«ВЫБОР И РАСЧЕТНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК УТИЛИЗАЦИОННОЙ ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ ДЛЯ ВЫРАБОТКИ ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ НА СОБСТВЕННЫЕ НУЖДЫ ГАЗОПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ КОМПРЕССОРНЫХ СТАНЦИЙ ...»

Рисунок 3.3. Цикл ГТУ со свободной турбиной в T-S диаграмме.

Процессы: H-I и 4-Н'- изотермическое течение рабочего тела во входном и выходном устройстве; 1-2t и 1-2-изотермической и адиабатическое сжатие воздуха в компрессоре; 3-4tкт и 3-4кт –изотермической и адиабатическое расширение в компрессорной турбине; 4кт-4t и 4к-4t и изотермической и адиабатическое расширение в турбине;

3.3.1 Расчет тепловой схемы ГТУ со свободной турбиной Расчет тепловой схемы ГТУ со свободной турбиной аналогичен расчету тепловой схемы простейшей ГТУ, при этом полагаем, что компрессорная и свободная турбины составляют единый агрегат. При необходимости определения параметров в сечении КТ-КТ следует учитывать баланс мощности компрессорной турбины и компрессора. Методика расчета тепловой схемы простейшей ГТУ изложена в [59].

На рисунке 3.4 в T-s – диаграмме показаны реальный (а) и идеальный (б) циклы ГТУ простого типа с указанием всех характерных термодинамических процессов.

Рисунок 3.4. Циклы одновальной ГТУ простого типа в T-s – диаграмме: Н-1 и 4Н’ – изотермические процессы течения рабочего тела во входном и выходном устройстве; 1-2t, 1-2, 3-4t и 3-4 – изотермические и действительные процессы сжатия воздуха в компрессоре и расширения газа в турбине; 2-3 – процесс подвода тепла в КС; H -Н – изобарный процесс отвода Для идеального цикла принимаются следующие основные допущения:

цикл замкнут, он осуществляется с постоянным количеством идеального теплоемкость;

все процессы в цикле обратимы, так как они протекают без тепловых и гидравлических потерь во всех элементах тепловой схемы;

процессы сжатия в компрессоре и расширения в турбине изоэнтропийные.

Линия 1-2 иллюстрирует процесс изоэнтропийного сжатия в компрессоре.

Теплота в камере сгорания подводится по изобаре 2t - 3, при этом температура газа возрастает. Линия 3-4t изображает изоэнтропийное расширение в турбине.

Отвод теплоты в идеальном цикле происходит по изобаре 4t-1.

В реальных условиях все процессы в ГТУ являются необратимыми, что оказывает большое влияние на характеристики установки. Необратимость реальных процессов вызвана: потерями энергии в турбине и в компрессоре, которые можно оценивать при расчете реальных тепловых схем ГТУ с помощью КПД турбомашин - * и * ; потерями давления рабочего тела в тракте ГТУ, которые можно оценивать коэффициентами потерь полного давления по заторможенным параметрам: * - во входном устройстве; * - в камере сгорания;

* - в выходном устройстве. При расчете тепловых схем ГТУ параметры рабочего процесса целесообразно задавать через параметры торможения, поэтому используется индекс (*).

Определение характеристик ГТУ простого типа без внутреннего охлаждения лопаточного аппарата (расчет при t * 800°С) производится по следующим зависимостям.

Внутренняя удельная работа ГТУ без учета работы, затрачиваемой на сжатие топлива.

Здесь H Т - полезная работа процесса расширения в турбине; H К GТ относительный расход топлива, где G Т - расход топлива в КС; G В - расход воздуха на входе в компрессор; G ОХЛ - расход охладителя в системе охлаждения;

g 'ОХЛ - относительный расход воздуха на охлаждение ротора и статора турбины (диски, замковые соединения, корпус, опоры ротора и др.).

Обычно эта работа для жидкого топлива составляет менее 1% от работы расширения.

Отдельные составляющие формулы внутренней удельной работы ГТУ находятся следующим образом.

Анализ выполненных конструкций газовых турбин позволяет рекомендовать следующие уравнения для определения расхода воздуха на охлаждение ротора и статора турбины [60];

Таким образом, общий расход воздуха на охлаждение турбины (без охлаждаемого лопаточного аппарата)

ОХЛ ОХЛ

где УТ - коэффициент утечек, величина которого составляет 1,15...1,2. Большие значения коэффициента УТ отвечают пониженным температурам газа.

Относительный расход охлаждающего воздуха, отнесенный к расходу воздуха через компрессор:

Полезная работа процесса расширения в турбине:

Здесь H tT - располагаемая (изоэнтропийная) работа расширения в турбине:

к.п.д. турбины по заторможенным параметрам.

Действительная работа процесса сжатия в компрессоре:

Здесь * - к.п.д. компрессора по полным параметрам; H * - изоэнтропийная работа сжатия в компрессоре по заторможенным параметрам:

изоэнтропы воздуха, k В, R В - газовая постоянная воздуха.

Расчет циклов ГТУ производится в широком интервале изменения *.

Известно, что политропный к.п.д. турбины Т ПОЛ и компрессора К ПОЛ меньше, чем внутренние, изменяются при изменении *. Поэтому представим необратимые адиабатические процессы в компрессоре и турбине как политропные процессы с показателями степени, приближенно определяемыми из выражений:

для турбины для компрессора Тогда полезная работа расширения турбины:

Относительная работа в турбине (см. рисунок 3.5) Действительная работа сжатия компрессора:

Относительная работа в компрессоре (см. рисунок 3.6) Рисунок 3.5. Графическая зависимость для определения Относительный расход топлива

G В G ОХЛ

где G T - расход топлива в КС; G В - расход воздуха на входе в компрессор;

где - коэффициент избытка воздуха в продуктах сгорания; L 0 - отношение массы воздуха к массе топлива в стехиометрической смеси. Для стандартного углеводородного топлива L где g В - относительное количество воздуха, содержащегося в продуктах сгорания за камерой сгорания:

где Q Н - низшая теплота сгорания топлива; t *, t * - в °С.

КС - коэффициент полноты сгорания, КС = 0,97...0,99 - во всем диапазоне изменения режима ГТУ, причем низкие значения относятся к КС, работающим на тяжелых топливах, либо к авиационным или транспортным ГТУ; i ТОП - энтальпия топлива, этой величиной можно пренебречь.

Внутренний к.п.д. ГТУ простого цикла определяется по формуле где q 1 - удельный расход теплоты в камере сгорания:

g 'ОХЛ - расход охладителя, отнесенный к расходу воздуха через компрессор:

Эффективная удельная работа ГТУ. В реальных условиях необходимо учитывать механические потери энергии в ГТУ.

Эффективная удельная работа ГТУ простого цикла определяется по формуле где М - механический к.п.д. ГТУ:

ТМ = 0,985...0,995; КМ - коэффициент механических потерь в компрессоре, КМ = 0,985...0,995.

Можно предварительно задать коэффициент механических потерь М = 0,94...0,97 и уточнить методом последовательных приближений после определения.

Иначе, без применения последовательных приближений, эффективную удельную работу ГТУ можно определить по формуле Коэффициент полезной работы простой ГТУ рассчитывается по формуле Эффективный к.п.д. простой ГТУ определяется как отношение эффективной работы ГТУ к действительному количеству затраченной теплоты:

где q 1 - удельный расход теплоты с учетом потерь тепла в камере сгорания.

Расход воздуха через компрессор:

( N e - эффективная мощность ГТУ задана в исходных данных).

Расход топлива в камере сгорания:

Удельный расход условного топлива:

сгорания условного топлива.

3.3.2 Тепловая схема ГТУ с охлаждаемой высокотемпературной турбиной Тепловая схема ГТУ с открытой системой охлаждения приведена на рисунке 3.7, T-S – диаграмма цикла – на рисунке 3.8. В открытой системе проточную часть и, расширяясь в последующих ступенях турбины, участвует в выработке полезной работы. В качестве охладителя чаще всего используется воздух, отбираемый от компрессора, но может применяться и другое рабочее тело. В некоторых ГТУ при высокой температуре охлаждающего воздуха, отбираемого от компрессора, используются воздушные охладители ВО.

Рисунок 3.7. Тепловая схема ГТУ с охлаждаемой турбиной:

Вх.ус. и Вых.ус. - входное и выходное устройства; К - компрессор;

КС - камера сгорания; ВГТ – высокотемпературная газовая турбина;

Рисунок 3.8. Цикл ГТУ с охлаждаемой турбиной. Процессы:

3-4tq – расширение без трения с отводом тепла; 3-4t – изоэнтропийный процесс расширения в турбине; 3-4q – расширение с трением и отводом тепла;

В методике рассматривается тепловая схема ГТУ с открытой системой охлаждения как наиболее широко используемая.

Удельная полезная работа ГТУ:

где H T ОХЛ - удельная полезная работа расширения в охлаждаемой турбине; g Т относительный расход топлива; g 'ОХЛ - расход охладителя, отнесенный к расходу воздуха на входе в компрессор; H К - действительная работа процесса сжатия в компрессоре.

Расход охладителя, отнесенный к расходу воздуха через компрессор:

где g ОХЛ - расход охладителя для всей проточной части турбины, отнесенный к расходу (G В G ОХЛ ),

ОХЛ ОХЛ

( УТ - коэффициент утечек, величина которого составляет 1,5... 1,2. Большие значения коэффициента УТ отвечают пониженным температурам газа).

Значения g С и g ОХЛ определяют по формулам (2.2) и (2.3);

охлаждаемого венца в среднем K ИСП 0,4...0,6 ; Cp ОХЛ - удельная теплоемкость охладителя, принято Cp ОХЛ Cp В ; TОХЛ - температура охладителя на входе в систему охлаждения, принято TОХЛ Т * Т * ; Т* - снижение температуры в воздухоохладителе; TСТ - допустимая средняя температура стенки лопатки, TСТ для стационарных ГТУ в зависимости от марки материала обычно составляет 1070...1100 K.

Полученные значения g ОХЛ можно сопоставить с обобщенной зависимостью, представленной на рисунке 3.9.

Рисунок 3.9. Зависимость относительного расхода воздуха Определение теплоты охлаждения производят по формуле Здесь * - приведенный коэффициент теплоотдачи при обтекании газом лопаток охлаждаемого венца. Согласно анализу выполненных проектных проработок высокотемпературных газовых турбин * 0,015...0,025.

Коэффициент * зависит от параметров рабочего тела, для его определения можно воспользоваться приближенной формулой [60] где P3* представляется в МПа, Cp Г - удельная теплоемкость газа; Z - количество охлаждаемых венцов, h ОСР - средняя величина перепада энтальпий на одну ступень охлаждаемой части турбины.

Если TСТ T4*a, то вместо TСТ в (2.36) следует подставить T4*a (температура T4*a - параметр конца процесса расширения в турбине с трением без охлаждения);

величина Z округляется до ближайшего целого числа. Если согласно (2.36) 0 Z 1, необходимо принять Z 1.

Температуру T4*a можно определить, используя политропный КПД турбины:

либо внутренний КПД:

Коэффициент Если T4*q TСТ, то вместо T4*q в (2.37) следует подставить TСТ (температура T4*q параметр конца процесса расширения в турбине с трением и охлаждением). В первом приближении, когда T4*q неизвестна, вместо T4*q можно использовать T4*a.

После нахождения q ОХЛ и Tq температура T4*q должна быть определена с последующим-уточнением q ОХЛ и Tq :

Величина q ОХЛ приближенно может быть оценена и с помощью графика на рисунке 3.10:

Рисунок 3.10 Зависимость относительной теплоты охлаждения Удельная полезная работа процесса расширения в охлаждаемой турбине:

где H T - полезная работа процесса расширения неохлаждаемой турбины [см.

раздел 3.1.1, формула (3.6)]; - коэффициент трансформации тепловой энергии;

q ОХЛ - теплота охлаждения.

