 |
255,29 кДж/кг, |
|||||||
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
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
(Dv) 2 D0ВД D0НД Dд vк 2 43,32 12,5 1,76 28,19 3098 м3,
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 ξНДСРК 0,03 и по соотношению
(2.20) находим давление в камере смешения:
pсм (1 ξНДСРК ) 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
p0ВД (1 ξСРКВД ) р0ВД (1 0,03) 6,5 6,3 МПа,
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).