Работа расширения охладителя, определенная без учета подогрева за счет теплоты q ОХЛ :

ОХЛ ПОЛ R ОХЛ

который можно принять равным Т ПОЛ, R ОХЛ - газовая постоянная охладителя (для где Tg - средняя температура газа, при которой охладитель вводится в проточную часть, Если T4*a TСТ,то в этой формуле T4*a следует заменить на TСТ.

Средняя температура газа Tq, при которой отводится теплота охлаждения, находится в предположении Коэффициент Коэффициент трансформации тепловой энергии определяется по формуле Здесь ОХЛ - коэффициент, характеризующий увеличение расширения охладителя за счет подвода теплоты системы охлаждения, q - коэффициент потери полезной работы основного рабочего тела турбины вследствие охлаждения:

Остальные характеристики ГТУ с охлаждаемой высокотемпературной турбиной определяются как для ГТУ простого типа (п. 3.1.1).

при использовании стандартного углеводородного топлива На первом этапе выполнения расчёта производится вариантный расчет (при различных * и T3* ) параметров рабочего процесса в характерных сечениях температуры.

Давление воздуха перед компрессором где PН - давление окружающей среды; * - коэффициент потерь полного давления во входном устройстве ГТУ. Величина * выбирается исходя из назначения ГТУ и конструкции входного устройства, обычно * 0,985...0,99.

Температура воздуха перед компрессором Давление воздуха за компрессором:

( * - степень повышения давления компрессора по полным параметрам).

При проведении расчетов тепловых схем ГТУ задаются несколькими значениями *. Необходимо, чтобы принятый диапазон * включал в себя оптимальную степень повышения давления как по полезной работе, так и по к.п.д.

ГТУ. Выбор диапазона изменения степени повышения * зависит от схемы ГТУ.

В схеме ГТУ без регенерации * = 4...30.

Для определения температуры воздуха за компрессором T2* заменим необратимый адиабатический процесс сжатия в компрессоре политропным процессом с показателем степени, приближенно определяемым из выражения:

политропный к.п.д. компрессора.

Выбор К ПОЛ для расчета тепловых схем обусловлен тем, что политропный КПД компрессора мало зависит от степени повышения давления в компрессоре *. Для осевого компрессора можно принять К ПОЛ 0,89...0,91. Тогда температура воздуха за компрессором:

Если известен к.п.д. компрессора *, можно вычислить температуру T2* иначе:

проектирование и определяется жаростойкостью и жаропрочностью материала соплового аппарата и рабочего колеса турбины, а также возможной глубиной необходимости охлаждения турбины. Давление газа перед турбиной P3* равно:

* = 0,95...0,99 - коэффициент потерь полного давления в камере сгорания.

Давление газа за турбиной:

где * = 0,98...0,995 - коэффициент потерь полного давления в выходном устройстве ГТУ.

Степень расширения газа в турбине:

Заменяем необратимый адиабатный процесс расширения политропным процессом. Показатель политропы определяем из выражения:

где k Г - показатель изоэнтропии газа (для приближенной оценки можно принять k Г 1,33 ); * ПОЛ политропный к.п.д. турбины.

Политропный КПД турбины слабо зависит от величины *, поэтому им удобно пользоваться для анализа тепловых схем. Можно принять Т ПОЛ = 0,86...0,87.

Температура газа за турбиной T4* определится в виде Если известен КПД турбины по параметрам торможения *, можно вычислить температуру T4* иначе:

3.3.4 Уточнение параметров рабочего процесса и характеристик ГТУ при учете зависимости теплоемкости рабочего тепла от температуры На этом этапе проектирования производится уточнение параметров рабочего процесса и характеристик ГТУ с учетом зависимости удельной теплоемкости рабочего тела от температуры для стандартного углеводородного топлива при выбранном значении степени повышения давления в компрессоре * и заданной температуре газа перед турбиной T3*. На предыдущем этапе были определены характеристики ГТУ при Cp const. Это допущение в области температур газа перед турбиной 900...1500 °С может привести к ошибке в определении эффективной удельной работы ГТУ H e до 7% и в определении КПД цикла e до 10% [61]. При увеличении температуры газа ошибки возрастают соответственно до 10...15 %.

Изменение теплоемкости рабочего тела от температуры можно учесть среднелогарифмическую теплоемкость в интервале температур.

Для процесса сжатия в компрессоре:

Для процесса расширения в турбине:

где Cp ms (T) - среднелогарифмическая теплоемкость в интервале температур от T до T ( T0 = 273,15 K - температура начала отсчета энтальпии рабочего тела).

Значения (Cp ms ) Г (T) необходимо подставить в формулы с учетом коэффициента избытка воздуха. Величину Cp ms f (T, ) можно определить по формуле:

(Cp ms 1 ) Г и (Cp ms ) В определяются по таблицам либо согласно [60, 62, 63].

Уточнение температуры воздуха за компрессором T2* производится по формуле:

где ( R В 0,287 - газовая постоянная воздуха).

В случае более чем 1%-го отличия значения температуры воздуха за компрессором T2* от полученной ранее по формуле (2.50) величины производится коррекция Cp ms методом последовательных приближений.

Температуру газа за турбиной T4* уточняем по формуле:

где

R Г Т ПОЛ

Газовая постоянная газа при коэффициенте избытка воздуха :

где R Г 1 - газовая постоянная продуктов сгорания при 1 (для стандартного массе топлива в стехиометрической смеси при 1 (для стандартного воздуха; g В - относительное количество воздуха, содержащееся в продуктах сгорания, Полезная работа процесса расширения в турбине:

где (Cp mi ) Г - средняя удельная изобарическая теплоёмкость газа в интервале температур T3*...T4* с учётом коэффициента избытка воздуха ; m ГS - коэффициент, определяемый по формуле (3.63), Значения удельной изобарической теплоемкости газа с учетом коэффициента избытка воздуха можно рассчитать следующим образом:

(Cp mi 1 ) Г f (T) и (Cp mi ) В f (T) определяются для продуктов сгорания стандартного углеводородного топлива по таблицам, либо согласно [60, 62, 63].

Действительная работа процесса сжатия в компрессоре:

где m В S - коэффициент, рассчитываемый по формуле (2.61); (Cp mi ) В - средняя удельная изобарическая теплоемкость воздуха в интервале температур T1* и T2*, значение (Cp mi ) В f (T) определяется по таблицам, либо согласно литературе [60, 62, 63].

Характеристики ГТУ уточняются с учетом H Т, H К и в соответствии с формулами п. 3.3.1.

Вариантный расчет ряда параметров ГТУ, по изложенной в методике [59]., производится с помощью программы GTP, разработанной на кафедре ТГиАД СПбГПУ С.Ю. Оленниковым.

Исходные данные и результаты расчетов представлены в приложении 2.

Расчеты производились при постоянной номинальной эффективной мощности N e 5200 кВт и постоянной температуре продуктов сгорания перед ГТУ компрессорной турбиной T3 1258 К в зависимости от степени повышения давления в компрессоре Пк и температуры окружающей среды ta.

Расчеты проводились при изменений значения степени повышения давления окружающей среды: ta = 15 C; ta = 0 C; ta= - 15 C.

По результатам расчетов в программе GTP построены зависимости удельной полезной работы ГТУ Не =f(Пк,ta), эффективный КПД ГТУ е= f(Пк, ta), коэффициент полезной работы ГТУ = f(Пк, ta) представленные на рисунке 3.11.

Рисунок 3.11. Графики зависимостей Не =f(Пк, ta), е= f(Пк, ta), = f(Пк, ta) На рисунке 3.11 видно, что при Пк=11.5 удельная полезная работа H e достигает Также построены зависимости расхода Gг = f(Пк, ta) и температуры t4= f(Пк, ta) уходящих газов представленные на рисунке 3.12.

Рисунок 3.12. Графики зависимостей Gг = f(Пк, ta), t4= f(Пк, ta).

Для проведения дальнейших исследований были определены значения H e, e,, Gг, t4 при Пк=11.5 представленные в таблице 3.2.

Представлены технические характеристики и описание тепловой схемы ГТУ TAURUS 60 S. Подробно представлена методика расчета тепловой схемы ГТУ. По представленной методике проведены расчеты основных характеристики ГТУ в программе GTP в зависимости от Пк и tа. Определены температура и расход уходящих газов ГТУ в зависимости от температуры окружающей среды:

при ta = 15 °C t4 =488 °C, Gг=21.1 кг/c;

при ta = 0 °C t4 =488 °C, Gг=19.7 кг/c;

при ta= -15 °C t4 =488 °C, Gг=18.5 кг/c.

Сопоставление полученных результатов по температуре уходящих газов t (при ta = 15 °C) с заявленными характеристиками ГТУ [57, 64] показало различие в 0,4 %, а с результатами замеров, проведенными представителями ИТЦ ОАО «Газпром» (см. приложение 3) различие в 0,6 %. Сопоставление полученных результатов по расходу уходящих газов G4 (при ta = 15 °C) с заявленными характеристиками ГТУ [57,64] показало различие в 2,8 %.

На основе анализа полученных результатов расчетов можно сделать вывод о их высокой точности.

ГЛАВА 4. ВЫБОР ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ, РАЗРАБОТКА

МЕТОДИКИ РАСЧЕТА УТИЛИЗАЦИОННОЙ

ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ И ПРОВЕДЕНИЕ

ЧИСЛЕННОГО ЭКСПЕРИМЕНТА

Существуют ГПУ с одноконтурными, двухконтурными и трехконтурными КУ. Выбрана ГПУ с одноконтурным КУ. Тепловая схема такой ГПУ проста в представлена на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1. Тепловая схема ГПУ с одноконтурным КУ: I-газовый контур; IIпаровой контур; 1- компрессор; 2-камера сгорания; 3- компрессорная турбина; 4силовая турбина; 5-нагнетатель; 6- шиберная заслонка; 7- котел-утилизатор; 8пароперегреватель; 9-испаритель; 10-экономайзер; 11-дымосос; 12циркуляционый насос; 13-питательный насос; 14-барабан; 15-стопорный клапан;16-регулирующий клапан; 17-ПТ; 18-конденсатор; 19-электрогенератор Часть уходящих газов ГТУ (Gг) поступает в КУ 7 (Gку), а другая часть направляется в атмосферу (Gух). Расход уходящих газов Gку регулируется шиберной заслонкой 6. Пар из КУ через стопорный клапан 15 и регулирующий клапан 16 поступает в ПТ 17, где он расширяется. ПТ 17 приводит в действие электрический генератор 19. После ПТ пар направляется в конденсатор 18, где он охлаждается и конденсируется. Далее конденсат поступает в питательный насос 13. Питательная вода после насоса 16 поступает в экономайзер 10, затем в барабан 14. Из барабана 14 питательная вода через циркуляционный насос 12 поступает в испаритель 9, где она испаряется и превращается в пар. Сухой насыщенный пар из барабана 14 направляется в пароперегреватель 8. Из пароперегревателя 8 пар подается через стопорный клапан 15 и регулирующий клапан 16 в турбину 17 и цикл ПТ замыкается. Для компенсации аэродинамического сопротивления котлаутилизатора за ним устанавливается дымосос 11. Деаэрацию воды предлагается производить в конденсаторе 18.

4.2.1 Выбор температурных напоров в пинч-пунктах Перед расчетом схемы необходимо выбрать некоторые опорные точки, определяемые либо надежностью, либо термодинамическими условиями. Одним из основных параметров является начальная температура t 0 пара. Чем она больше, тем выше КПД паротурбинного цикла и меньше конечная влажность.

Поэтому ее следует выбирать максимально возможной, но, естественно, меньше температуры уходящих газов ГТУ t d. При этом с уменьшением разности t1 d t0 (рисунок 4.2) увеличивается поверхность пароперегревателя. Обычно принимают t1 40 500 C.

Второй опорной точкой является температура питательной воды tп.в. на входе в КУ. Исключение коррозии выходных поверхностей КУ диктует иметь tп.в. на уровне 60°С. Ее повышение приводит к увеличению температуры уходящих газов КУ ух и снижению КПД КУ а следовательно, всей ПТУ.

Рисунок 4.2. Q,t – диаграмма теплообмена барабанного КУ 4.2.2 Составление математической модели ГПУ Уравнения теплового баланса конвективных поверхностей КУ Уравнение пароперегревателя уравнение испарителя уравнение экономайзера GКУ - доля уходящих газов ГТУ направляемых в КУ; Gп - расход пара где газа за пароперегревателем, за испарителем и за экономайзером;

Энтальпии hпп1 - энтальпии пара на входе в пароперегреватель; hисп1, hэк1 - энтальпии воды на входе в испаритель и в экономайзер; hпп 2, hисп 2 - энтальпии пара на выходе из пароперегревателя и из испарителя; hэк 2 - энтальпия воды на выходе из экономайзера; - коэффициент потерь теплоты в пароперегревателе, испарителе и экономайзере.

Уравнения мощности и КПД ПТ Внутреннюю мощность ПТ можно определить по формуле:

- располагаемый теплоперепад, кДж/кг; oi относительный где внутренний КПД ПТ, G0 расхода пара, кг/c.

Электрическая мощность ПТ определяется по формуле:

где м,ред и э.г - КПД механический, редуктора и электрического генератора соответственно.

Уравнение конденсатора где Gохл - расход охлаждающей воды конденсатора; hвых, hк - энтальпия пара температуры охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора.

4.2.3 Расчет основных параметров тепловой схемы ГПУ Необходимые исходные данные для проведения расчетов тепловой схемы ГПУ представлены в таблице 4.1.

Таблица 4. Температура уходящих газов за ГТУ t4 при температуре ta =-15 C; ta =0 C; ta =15 C.

Относительные потери давления по пароводяному тракту КУ:

Снижение температуры пара в трубопроводе между КУ и ПТ Температурный напор между паром и уходящими газами на горячем конце пароперегревателя tпп, оС Минимальный температурный напор в КУ на холодном конце испарителя tисп, оС Ниже, на примере, приведена подробная методика расчета ГПУ (формулы 4.7Давление пара за пароперегревателем (ПП):

характеризующий потери давления в трубопроводе между КУ и ПТ.

2. Температура пара на выходе из ПП:

где 1 -температура дымовых газов на входе в КУ, tпп - температурный напор между паром и выхлопными газами на горячем конце ПП.

3. Энтальпия пара на выходе из ПП:

4. Давление пара на выходе из барабана:

где пп =0,1 -коэффициент характеризующий потери давления в ПП.

5. Температура насыщенного пара:

6. Температура уходящих газов на выходе из испарителя:

где tисп 15C - минимальный температурный напор в КУ на холодном конце испарителя.

7. Энтальпия уходящих газов при коэффициенте избытка воздуха 3, определяется по таблице представленной в [65]:

8. Температура воды на выходе из экономайзера:

где t эк 10C - недогрев воды до температуры кипения в экономайзере.

9. Давление пара на входе в испаритель:

где исп =0,1- коэффициент характеризующий потери давления в испарителе.

10. Энтальпия питательной воды на входе в испаритель:

11. Энтальпия воды на выходе из экономайзера:

12. Расход пара:

где G КУ - расход уходящих газов направляемых в КУ, 0,995 - коэффициент сохранения теплоты в КУ.

13. Энтальпия насыщенного пара:

14. Давление воды за питательным насосом:

где эк 0,1 - коэффициент характеризующий потери давления питательной воды в экономайзере.

15. Энтальпия питательной воды на входе в экономайзер:

16. Энтальпия уходящих газов на выходе из КУ:

17. Температура уходящих газов на выходе из КУ определяется по таблице представленной в [65]:

18. Давление конденсата на входе в питательный насос (ПН):

где к 0,01 - коэффициент характеризующий потери давления конденсата в от конденсатора до ПН.

19. Энтальпия конденсата на входе в ПН:

20. Энтальпия питательной воды на выходе из ПН:

21. Повышение энтальпии воды в ПН:

22. Мощность электропривода ПН:

где пн - коэффициент полезного действия ПН.

23. Энтальпия насыщенного пара на входе в испаритель:

24. Теплота воспринятая паром в ПП:

25. Энтальпия уходящих газов на входе в КУ:

26. Энтальпия уходящих газов после ПП:

27. Температура уходящих газов после ПП:

28. Энтальпия пара на выходе из ИСП:

29. Теплота воспринятая пароводяным рабочим телом в испарителе:

30. Энтальпия питательной воды на выходе из экономайзера:

31. Теплота воспринятая пароводяным рабочим телом в экономайзере:

32. Общая теплота воспринятая пароводяным рабочим телом в КУ:

Расчет процесса расширения пара в паровой турбине 1. Температура пара на вхоже в ПТ:

где t0 3С - снижение температуры пара в трубопроводе между КУ и ПТ.

2. Энтропия пара на входе в ПТ:

3. Энтальпия пара на входе в ПТ:

4. Энтропия в конце изоэнтропийного процесса расширения пара:

5. Энтальпия пара в конце изоэнтропийного процесса расширения пара:

6. Располагаемый теплоперепад на ПТ:

7. Использованный теплоперепад на ПТ:

8. Энтальпия в конце реального процесса расширения:

9. Относительная внутренняя мощность ПТ:

10. Максимальная электрическая мощность ПТ:

Расчет экономических показателей ПТУ, ПСУ, и ГПУ 1. КПД КУ (коэффициент утилизации):

2. Суммарная электрическая мощность ГПУ:

3. Абсолютный электрический КПД ПТУ:

4. Абсолютный электрический КПД ПСУ:

5. Абсолютный электрический КПД ГПУ определяется по соотношению:

4.2.4 Расчет тепловой схемы ГПУ по программе GateCycle и по программе морского технического университета В распоряжении кафедры ТДиАД СПбГПУ имеется программа GateCycle разработанная компанией General Electric и программа КГПТУ морского технического университета.

Программа GateCycle позволяет составлять необходимые тепловые схемы ГПУ и вычислять основные их параметры. Выбранная тепловая схема ГПУ составлена в данной программе. Далее были заданы необходимые исходные данные, после чего произведен расчет основных параметров ГПУ. Рассчитанная в программе GateCycle тепловая схема ГПУ представлена на рисунке 4.3.

Рисунок 4.3. Результаты расчета в программе GateCycle Результаты расчета основных параметров тепловой схемы ГПУ сведены в таблицу 4.2.

Net Cycle Lower Heating Value (LHV) Efficiency 44. Net Cycle Lower Heating Value (LHV) Heat Rate 8040.0168 kJ/kW-hr GT Simple-Cycle Lower Heating Value (LHV) Efficiency 35. Программа КГПТУ в отличие от программы GateCycly не позволяет составлять тепловые схемы ГПУ. Однако она позволяет рассчитывать несколько типов тепловых схем ГПУ и вычислять основные их параметры. Среди имеющихся вариантов выбрана необходимая схема ГПУ (см. рисунок 4.4).

Рисунок 4.4. Тепловая схема одноконтурной ГПУ в программе КГПТУ Далее были заданы исходные данные, после чего произведен расчет основных параметров ГПУ. Окно программы с результатами расчета представлено на рисунке 4.5.

Рисунок 4.5. Результаты расчета в программе КГПТУ Сопоставление результатов расчетов Сопоставление результатов расчетов по составленной методике (формулы 4.7с результатами расчетов в программе GateCycle, а также с результатами расчетов в программе КГПТУ представлено в таблице 4.3. Расхождения результатов расчета определялись по формуле:

где А- параметр рассчитанный по составелнное методике (формулы 4.7-4.54), Pпараметр рассчитанный в программе GateCycle и в программе КГПТУ.

Таблица 4. Расход уходящих направляемый в КУ GКУ, кг/с Электрическая Расход пара Из таблицы 4.3 видно, что расхождения по максимальной мощности N эПТ и по расходу пара Gп между результатами расчетов аналитическим методом и в программе:

GateCycle по мощности N эПТ 2,25 %, по расходы пара Gп 1,8%;

КГПТУ по мощности N эПТ 2,79 %, по расходы пара Gп 1,8%.

Полученное незначительное расхождение свидетельствует о правильности составленной методики расчета для выбранной тепловой схемы ГПУ.

4.3 Результаты исследования тепловой схемы ГПУ 4.3.1 Влияние температуры окружающей среды на показатели ГПУ В условиях эксплуатации, из-за непостоянства температуры окружающей среды, температура и расход уходящих газов ГТУ могут часто меняться, что оказывает влияние на параметры КУ и соответственно на параметры ГПУ [66, c.

299].

Начальная температура пара t0 находится в прямой зависимости от температуры уходящих газов на входе в КУ. Разница между температурой уходящих газов на входе в КУ и начальной температурой пара t0 обычно составляет 30-50 C. В свою очередь от начальной температуры и давления пара зависят следующие параметры КУ и ПТ: мощность ПТ, расход пара, площадь поверхности нагрева КУ, влажность пара за последней ступенью ПТ и температура уходящих газов за КУ.

При известных параметрах уходящих газов ГТУ, параметрах пара перед ПТ, температурой питательной воды может быть проведен расчет КУ, целью которого является определение параметров пароводяного рабочего тела и уходящих газов по тракту КУ и количества теплоты, передаваемой в отдельных элементах КУ, что позволяет определить общую площадь нагрева КУ.

По результатам проведенных расчетов ГПУ (таблицы 1-3 приложения 4) построены зависимости:

представленные на рисунке 4.6. Из рисунка видно, что понижение температуры окружающей среды с плюс 15 C до минус 15 C в диапазоне начального давления от 10 бар до 150 бар приводит к снижению мощности ПТ на 14,7–14,8%, снижению расхода пара на 14,8–14,7%, снижению площади поверхности КУ на 14,8–15%. Температура уходящих газов остается постоянной при изменении температуры окружающей среды и зависит только от начального давления пара.

Это объясняется поддержанием постоянной температуры t3 продуктов сгорания перед СТ. Степень влажности пара также остается постоянной и зависит только от начального давления пара.

Рисунок 4.6. Изменение основных параметров ПТ в зависимости от температуры окружающей среды По мере снижения начального давления P0 с 150 бар до 56 бар достигает минимального (нулевого) значения. Это значит, что в указанном диапазоне начальных давлений пара исключается эрозия рабочих лопаток ПТ. При этом мощность ПТ Nэ достигает максимальных значений.

В таблице 4.4 представлены параметры ПТ при начальном давлении пара обеспечивающем минимальную (нулевую) степень влажности пара за ПТ и максимальную мощность ПТ Nэ.

Таблица 4. Дальнейшие исследования проводились при параметрах уходящих газов ГТУ соответствующих температуре окружающей среды 15 С.

4.3.2 Влияние давления в конденсаторе на показатели ГПУ По результатам расчетов ГПУ (см. таблицы 4-6 приложения 4) построены зависимости: N э f ( Pк ), y f ( Pк ) представленные на рисунке 4.7. Из рисунка видно, что повышение конечного давления Pк, при начальном давлении пара P0= 10 бар, приводит к снижению мощности Nэ ПТ на 29%, а при начальном давлении пара P0=150 бар к снижению мощности Nэ ПТ на 15%.

По мере снижения начального давления пара P0 с 150 бар до 40 бар (при Pk=0,5 бар), 55 бар (при Pk=1 бар) и 65 бар (при Pk=1,5 бар) влажность за ПТ достигает минимального (нулевого) значения.

Мощность турбины Nэ, кВт Мощность ПТ Nэ приближается к максимальному значению Nэ=1450 кВт (при Pk=0,5 бар), Nэ=1300 кВт (при Pk=1 бар), Nэ=1200 кВт (при Pk=1,5 бар).

на холодном конце испарителя котла-утилизатора на показатели ГПУ По результатам проведенных расчетов ГПУ (таблицы 7-9 приложения 3) КУ f (tисп ) представленные на рисунке 4.8. Из рисунка видно, что повышение tисп с 10 C до 30 C, в диапазоне начального давления от 10 бар до 150 бар приводит к снижению мощности ПТ на 7–15%, снижению расхода пара на 6–15%, снижению площади поверхности КУ на 18–34%, а температура уходящих газов в среднем повышается на 13%.

Рисунок 4.8. Влияние минимального температурного напора на холодном конце испарителя КУ на показатели ПТ =10C), 58 бар (при tисп =20 C) и 50 бар (при tисп =30 C), мощность ПТ Nэ приближается к максимальным значениям: 1317 кВт, 1252кВт, 1190 кВт соответственно. Вне зависимости от tисп влажность пара за ПТ приобретает минимальное (нулевое) значение при P0=56 бар.

зависимости: N э f (oi ), y f ( oi ) представленные на рисунке 4.9. Из рисунка видно, что понижение относительного внутреннего КПД oi ПТ, в диапазоне начального давления P0 от 10 бар до 150 бар приводит в среднем к снижению мощности Nэ ПТ на 10%.

Мощность турбины Nэ, кВт По мере снижения начального давления пара P0 с 150 до 45 бар (при oi = 80%), до 55 бар (при oi = 76%) и до 68 бар (при oi = 72%) влажность за ПТ достигает минимального (нулевого) значения. При этом мощность ПТ Nэ приближается к максимальному значению Nэ=1350 кВт (при oi = 80%), Nэ= кВт (при oi = 76%), Nэ=1210 кВт (при oi = 72%).

4.4 Гидравлический расчет котла-утилизатора 4.4.1 Расчет площади нагрева пароперегревателя Оребрение трубчатых теплопередающих поверхностей обеспечивает интенсификацию теплопередачи и способствует компактности теплообменного аппарата. Существует большое число способов наружного оребрения. Исходя из условия перекрестного движения теплоносителей, выбран тип трубки с дисковыми ребрами. На рисунке 4.10 представлен элемент оребренной металлической трубки с геометрическими характеристиками.

Рисунок 4.10. Геометрические характеристики оребренной трубки, где:

d — диаметр наружной поверхности трубки, D — наружный диаметр ребра, — высота ребра, р — толщина ребра, S р — расстояние между сходственными точками (шаг) ребра, З —толщина слоя загрязнения.

Выбранные геометрические характеристики оребренной трубки представлены в таблице 4.5.

Тепловой и гидравлический расчет теплообменных аппаратов проведен по методике СПбГПУ [67]. Ниже подробно представлена методика теплового и гидравлического расчета на примере пароперегревателя (формулы 4.55-4.117).

1. Коэффициент оребрения :

Fp.c., F1 полная поверхность ребристой стенки и поверхность гладкой трубки.

2. Среднелогарифмический температурный напор tлог. :

где tб, t м — большая и меньшая разница температур.

3. Для учета теплового потока через торец рёбра, высота ребра hp увеличена на половину его толщины p :

4. Средняя температура пара в пароперегревателе (ПП):

где tпп1, tпп 2 - температур пара на входе и выходе из ПП.

5. Коэффициент динамической вязкости пара в ПП:

6. Плотность пара в ПП:

7. Теплопроводность пара в ПП:

8. Число Прандтля для пара в ПП:

9. Число Рейнольдcа для пара в ПП:

где c2 — средняя скорость движения пара в ПП.

10. Число Нуссельта для пара внутри труб ПП:

11. Коэффициент теплоотдачи со стороны пара:

12. Термическое сопротивление для 7000 часов работы ПП (принято):

13. Теплопроводность уходящих газов в зависимости ух.г :

14. Скорость движения уходящих газов (принято):

15. Площадь гладкой поверхности оребренной трубы между ребрами Fc :

16. Определим поверхность ребра Fp :

17. Коэффициент динамической вязкости уходящих газов 1 :

18. Плотность уходящих газов 1 :

19. Определяющий линейный размер l0 :

20. Число Рейнольдса со стороны уходящих газов Re1 :

21. Показатель степени n :

22. Число Прандтля для уходящих газов Pr1 :

23. Поправочный коэффициент на число рядов в пучке и коэффициент формы пучка (принято):

24. Число Нуссельта со стороны уходящих газов в ПП для шахматных пучков прямоугольного и трапециевидного сечений:

25. Коэффициент теплоотдачи со стороны уходящих газов 1 :

26. Аналитическое выражение коэффициента тепловой эффективности дискового ребра даже постоянной толщины имеет сложный вид, и расчет величины Е достаточно трудоемок. Поэтому используется ее графическая интерпретация [3, рис. 12,а]. На графике в качестве аргумента использована величина:

28. Поправочный коэффициент :

где р- теплопроводность алюминия, р=180 Вт/(мК).

29. Принимаем поправочный коэффициент 1 и коэффициент эффективности ребра Е=0,75.

30. Коэффициент эффективности оребрения :

31. Найдем коэффициент теплопередачи k :

32. Площадь пароперегревателя FПП :

В результате теплового расчета была определена теплопередающая поверхность пароперегревателя F 101 м 2.

4.4.2 Компоновочный расчет пароперегревателя На рисунке 4.11 представлен элемент фронтального сечения трубного пучка с геометрическими характеристиками.

Рисунок 4.11. Элемент фронтального сечения трубного пучка, где:

dв — диаметр внутренней поверхности трубки, hр — высота ребра, р — толщина ребра, S р — расстояние между сходственными точками (шаг) ребра, f — площадь фронтального сечения пучка 1. Площадь наиболее сжатого сечения пучка f1 :

2. Коэффициент загромождения для фронтального сечения:

3. Диагональный шаг труб в пучке:

4. Коэффициент загромождения для диагонального сечения:

5. Выбираем минимальный коэффициент загромождения :

6. Найдем фронтальное сечение f :

7. Ширина и длина пучка a, L :

8. Число труб в ряду n1 :

где S1 -диагональный шаг между трубками.

9. Число рядов z :

10. Глубина пучка b :

11. Объем теплообменника VT :

12. Определение скорости пара c :

13. Число ходов в секциях m :

где с2 0,8 2,5 - скорость самоочистки.

Масса и габариты пучка Объём фрагмента трубы длиной один метр:

Объём всей трубы длиной один метр VTP :

Масса погонного метра трубы mп. м. :

Масса ПП M :

Объем ПП VПП :

4.4.3 Гидравлический расчет пароперегревателя Потери в газовом тракте 1. Среднеарифметическая температура уходящих газов t1cp :

2. Плотность уходящих газов при охлаждении 1cp :

3. Среднерасходная скорость уходящих газов c1cp :

4. Гидравлический диаметр d Г :

5. Коэффициент формы пучка CS :

6. Число Рейнольдса Re1cp :

7. Коэффициент сопротивления одного ряда труб 0 :

8. Коэффициент сопротивления для шахматного пучка 1П :

где C Z 1 при z>5.

9. Условный дополнительный коэффициент сопротивления t :

10. Полный коэффициент сопротивления газового тракта 1 :

11. Потери давления p1* на прокачку уходящих газов через ПП:

12. Мощность дымососа на прокачку уходящих газов через ПП N1 :

Потери давления по пароводяному тракту 1. Суммарный коэффициент сопротивления для одного хода по пару 2 x :

где вх -коэффициент местного сопротивления при входе в трубу с острой кромкой, вх 0,5 ; вых -коэффициент местного сопротивления при выходе из Re 2 H 10695, Э 0, 00004 м, подводящей и отводящей пар из испарителя 2 :

3. Потери давления р2 :

4. Мощность насоса для прокачки воды через пароперегреватель N 2 :

Аналогичные расчеты произведены для испарителя и рекуператора в зависимости от: температуры окружающей среды ta ; относительного внутреннего КПД ПТ oi ; давления в конденсаторе Pк ; минимального температурного напора на холодном конце испарителя tисп. Результаты расчетов представлены в таблицах 1-12 приложения 4.

Параметры парового контура должны обеспечивать выработку требуемой мощности при минимальной (нулевой) степени влажности за ПТ и минимальной площади поверхности нагрева КУ. Кроме того, необходимо свести к минимуму влияние температуры окружающей среды на параметры ПТ. Этим требованиям отвечают параметры ГПУ указанные в таблице 4.1 при температуре окружающей среды ta=15 C, и уточненные по результатам проведенных исследований параметры ПТ:

начальное давление пара на входе в ПТ P0=50 бар;

начальная температура пара на входе в ПТ t0=457 C;

навление в конденсаторе Pк=1,1 бар;

относительный внутренний КПД ПТ oi =76%.

Для выбранных параметров построены t,s- диаграмма цикла (рисунок 4.12) и h,s- диаграмма процесса расширения пара (рисунок 4.13).

Процессы показанные на рисунке 4.12:

1-2 расширение пара в турбине;

2-3 процесс отвода теплоты в конденсаторе;

3-4 процесс повышения давления в питательном насосе;

4-5-6-1 подвод теплоты в экономайзере, испарителе, пароперегревателе.

Рисунок 4.13. Процесс расширения водяного пара в h,s-диаграмме Процессы обозначенные на рисунке 4.13:

1-2 реальный процесс расширения пара в турбине;

1-2t изоэнтропийный процесс расширения пара в турбине С целью проверки условия возможности выработки ПТ требуемой мощности максимально возможной мощности направляется весь расход уходящих газов ГТУ. Результаты расчетов показали, что максимальная электрическая мощность ПТ равна N эПТ 1282 кВт, что больше требуемой мощности в 500 кВт. Далее методом последовательных приближений находим расход пара, а также долю от расхода уходящих газов ГТУ направляемых в КУ необходимых для выработки ПТ требуемой мощности.

Задаем N эПТ 536 кВт.

Расход пара при электрической мощности ПТ в 536 кВт:

Расход уходящих газов направляемый в КУ при электрической мощности ПТ кВт:

Мощность механизмов собственных нужд ПТ:

Мощность ПТ нетто:

Величина электрической мощности Nэ ПТ на расчетном режиме (при ta= C) составила 536 кВт, что достаточно для обеспечения электроэнергией КС направляемых в котел-утилизатор, составляет 41,8 % (9,1 кг/c). Температура уходящих газов на выходе из КУ 218 C. Полное аэродинамическое сопротивление КУ p=1023 Па. Мощность электропривода дымососа 21 кВт.

характеристики дымососов приведены на официальных сайтах производителей [68, 69, 70, 71,72] и представлены в таблицах приложении 5.

C учетом запаса по мощности электропривода выбран дымосос ДН13Х, с техническими характеристиками приведенными в таблице 1 приложения 5.

В результате проделанной работы выбрана тепловая схема и составлена математическая модель ГПУ с одноконтурным КУ. По составленной математической модели и программе GateCycle и КГПТУ проведен численный эксперимент.

Проведено исследование влияния температуры окружающей среды, давления в конденсаторе, минимального температурного напора на холодном конце испарителя КУ, относительного внутреннего КПД oi ПТ на основные показатели ГПУ. Определены параметры ГПУ (таблица 4.1) при температуре окружающей среды ta=15 C, и уточненные по результатам проведенных исследований параметры ПТ:

начальное давление пара на входе в ПТ P0=50 бар;

начальная температура пара на входе в ПТ t0=457 C;

давление в конденсаторе Pк=1,1 бар;

относительный внутренний КПД ПТ oi =76%.

Величина электрической мощности Nэ ПТ на расчетном режиме составила 536 кВт, что достаточно для обеспечения электроэнергией КС «СЕВЕРНАЯ» на собственные нужды. При этом доля уходящих газов, направляемых в котелутилизатор, составляет 41,8 % (9,1 кг/c). Температура уходящих газов на выходе из КУ 218 C. Полное аэродинамическое сопротивление КУ p=1023 Па, что выше максимально допускаемого по СТО ГАЗПРОМ 2-3.5-138-2007 (p= Па), поэтому целесообразна установка дымососа. Мощность электропривода дымососа составила 21 кВт. Выбран дымосос ДН13Х.

ГЛАВА 5. УТИЛИЗАЦИОННАЯ ПАРОТУРБИННАЯ УСТАНОВКА С

ОРГАНИЧЕСКИМ РАБОЧИМ ТЕЛОМ

5.1 Выбор и описание тепловой схемы ГПУ с промежуточным контуром Интерес к применению органических теплоносителей в нашей стране и за рубежом возник еще в середине прошлого века. Преимущества ОРТ привлекают внимание специалистов, работающих в различных областях техники. Если в цикле паротурбинной установки в качестве рабочего тела используется не водяной пар, а органическое или синтетическое вещество, то такая установка будет работать по органическому циклу Ренкина (ОЦР). По температуре кипения ОРТ подразделяются на высококипящие рабочие тела (ВРТ) и низкокипящие рабочие тела (НРТ).

ВРТ применяются во многих отраслях химической промышленности, например при получении и переработке пластмасс, в области нефтехимического синтеза, в производстве лаков, проводились исследования по применению ВРТ в ядерных реакторах в качестве замедлителей или теплоносителе [73, c. 16], а также во многих других производствах, связанными с процессами, протекающими при высоких температурах [74, 75].

В начале XXI интенсивное развитие получает нетрадиционная энергетика.

Весьма актуальными становятся вопросы связанные с энергосбережением, повышением энергоэффективности, с использованием вторичных энергетических ресурсов, в том числе низкопотенциального тепла для выработки электроэнергии.

Около 90 % электростанций на НРТ занимают геотермальные установки, а 10 % — станции утилизационного типа, использующие сбросное тепло промышленных производств (цементных, металлургических) или энергию биомассы [76].

Россия — первая в мире страна, в которой в 1967 г. была построена бинарная электростанция, использующая для выработки электроэнергии тепло горячей ( °С) воды (Паратунская БГеоЭС). Ее установленная электрическая мощность составляла 0,75 МВт. В качестве рабочего тела ученые из Института теплофизики СО АН СССР использовали фреон R12. Успешный опыт российских ученых использован за рубежом, и к настоящему времени в мире эксплуатируется более тысячи бинарных установок различной мощности [77].

В настоящее время российские бинарные технологии возрождаются.

Примером может служить Мутновская геотермальная электростанция расположенная на Камчатке. В 1999г. была пущена в эксплуатацию ВерхнеМутновская ГеоЭС. Первый энергоблок Мутновской ГеоЭС-1 был включен в сеть 17 сентября 2002 г. Несколькими днями позже, 27 сентября был введен в эксплуатацию второй энергоблок [78].

Также на Камчатке реализуется проект строительства пилотного бинарного энергоблока мощностью 2,5 МВт на Паужетской ГеоЭС. В результате расчетноаналитических исследований для Паужетской БЭС в качестве рабочего тела был выбран хладон R-134a [79]. Предполагается, что создание и освоение технологии на пилотной бинарной Паужетской ГеоЭС обеспечит условия для расширения географии и масштабов применения бинарных электростанций для производства электроэнергии из низкотемпературных источников тепла.

Применение ОРТ обусловлено некоторыми преимущества по сравнению с водяным паром, а именно: отсутствие вакуума в установке; меньшие габариты и более высокие значения КПД турбомашин; возможность использования прямоточного котла, упрощающего энергетическую установку; отсутствие коррозии элементов установки и эрозии лопаток турбины; более низкая температура замерзания [80].

Вопрос выбора тепловой схемы ГПУ с ОЦР является весьма важным. ГПУ могут быть простого типа (одноконтурные схемы) и комбинированного (двухконтурные, трехконтурные схемы). Установка простого типа (одноконтурная) в отличие от комбинированного типа дешевле и проще в эксплуатации. Однако, при применении ОРТ, с точки зрения обеспечения пожаробезопасности — комбинированные предпочтительнее. Поэтому выбрана комбинированная схема ГПУ с промежуточным контуром.

Тепловая схема ГПУ состоит из трех контуров: I-газовый контур; IIпромежуточный контур; III-паровой контур (см. рисунок 5.1).

G УХ III

Рисунок 5.1. ГПУ с промежуточным контуром и ОРТ: I-газовый контур; IIпромежуточный контур; III-паровой контур; 1- компрессор; 2-камера сгорания; 3компрессорная турбина; 4-силовая турбина; 5-нагнетатель; 6- шиберная (дымосос); 9-испаритель; 10-подгореватель; 11- циркуляционный насос; 12стопорный клапан;13-регулирующий клапан; 14-паровая турбина; 15питательный насос; 16- электрогенератор; 17-рекуператор,18-конденсатор.

направляется в атмосферу (Gух). Расход уходящих газов Gку направляемых в КУ регулируется шиберной заслонкой 6. Теплота уходящих газов в темрмомасляном КУ 7 передается теплоносителю (термическому маслу) промежуточного контура II, а затем через дымосос 8 в окружающую среду. После темрмомасляного КУ теплоноситель II контура поступает в испаритель 9 и затем в подогреватель 10, где передает часть своей теплоты рабочему телу парового контура III.

Пар ОРТ из испарителя 9 через стопорный клапан 12 и регулирующий клапан 13 поступает в ПТ 14, где он расширяется. ПТ 14 приводит в действие электрический генератор 16. После ПТ 14 пар ОРТ направляется в рекуператор 17, где передает часть своей теплоты жидкому ОРТ. Далее пар ОРТ поступает в конденсатор 18, где охлаждается и конденсируется. После конденсатора конденсат ОРТ направляется в питательный насос 15 и далее в рекуператор 17, где нагревается за счет теплоты пара ОРТ. Из рекуператора 17 жидкое ОРТ поступает в подогреватель 10 и затем в испаритель 9, где испаряется и превращается в пар. Из испарителя 9 пар подается через стопорный клапан 12 и регулирующий клапан 13 в турбину 14 и цикл ПТ замыкается. Особенность данной тепловой схемы заключается в том, что в КУ направляется только часть уходящих газов ГТУ, которая необходима для выработки требуемой мощности ПТ.

Основное отличие в расчете тепловой схемы ГТУ в составе ГПУ по сравнению с автономной ГТУ заключается в увеличении сопротивления по газовоздушному тракту ГТУ. Увеличение сопротивления газовоздушного тракта ГТУ приводит к снижению полезной мощности газовой турбины, что в условиях КС нежелательно. [81, c. 22]. Поэтому в рассматриваемой тепловой схеме предусмотрена установка дымососа за КУ.

5.2 Выбор теплоносителей промежуточного контура и органического рабочего тела парового контура Выбор ОРТ является одним из наиболее важных и сложных вопросов. При выборе ОРТ необходимо учитывать его теплофизические свойства, термохимические характеристики, токсичность, взрывопожаробезопасность, стоимость, происхождение НРТ (природное, синтезированное), принадлежность к группе парниковых газов, озонобезопасность и ряд других характеристик.

Анализ применения НРТ на электростанциях во всем мире за последние 35— 40 лет свидетельствует об их разнообразии (рисунок 5.2).

Рисунок 5.2 Диаграмма использования низкокипящих рабочих тел [82, c. 76] Выбрать ОРТ которое обладало бы оптимальными характеристиками по всем показателям трудновыполнимая задача. Поэтому, для проведения исследований выбор ОРТ из существующего многообразия осуществлен исходя только из следующих соображений:

хорошая изученность;

хорошие теплофизические термодинамические характеристики;

низкое коррозионное воздействие на детали ПТ.

В данной работе для проведения исследований выбраны следующие ОРТ:

гексаметилдисилоксан (C6H18OSi2— hexamethyldisiloxane (HMDSO) ), пентан (С5H12), фреон R11 (CCl3F — trichlorofluoromethane), фреон R245fa (CF3CH2CHF2— pentafluoropropane).

Необходимые сведения о теплофизических свойствах рассматриваемых веществ представлены в базе данных национального института стандартов и технологий США [83], а также в справочнике по теплофизическим свойствам газов и жидкостей [84].

использование специального термического масла. Наиболее распространенные отечественные масла-теплоносители представлены в таблице 5.1 [85].

Таблица 5. Жидкий нефтяной теплоноситель. Применяют в закрытой системе, исключающей его контакт в горячем виде с воздухом.

АМТ- Предельно допустимая температура масла при интенсивной принудительной циркуляции не выше 280°С.

Нефтяное масло, применяемое в закрытых системах обогрева, оборудованных приспособлением для удаления легкокипящих длительной работе теплоносителя. Рекомендовано для заводов АМТ-300Т Применяется в системах терморегулирования, работающих в интервале температур от минус 100°С до 80°С. Проявляет ЛЗ-ТК- конструкционных материалов изделий.

Предназначено для систем терморегулирования, работающих в ТЕМП-К интервале температур от минус 18°С до 100°С.

Разработано специально для применения в закрытой системе Ариан АТ-4зс обогрева оборудования, исключающей его контакт в горячем Ариан АТ-4е электрорадиаторов с давлением масла, исключающих его Выбрано термическое масло марки АМТ-300Т с предельно допустимой температурой при интенсивной принудительной циркуляции в условиях длительной эксплуатации до 300°С. Масло-теплоноситель АМТ-300Т (ТУ 1011023-85)- нефтяное масло, вырабатываемое на основе экстракта тяжелого газойля каталитического крекинга (фракция 350-475 °С) с последующей гидрокаталитической).

Температурой вспышки в закрытом тигле не ниже 170 °С и температурой самовоспламенения не ниже 280 °С [86]. Температура застывания не выше минус 30 °С. Теплофизические свойства масла АМТ-300Т представлены в таблице 5. [87, 88, 89].

5.3. Расчет тепловой схемы ГПУ с промежуточным теплоносителем 5.3.1 Составление математической модели ГПУ с ОРТ Уравнения теплового баланса конвективных поверхностей Уравнение котла-утилизатора:

GКУ - доля уходящих газов ГТУ направляемых в КУ; GII - расход где теплоносителя второго контура на входе в КУ и выходе из КУ; - коэффициент потерь теплоты в теплообменнике.

Уравнение испарителя:

теплоносителя второго и третьего контуров на входе в испаритель и выходе из испарителя.

Уравнение подогревателя:

на входе в подогреватель и выходе из подогревателя.

Уравнение рекуператора:

где hIII р1, hIII р 2, hIII р1, hIII р 2 - Энтальпии теплоносителя третьего контура в жидкой и паровой фазах на входе в рекуператор и выходе из рекуператора.

Уравнения мощности и КПД ПТ Внутреннюю мощность ПТ можно определить по формуле:

где внутренний КПД ПТ, GIII - расхода пара, кг/c.

Электрическая мощность ПТ определяется по формуле:

где м,ред и э.г - КПД механический, редуктора и электрического генератора соответственно.

Уравнение конденсатора где Gохл - расход охлаждающей воды конденсатора; hвых, hк - энтальпия пара на выходе из ПТ и энтальпия конденсата на выходе из конденсатора; C B теплоёмкость охлаждающей воды конденсатора; - разность температуры охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора.

5.3.2 Выбор температурных напоров в пинч-пунктах Перед расчетом схемы необходимо выбрать некоторые опорные точки, определяемые либо надежностью, либо термодинамическими условиями. Одним из основных параметров является начальная температура t 0 пара. Чем она больше, тем выше КПД паротурбинного цикла и меньше конечная влажность.

Поэтому ее следует выбирать максимально возможной.

Второй опорной точкой является температура теплоносителя II контура на входе в испаритель, которая определяется начальной температурой пара t 0, снижением температуры пара в трубопроводе между испарителем и ПТ tисп_п 3С, температурным напором на горячем конце испарителя tисп_г 20 С Кроме того, заданы следующие величины: температурный напор на холодном конце испарителя tисп_х 20 С ; температурный напор между термическим маслом и уходящими газами на горячем конце КУ tКУ 50 С ; температурный напор на холодном конце КУ tКУ 50 С ; температурный напор на горячем конце рекуператора tР 15 С ; температурный напор на холодном конце подогревателя t П 15 С.

5.3.3 Расчет основных параметров тепловой схемы ГПУ с ОРТ промежуточным термомасляным контуром и ОРТ представлены в таблице 5.3.

Таблица 5. Расход уходящих газов за ГТУ в зависимости от Снижение температуры пара в трубопроводе между ИСП tисп- о Температурный напор между паром и уходящими газами Ниже на примере представлена подробная методика расчета ГПУ с промежуточным контуром и с применением в качестве рабочего тела фреона R245 fa (формулы 5.8-5.65).

Расчет процесса расширения пара в паровой турбине 1. Энтропия пара на входе в ПТ:

2. Энтальпия пара на входе в ПТ:

3. Энтропия в конце изоэнтропийного процесса расширения пара:

4. Энтальпия пара в конце изоэнтропийного процесса расширения пара:

где pk - давление в конденсаторе.

5. Располагаемый теплоперепад на ПТ:

6. Использованный теплоперепад на ПТ:

где oi - относительный внутренний к.п.д. ПТ.

Расчет тепловой схемы ГПУ 1. Энтальпия в конце реального процесса расширения:

2. Температура пара в конце реального процесса расширения:

3. Энтальпия насыщения жидкости:

4. Энтальпия насыщения пара:

5. Степень сухости пара:

6. Температура насыщения теплоносителя III контура при давлении pk :

7. Температура пара на выходе из рекуператора:

где tконд - разница между температурой пара и температурой его конденсации.

8. Энтальпия пара на выходе из рекуператора:

9. Энтальпия теплоносителя III контура в жидкой фазе на входе в рекуператор:

10. Понижение энтальпии пара в рекуператоре:

11. Энтальпия теплоносителя III контура в жидкой фазе на выходе из рекуператора:

12. Температура теплоносителя III контура на выходе из рекуператора:

13. Температура теплоносителя III контура на входе в подогреватель:

14. Энтальпия теплоносителя III контура на входе в подогреватель:

15. Энтальпия теплоносителя III контура на выходе из подогревателя:

16. Температура насыщения теплоносителя III контура при давлении pIII и1 :

17. Давление теплоносителя III контура на входе в испаритель:

где ПТ _ ИСП, и - коэффициенты характеризующие потери давления теплоносителя III контура между ПТ и испарителем в самом испарителе.

18. Температура теплоносителя II контура на выходе из подогревателя:

где tр.х - температурный напор на холодном конце рекуператора.

19. Температура теплоносителя II-го контура на горячем конце испарителя:

где tисп_п - снижение температуры пара в трубопроводе между испарителем и ПТ; tисп_г - температурный напор на горячем конце испарителя.

20. Энтальпия теплоносителя II-го контура на входе в КУ:

21. Энтальпия теплоносителя II-го контура на выходе из КУ:

22. Температура продуктов сгорания на входе в КУ:

23. Энтальпия чистых продуктов сгорания при температуре ку1 :

24. Энтальпия воздуха при температуре ку1 :

25. Энтальпия уходящих газов на входе в КУ:

26. Температура продуктов сгорания на выходе из КУ:

где tКУ - температурный напор на холодном конце КУ.

27. Энтальпия чистых продуктов сгорания при температуре ку 2 :

28. Энтальпия воздуха при температуре ку 2 :

29. Энтальпия уходящих газов на выходе из КУ:

30. Расход теплоносителя II контура:

31. Температура теплоносителя III-го контура на выходе из испарителя:

где tисп_п - снижение температуры пара в трубопроводе между испарителем и ПТ.

32. Давление теплоносителя III-го контура на выходе из испарителя:

33. Давление теплоносителя III-го контура на входе в подогреватель:

где П - потери давления в подогревателе.

34. Энтальпия теплоносителя III -го контура на входе в подогреватель:

35. Энтальпия теплоносителя II -го контура на выходе из подогревателя:

36. Энтальпия теплоносителя III-го контура на выходе из испарителя:

37. Расход теплоносителя III контура:

38. Относительная внутренняя мощность ПТ:

39. Давление теплоносителя III контура на входе в ПН:

где К _ ПН - потери давления в трубопроводе между конденсатором и питательным насосом.

40. Энтальпия теплоносителя II второго контура на входе в ПН:

41. Энтальпия теплоносителя II второго контура на выходе из ПН:

42. Повышение энтальпии теплоносителя III контура в ПН:

43. Мощность электропривода ПН:

где пн - коэффициент полезного действия ПН.

44. Электрическая мощность ПТ:

где м, э - механический и электрический КПД ПТ; ред - КПД редуктора.

45. Теплота переданная в КУ теплоносителю II контура:

46. Теплота переданная в рекуператоре теплоносителю III контура:

Расчет экономических показателей ПТУ, ПСУ, и ГПУ 1. Коэффициент полезного действия КУ:

где a - температура окружающей среды.

2. Суммарная электрическая мощность ГПУ:

3. Абсолютный электрический КПД ПТУ:

4. Абсолютный электрический КПД ПСУ:

5. Абсолютный электрический КПД ГПУ:

5.3.4 Результаты исследования тепловой схемы ГПУ По результатам проведенных расчетов ГПУ c применением в качестве ОРТ гексаметилдисилоксана (таблицы 1-3 приложения 6) построены зависимости:

рисунке 5.3.

Рисунок 5.3. Изменение основных параметров ГПУ в зависимости от температуры Из рисунка5.3 видно, что понижение температуры окружающей среды с плюс 15 C до минус 15 C в диапазоне начального давления от 6 бар до 15 бар приводит к понижению мощности ПТ на 14–15%, понижению расхода пара на газов на 7%.

По результатам проведенных расчетов ГПУ c применением в качестве ОРТ N э f (ta ), Gп f (ta ), Gм f (ta ), FКУ f (t a ), КУ f (t a ) представленные на рисунке 5.4.

Рисунок 5.4. Изменение основных параметров ГПУ в зависимости от температуры окружающей среды для пентана (С5H12) Из рисунка 5.4 видно, что понижение температуры окружающей среды с плюс 15 C до минус 15 C в диапазоне начального давления от 7 бар до 25 бар приводит к понижению мощности ПТ на 15–15%, снижению расхода пара на 15– 15%, понижению расхода масла на 13–15%, снижению площади поверхности КУ на 15–15%, и снижению температуры уходящих газов 19%.

По результатам проведенных расчетов ГПУ c применением в качестве ОРТ зависимости: N э f (ta ), Gп f (ta ), Gм f (ta ), FКУ f (t a ), КУ f (t a ) представленные на рисунке 5.5.

Рисунок 5.5. Изменение основных параметров ГПУ в зависимости от температуры окружающей среды для трихлорфторметана (R245fa) Из рисунка 5.5 видно, что понижение температуры окружающей среды с плюс 15 C до минус 15 C в диапазоне начального давления от 8 бар до 26 бар приводит к понижению мощности ПТ на 15–15%, снижению расхода пара на 15– 15%, понижению расхода масла на 15–15%, снижению площади поверхности КУ на 15–15%, и понижению температуры уходящих газов на 25%.

По результатам проведенных расчетов ГПУ c применением в качестве ОРТ пентафторпропана (R11) (таблицы 10-12 приложения 6) построены зависимости:

рисунке 5.6.

Рисунок 5.6. Изменение основных параметров ГПУ в зависимости от температуры Из рисунка 5.6 видно, что понижение температуры окружающей среды с плюс 15 C до минус 15 C в диапазоне начального давления от 6 бар до 26 бар приводит к понижению мощности ПТ на 15–15%, снижению расхода пара на 15– 15%, понижению расхода масла на 15–15%, снижению площади поверхности КУ на 15–15%, и уменьшения температуры уходящих газов на 34%.

5.3.5 Построение в T-s диаграммы органического цикла Ренкина и h-s диаграммы процесса расширения пара органического рабочего тела На рисунке 5.7. представлены t,s-диаграммы ОЦР для выбранных ОРТ.

Рисунок 5.7. T,s- диаграмм органического цикл Ренкина:

a)для гексаметилдисилоксана; б) ОЦР для пентана (С5H12);

в) для трихлорфторметана (R11) и г) для пентафторпропана (фреон R245fa) Процессы, протекающие в ОЦР, показанные на рисунке 5.3:

1-2 расширение пара в турбине;

2-3 процесс отвода теплоты в рекуператоре;

3-4 процесс отвода теплоты в конденсаторе;

4-5 процесс повышения давления в питательном насосе;

5-1 процесс подвода теплоты в цикле.

У рассматриваемых НРТ пограничная кривая пара в t,s координатах имеет положительный наклон, поэтому процесс расширения заканчивается в области перегретого пара, что исключает, в отличие от турбин водяного пара, появление конденсата в конце процесса расширения и соответствующие потери энергии, а также эрозию лопаток рабочих колес. Другим фактором, создающим благоприятные условия функционирования лопаток рабочих колес, являются сравнительно низкая температура на входе в турбину. При такой температуре еще не проявляется явление ползучести, поэтому время нахождения лопаток под нагрузкой не оказывает влияния на прочностные характеристики их материалов (конструкционных сталей).

На рисунке 5.8. представлены h-s диаграммы ОЦР для выбранных НРТ.

Рисунок 5.8. h,s- диаграммы процесса расширения:

a) для гексаметилдисилоксана; б) для пентана (С5H12);

в) для трихлорфторметана (R245fa) и г) для пентафторпропана (R11) Процессы обозначенные на рисунке 5.8:

1-2 реальный процесс расширения пара НРТ в турбине;

1-2t изоэнтропийный процесс рассширения пара НРТ в турбине.

Из анализа рисунка 5.8 следует, что в отличие от водяного пара процесс расширения в турбине, для рассматриваемых ОРТ, идет при малом значении изоэнтропийного теплоперепада энтальпии ( от 50 до 120 ). Это позволяет выполнить турбину одно-, трехступенчатой, что существенно упрощает конструкцию турбины и снижает капитальные затраты на ее изготовление по сравнению с многоступенчатыми турбинами водяного пара.

Кроме того, к числу недостатков использования воды относится значительный рост давления насыщения ps при увеличении температуры насыщенных паров ts. Это усложняет создание агрегатов высокого давления для металлоемкость. У рассматриваемых НРТ, в отличие от воды, высоким температурам насыщения соответствуют низкие значения давлений насыщенных паров.

На основе анализа органического цикла Ренкина в t,s — диаграмме, а также процесса расширения пара ОРТ в h,s — диаграмме для расчета характеристик ГПУ выбраны следующие исходные данные:

для гексаметилдисилоксана Po=15 бар, to=235 C, Рк=1,1 бар;

для пентана Po=25 бар, to=180 C, Рк=1,1 бар;

для трихлорфторметана (R11) Po=16 бар, to=170 C, Рк=1,1 бар;

для пентафторпропана (фреон R245fa) Po=25 бар, to=140 C, Рк=2,1 бар.

обеспечивающих выработку ПТ максимально возможной мощности. Результаты расчетов представлены в таблице 5.4.

Таблица 5. Расход теплоносителя промежуточного контура Расход уходящих газов Площадь теплопередающей поверхности конденсатора промежуточного контура Мощность привода ПН второго Теплота переданная в КУ теплоносителю II контура на выходе из конденсатора Из таблицы 5.4 следует, что в случае пентана электрическая мощность ПТ достигает максимального значения (Nпт э =1509 кВт). При этом расходы пентана и термического масла по сравнению с другими ОРТ минимальны (Gп= 17,6 кг/c и Gм=32,7 кг/c). Суммарная мощность на собственные нужды ПТ составляет Nс.н.= 87 кВт. Аэродинамическое сопротивление КУ составляет p1*= 522 Па, что меньше допускаемого по СТО ГАЗПРОМ 2-3.5-138-2007 максимального p= 700 Па. Мощность необходимая для привода дымососа составила 22 кВт.

обеспечивающих выработку ПТ заданной мощности ПТ в 500 кВт. Результаты расчетов представлены в таблице 5.5.

Таблица 5. Теплота воспринятая подогревателем Температура охлаждающей воды Из таблицы 5.5 видно что, среди рассмотренных вариантов, применение пентана предпочтительнее. При использовании пентана электрическая мощность ПТ равна Nптэ=530 кВт, а мощность собственных нужд ПТ составляет Nпт=29 кВт.

Мощность нетто ПТ равна Nнетто пт= 501 кВт. Расход ОРТ (Gп=6,2 кг/с), расход термического масла (Gм=11,5 кг/с), площадь конвективных площадей КУ (Fку= м2) достигают минимальных значений. Доля направляемых в котел-утилизатор уходящих газов ГТУ составила 35% (7,6 кг/c).

характеристиками: производительностью и давлением. В приложении приведены таблицы с техническими характеристиками дымососов. Выбираем дымосос ДН12,5Х, с техническими характеристиками приведенными в таблице приложения 5.

окружающей среды, а также влияние выбора типа ОРТ на параметры ГПУ.

Определены параметры ГПУ обеспечивающие выработку максимально возможной мощности ПТ и мощности ПТ требуемой для покрытия только собственных нужд КС «СЕВЕРНАЯ» при температуре окружающей среды ta= рабочее тело парового контура— пентан;

рабочее тело промежуточного контура—термическое масло АМТ-300 Т;

начальное давление пара на входе в паровую турбину P0=25 бар;

начальная температура пара на входе в паровую турбину t0=180 C;

давление в конденсаторе Pк=1,1 бар.

При использовании в качестве ОРТ пентана электрическая мощность ПТ равна Nптэ=530 кВт, а мощность собственных нужд паротурбинной установки составляет Nс.н.=29 кВт. Мощность нетто ПТ равна Nнетто пт= 501 кВт, что «СЕВЕРНАЯ».

Расход пентанового пара составил Gп=6,2 кг/с, расход термического масла Gм=11,5 кг/с. В случае применения пентана площадь конвективных поверхностей КУ достигает минимального значения Fку=79 м2 в сравнении с другими рассмотренными ОРТ. Аэродинамическое сопротивление КУ составило p1*=164 Па, что ниже максимально допускаемого по СТО ГАЗПРОМ 2-3.5-138p= 700 Па. Мощность привода дымососа составила Nдым =7 кВт. Доля направляемых в КУ уходящих газов ГТУ составила 35% (7,6 кг/c) от общего расхода уходящих газов ГТУ. Выбран дымосос ДН12,5Х.

ГЛАВА 6. СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ХАРАКТЕРИСТИК УПТУ С

ПАРОВОДЯНЫМ РАБОЧИМ ТЕЛОМ С ХАРАКТЕРИСТИКАМИ УПТУ

С ОРГАНИЧЕСКИМ РАБОЧИМ ТЕЛОМ И ВЫДАЧА РЕКОМЕНДАЦИЙ

В таблице 6.1. представлены основные технические характеристики рассмотренных выше тепловых схем ГПУ с пароводяным рабочим телом (рисунок 4.1) и ГПУ с ОРТ (рисунок 5.1).

Таблица 6. Расход теплоносителя Расход уходящих газов Мощность привода ЦН Мощность привода ПН Удельный объем пара в конце процесса расширения в ПТ Площадь теплопередающей поверхности конденсатора Суммарная площадь теплопередающих поверхностей (кроме конденсатора) выходе из конденсатора Из таблицы 6.1 видно, что среди рассмотренных ОРТ, при одинаковой электрической мощности ПТ, применение пентана позволяет достичь сопротивление КУ. В тоже время доля уходящих газов направляемых в КУ при использовании в качестве рабочего тела фреона R11 и пентана достигают минимальных значений. Так при использовании фреона R11 в КУ направляется 34,5% от всего расхода уходящих газов ГТУ, а при использовании пентана 35%.

Для рассмотренных тепловых схем ГПУ при одинаковой электрической мощности ПТ в 500 кВт расход пентанового рабочего тела составил 6,2 кг/c, а пароводяного 0,91 кг/c, что в 6,81 раз больше. При этом доля расхода уходящих газов направляемы в КУ в случае применения пентана меньше (для пентана 35%, для воды 41,8% ), а также ниже температура уходящих газов на выходе из КУ (для пентана 141 оС, а для воды 218 оС).

В случае пентановой ГПУ, за счет применения термического масла АМТТ в промежуточном контуре, существенно сокращается площадь нагрева КУ, которая составила 79 м2, (в случае применения воды 134 м2). Кроме того, сокращается аэродинамическое сопротивление КУ до 164 Па ( в случае применения воды 1023 Па), что в свою очередь снижает влияние КУ на рабочие и режимные характеристики ГТУ.

Фактором, создающим благоприятные условия функционирования лопаток рабочих колес, являются сравнительно низкая температура на входе в турбину.

Для пентана температура пара на входе в ПТ равна 180 оС ( для воды 457 оС). При такой температуре еще не проявляется явление ползучести, поэтому время нахождения лопаток под нагрузкой не оказывает влияния на прочностные характеристики их материалов, и следовательно могут применяться более дешевые материалы деталей ПТ. Кроме того, значительно сокращается время пуска ПТ, исчезают понятия пуска из горячего и неостывшего состояния, быстрее происходит прогрев деталей корпуса ПТ до номинальной температуры.

Как показали ранее построенные t,s— диаграммы органического цикла Ренкина (рисунок 5.3) у рассмотренных ОРТ пограничная кривая пара в t,s координатах имеет положительный наклон, поэтому процесс расширения заканчивается в области перегретого пара, что исключает, в отличие от турбин водяного пара, возможность появления конденсата в конце процесса расширения и соответствующие потери энергии, а также эрозию лопаток рабочих колес.

Из анализа ранее построенных процессов расширения пара в h,s- диаграмма (рисунки 5.4 и рисунок 4.13) для рассмотренных ОРТ и воды, а также из анализа таблицы 6.1 следует, что в отличие от водяного пара процесс расширения в турбине, для рассматриваемых ОРТ, идет при малом значении изоэнтропийного теплоперепада энтальпии. Так для пентана использованный теплоперепад равен 93 кДж/кг, а для воды 635 кДж/кг, т.е. теплоперепад для воды в 6,8 раза больше.

Это позволяет выполнить турбину одноступенчатой, что существенно упрощает конструкцию турбины и снижает капитальные затраты на ее изготовление по сравнению с многоступенчатыми турбинами водяного пара.

рассмотренных ОРТ и воды [83, 84].

Таблица 6. кг/моль тройной точке, кипения при нормальных условиях, °C Из таблицы 6.2 видно, что в сравнении с водой рассмотренные ОРТ характеризуются низкой температурой в тройной точке. Таким образом, отрицательных значения температуры окружающей среды и соответственно повышается надежность работы ГКС.

Сравнительно низкое давление пара пентана 2,5 МПа на входе в ПТ упрощает создание агрегатов для паротурбинной установки, в том числе и турбин, и снижает их металлоемкость. Кроме того, использование воды требует сложной системы химводоподготовки, а также наличие в схеме барабана, и деаэрационной установки, все это отсутствует в случае использования ОРТ.

Установки в которых применяется в качестве рабочего тела применяется температуре цикла в диапазоне от 547 °C до 650 °C [80, c. 20]. Повышение начальное температуры пара всегда приводит к увеличению абсолютного КПД цикла [44, c. 19]. С учетом того что, для организации достаточно интенсивного теплообмена в котлах-утилизаторах температурный напор должен быть порядка 50 °C, то уходящие газы с температурой меньше 497 °C использовать нельзя. По этой причине для достижения приемлемых технико-экономических показателей установок уходящие газы необходимо подвергать предварительному нагреву, что влечет за собой дополнительный расход топлива и введение в тепловую схему дополнительного элемента— камеры дожигания [66, с. 84].

Проведенный ранее анализ структуры парка ЕСГ России (Глава 2) показал, что больше половины (54,7 %) ГТУ применяемых для привода ГПА составляют ГТУ с характеристиками представленными в таблице 6.3.

Таблица 6. Из таблицы 6.3 видно, что представленные ГТУ имеют сравнительно низкий КПД и температуру уходящих газов. Таким образом применение ОРТ в УПТУ в составе ГПУ для данных типов ГТУ с целью выработки электроэнергии собственных нужда является самым оптимальным.

На основе всего выше сказанного можно дать следующие рекомендации:

1. Применять на ГКС, на которых в качестве привода ГПА используются ГТУ, УПТУ с составе ГПУ для обеспечения ГКС электроэнергией на собственные нужды;

2. Использовать только часть уходящих газов ГТУ ГПА необходимую для выработки в УПТУ электроэнергии только на собственные нужды ГКС, направляя их с помощью шиберных заслонок в КУ;

3. Устанавливать за КУ дымосос, привод которого будет работать за счет части мощности вырабатываемой в УПТУ, т.к. в этом случае установка КУ вообще никак не влияет на показатели ГТУ.

4. Применять незамерзающие при низких температурах ОРТ;

5. На тех ГКС, где эксплуатируются ГТУ с характеристиками не отвечающим условиям применения ГПУ (ГТК-10 НК-16СТ НК-12СТ ДР-59Л) в качестве рабочего УПТУ применять ОРТ;

6. Среди рассмотренных ОРТ в УПТУ рекомендуется использовать пентан.

Итогом диссертационной работы является разработка научно технической основы создания утилизационной паротурбинной установки для обеспечения газоперекачивающих компрессорных станций ЕСГ России электроэнергией собственных нужд с учетом снижения экологической нагрузки на окружающую среду на примере КС «Северная».

Получены следующие результаты:

1. Проведенный анализ структуры парка ГПА ЕСГ России показал, что общее количество ГПА достигает 4252 шт., из них: 3388 ГПА имеют газотурбинный газомотокомпрессорным приводом (4%). Широкое использование для привода ГПА получили следующие ГТУ: ГТК-10 (646 шт.); НК-16СТ (618 шт.); НК-12СТ (322 шт.); ДР-59Л (268 шт.).

2. Проведен анализ суммарной величины располагаемой тепловой мощности уходящих газов всех ГТУ ГПА ЕСГ России, которая составила 87.9 ГВт.

Наиболее значительной располагаемой тепловой мощностью обладают следующие ГТУ: ГТК-10 (23664 МВт) и НК-16СТ (20541 МВт). Это объясняется количественным преобладанием этих типов ГПА в общем парке ГПА ЕСГ России и сравнительно низким их КПД.

3. Анализ распределения годовых мощности выбросов NOX, CO2, CO, CH показал, что наиболее значительные мощности выбросов исходят от следующих типов ГТУ:

по NOX от ГТК-10 (289897 т/год), НК-16СТ (175403 т/год), ДР-59 Л ( т/год), ГТН-25 (34986 т/год);

по CO2 от НК-16СТ (62720 тыс. т/год), ГТК-10 (38581 тыс. т/год), ДР-59 Л (17202 тыс. т/год), НК-12СТ (14905 тыс. т/год);

по CO от НК-16СТ (556418 т/год), ГТК-10 (241004 т/год), НК-12СТ ( т/год), ДГ-90 Л (58952 т/год);

по CH4 от НК-16СТ (556418 т/год), ГТК-10 (241004 т/год), НК-12СТ ( т/год), ДР-59 Л (1572 т/год).

4. На основе анализа годового электропотребления КС «СЕВЕРНАЯ»

определена фактическая средняя потребленная электрическая энергия КС за 1 час:

308 кВт в зимний период (декабрь-февраль); 131 кВт в летний период (июньавгуст). Обоснован выбор электрической мощности ПТ в 500 кВт.

5. По методике СПбГПУ проведены расчеты основных характеристики ГТУ TAURUS 60 S в зависимости от Пк и tа и определены температура и расход уходящих газов ГТУ: при ta = 15 °C t4 =488 °C, Gг=21.1 кг/c; при ta = 0 °C t =488 °C, Gг=19.7 кг/c; при ta= -15 °C t4 =488 °C, Gг=18.5 кг/c.

6. Для ГПУ с одноконтурным котлом-утилизатором и пароводяным рабочим телом выбраны и определены следующие основные параметры: начальное давление пара на входе в ПТ P0=50 бар; начальная температура пара на входе в ПТ t0=457 C; давление в конденсаторе Pк=1,1 бар; относительный внутренний КПД ПТ oi =76%; электрическая мощность ПТ Nэ =536 кВт; доля уходящих газов, направляемых в котел-утилизатор, составляет 41,8 % (9,1 кг/c);

температура уходящих газов на выходе из КУ 218 C; полное аэродинамическое сопротивление КУ p=1023 Па; мощность электропривода дымососа 21 кВт.

7. Для ГПУ с промежуточным термомасляным контуром и ОРТ выбраны и определены следующие основные параметры: рабочее тело парового контура— пентан; рабочее тело промежуточного контура—термическое масло АМТ-300 Т;

начальное давление пара на входе в паровую турбину P0=25 бар; начальная температура пара на входе в паровую турбину t0=180 C; давление в конденсаторе Pк=1,1 бар; электрическая мощность ПТ Nптэ=530 кВт; мощность собственных нужд Nс.н.=29 кВт; расход пентанового пара Gп=6,2 кг/с; расход термического масла Gм=11,5 кг/с; доля уходящих газов, направляемых в котел-утилизатор, составляет 35% (7,6 кг/c); температура уходящих газов на выходе из КУ 110 C;

полное аэродинамическое сопротивление КУ p1*=164 Па;

мощность электропривода дымососа 21 кВт.

На основе результатов проведенных исследований даны следующие рекомендации:

1. Применять на ГКС, на которых в качестве привода ГПА используются ГТУ, УПТУ с составе ГПУ для обеспечения ГКС электроэнергией на собственные нужды.

2. Использовать только часть уходящих газов ГТУ ГПА необходимую для выработки в УПТУ электроэнергии только на собственные нужды ГКС, направляя их с помощью шиберных заслонок в КУ.

3. Устанавливать за КУ дымосос, привод которого будет работать за счет части мощности вырабатываемой в УПТУ, т.к. в этом случае установка КУ вообще никак не влияет на показатели ГТУ.

4. Применять незамерзающие при низких температурах ОРТ.

5. На тех ГКС, где эксплуатируются ГТУ с характеристиками не отвечающим условиям применения ГПУ (ГТК-10 НК-16СТ НК-12СТ ДР-59Л) в качестве рабочего УПТУ применять ОРТ.

6. Среди рассмотренных ОРТ в УПТУ рекомендуется использовать пентан.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Видяпина, В.И. Экономическая география России: учебник - изд. перераб. и доп. / под общей ред. В.И. Видяпина и М.В. Степанова.— М.: ИНФРА-М:

Российская экономическая академия, 2004.—568 с.

2. Арбузов, Ю. Д. Ресурсы и эффективность использования возобновляемых источников энергии в России / П.П. Безруких, Ю. Д. Арбузов, Г.А. Борисов и др.— СПб.: Наука, 2002.— 314 с.

3. Морозова, Т.Г. Экономическая география России: учеб. пособие для вузов / Под ред. Т.Г. Морозовой.-2-е изд., перераб. и доп. – М.: ЮНИТИ-ДАНА, 2001.— 471 с.

4. Министерство энергетики Российской Федерации. Энергосбережение и http://minenergo.gov.ru/activity/energoeffektivnost/ 5. Министерство энергетики Российской Федерации [Электрон. ресурс] // Режим доступа: http://minenergo.gov.ru/activity/oilgas 6. Официальный сайт ОАО «Газпром» [Электрон. ресурс]// Режим доступа:

http://www.gazprom.ru/about/production/transportation/ 7. ГОСТ Р 51387–99 Энергосбережение. Нормативно-методическое обеспечение. Основные положения. 1999. – 15 с.

8. Хараз, Д.И. Пути использования вторичных энергоресурсов в химических производствах / Д.И. Хараз.—М.: Химия, 1984. — 224 с.

9. Григоров, В.Г. Утилизация низкопотенциальных тепловых вторичных энергоресурсов на химических предприятиях. / В.Г. Григоров, В.К. Нейман, С.Д.

Чураков. М.: Химия, 1987.— C. 240.

10. Розенгарт, Ю.И. Теплоэнергетика металлургических заводов: Учебник для вузов / Ю.И. Розенгарт, З.Л. Муралова, Б.З. Тенеровский и др.—М.: Металлургия, 1985.— 303 с.

11. Селиверстов, В.М. Утилизация тепла в судовых дизельных установках. / В.М.

Селиверстов.— Л.: Судостроение, 1973.— 256 с.

12. Козаченко, А.Н. Энергетика трубопроводного транспорта газов: Учебное пособие / А.Н. Козаченко, В.И. Никишин, Б.П. Поршаков.— М. ГУП.

Издательство «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И.М. Губкина. 2001.—400 с.

13. Салманов, А.А. Утилизационная ТЭЦ на Новолипецком металлургическом комбинате./ Салманов А.А. // Турбины и дизели.— 2012.— № 5.— С. 32—36.

14. Поваров, О.А. Бинарные электрические станции / О.А Поваров, В.А. Саакян, А.И. Никольский и др. //Тяжелое машиностроение. — 2002. № 8. — С. 13—15.

15. Официальный сайт фирмы ORMAT [Электрон. ресурс]// Режим доступа:

http://www.ormat.com 16. Гольдштейн, А.Д. Парогазовая установка компрессорной станции «Грязовец»

/ А.Д. Гольдштейн, В.Ф. Кузнецов, А.В. Пичкалов // АООТ «НПО-ЦКТИ»научно-техническая база энергомашиностроения. Сб. научных трудов ЦКТИ.

Выпуск 281, т. 2. СПб.: 1997.— C. 23-28.

17. Дашулин, Н. Блочный утилизационный энергокомплекс мощностью 500 кВт на "Чаплыгин" / Н. Дашунин, О. Мильман, С. Циммерман, Н. Винниченко // Газотурбинные технологии.— 2003.— №6.— C.34—35.

18. Романов, В.В. Новая высокоэкономичная газопаротурбиннная установка «Водолей» [Электронный ресурс] / В.В. Романов // Территория нефтегаз.— 19. № 9.—2009.— с.86-87.— Режим доступа: http://neftegas.info/territoriyaneftegaz/2989-novaya-vysokoekonomichnaya-gazoparoturbinnnaya-ustanovkavodoley-opyt-ekspluatacii-pilotnoy-ustanovki-na-ks-stavischenskaya-ukraina.html 20. Официальный сайт компании ПрессАэр [Электрон. ресурс]// Режим доступа:

http://www.pressair.ru/новости/газовая-компрессорная-станция-в-мальнове.html 21. How to make ‘green’ power with a simple-cycle gas turbine. Combined Cycle Journal.— №4.—2006.—С.59—62.

22. Официальный сайт ООО НТЦ «Микротурбинные технологии» [Электрон.

ресурс] // Режим доступа: http://stc-mtt.ru/news/pusk-mdg-20-na-grs-sertolovo.html 23. Фокин, С.А. Автономные энергоисточники для ГРС на основе микро турбодетандерных генераторов / С.А. Фокин, И.С. Харисов, Н.А. Забелин и др.

//Турбины и Дизели.—2012.— №6.— С. 16—18.

24. Беседин, С.Н. Разработка и создание автономных энергетических установок малой мощности с расширительной турбиной / С.Н. Беседин, В.А. Рассохин, Г.А.

Фокин // Газотурбинные технологии.—2010.—№1.—С.10—13.

25. Официальный сайт компании ТУРБОПАР [Электрон. ресурс]// Режим доступа: http://www.turbopar.ru/proizvodstvo-turbin/100.html 26. Официальный сайт компании ОАО "КАЛУЖСКИЙ ТУРБИННЫЙ ЗАВОД" [Электрон. ресурс] // Режим доступа: http://oaoktz.ru/products/ 27. Обзор современных ПТУ малой мощности [Электрон. ресурс] // Режим доступа: http://stc-mtt.ru/publication 28. Кирюхин, В.И. Паровые турбины малой мощности КТЗ / Кирюхин В.И., Н.М.

Тараненко, Е.П. Огурцова и др.— М.: Энергоатомиздат, 1987.— 216 с.

29. Официальный сайт ЗАО "Невский завод" [Электрон. ресурс]// Режим доступа: http://www.nzl.spb.ru/ 30. Официальный сайт OOO Электротехнический Альянс (ЭЛТА) " [Электрон.

ресурс]// Режим доступа: http://www.elta-e.ru/company.html 31. РТМ 108.020.22-84. Установки парогазовые стационарные. Методика расчета тепловых схем установок и высоконапорных парогенераторов. – Л.: НПО ЦКТИ, 1985.— 56 с.

32. Трухний, А. Д. Расчет тепловых схем парогазовых установок утилизационного типа: методическое пособие / А.Д. Трухний, С.В. Петрунин.— М.: Издательство МЭИ, 2001.— 24 с.

33. Рабенко, В. С. Тепловой расчет двухконтурной парогазовой установки утилизационного типа: учеб. пособие./ В.С. Рабенко, И. В. Будаков, М.А.

Алексеев ГОУВПО. «Ивановский государственный энергетический университет им. В.И. Ленина». – Иваново, 2008.—310 с.

34. Степанов, И. Р. Парогазовые установки. Основы теории, применение и перспективы / И.Р. Степанов—Апатиты: изд. Кольского научного центра РАН, 2000.—169 с.

35. Денисов, И.Н. Расчет принципиальной тепловой схемы парогазовой установки с котлом-утилизатором: учеб.-метод. пособ. / И.Н. Денисов; Самар.

гос. техн. ун-т. Самара, 2007.—87 с.

36. Арсеньев, Л.В. Комбинированные установки с паровыми и газовыми турбинами: учеб. пособие / Л.В. Арсеньев, В. Рис, В.А. Черников.СПб.: изд-во СПбГТУ, 1996.— 124 с.

37. Единая система газоснабжения России [Электрон. ресурс] // Режим доступа:http://www.gazprom.ru/about/production/transportation/ 38. Министерство энергетики Российской Федерации [Электрон. ресурс] // Режим доступа: http://minenergo.gov.ru/activity/oilgas 39. Газотранспортная система России: стратегии балансировки [Электрон.

ресурс] // Режим доступа: http://gasforum.ru/obzory-i-issledovaniya/1492/ 40. Газпром в цифрах 2008—2012 гг. Справочник. [Электрон. ресурс] // Режим доступа: http://www.gazprom.ru/about/production/ 41. Козаченок, А.Н. Энергетика трубопроводного транспорта газов : Учебное пособие для вузов нефтегазового профиля / А.Н. Козаченко, В.И. Никишин, Б.П.

Поршаков. – М. : Нефть и газ, 2001. – 400 с.

42. Том 1 - «Каталог газотурбинного оборудования»: каталог энергетического оборудования 2011./ Издательский дом «Газотурбинные технологии», 2011.-392 c.

Газоперекачивающие агрегаты ОАО «Газпром». М.—2008.— 33 с.

44. Арсеньев, Л.В. Газотурбинные установки. Конструкции и расчет: cправочное пособие / Л.В. Арсеньева, Ф.Д. Бедчер, И.А. Богов [и др.].—Л.: Машиностроение.

Ленингр. отд-ние, 1978.—232 с.

45. Костюк, А.Г. Паровые и газовые турбины для электростанций: учебник для вузов / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Д. Трухний [и др.]; под ред. А.Г. Костюка. М.: Издательский дом МЭИ, 2008.—556 с.

46. Концепция энергосбережения и повышения энергоэффективности на период http://www.gazprom.ru/nature/ecology/ 47. Андреев, К.Д. Рабочие процессы газо- и паротурбинных установок тепловых электрических станций. Рабочие процессы газотурбинных установок [Электронный ресурс]: [учебное пособие]/ К.Д. Андреев, С.Ю. Оленников, В.Г.

Полищук [и др.]// Режим доступа: http://elib.spbstu.ru/dl/2/3086.pdf/info 48. Министр природных ресурсов и экологии Российской Федерации [Электрон.

ресурс] // Режим доступа:

http://www.mnr.gov.ru/activities/list.php?part=148&sphrase_id= 49. Горшков, С.П. Киотский алармизм и его последствия для Росси. / С.П.

Горшков // Энергия, экономика, техника, экология.— 2013.—№1.— С. 48—55.

50. Мазурин, И.М. Спасая атмосферу - губим себя / И.М. Мазурин, В.Я.

Столяревский, Е.Ф. Уткин // Энергия, экономика, техника, экология.— 1996.— №8.— С.8—13.

51. СТО Газпром 2-1.19-332-2009. Технические нормативы выбросов.

Газоперекачивающие агрегаты ОАО «Газпром». М.—2009.

52. Федеральная служба по тарифам. Справочно-аналитическая информация.