Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние и перспективы развития парогазовых установок 10
1.1. Газотурбинная установка - основа современных ПТУ с котлом-утилизатором 10
1.2. Характерные особенности тепловых схем и основного оборудования бинарных ПГУ 12
1.3. Анализ влияния основных параметров схемы на экономичность бинарных ПГУ 15
1.4. Анализ характерных особенностей, влияющих на эффективность охлаждения лопаток 23
1.5. Анализ систем охлаждения, применяемых в ГТУ 29
1.5.1. Воздушное охлаждение газовых турбин 30
1.5.2. Паровое охлаждение газовых турбин '. 36
1.6. Постановка задачи 47
2. Методика расчета ПГУ утилизационного типа с учетом парового охлаждения газовой турбины 54
2.1. Характеристика циклов ПГУ и анализ схем парового охлаждения 54
2.2. Методика расчета основных элементов утилизационной ПГУ 59
2.2.1. Газотурбинная установка 60
2.2.2. Котел-утилизатор и паровая турбина 66
2.3. Определение термодинамических свойств продуктов сгорания и водяного пара 71
2.4. Определение коэффициентов теплоотдачи в охлаждаемых лопатках 73
2.4.1. Определение средних коэффициентов теплоотдачи со стороны газов 74
2.4.2. Определение локальных коэффициентов теплоотдачи со стороны газов 78
2.4.3. Определение коэффициентов теплоотдачи со стороны охладителя 80
2.5. Определение необходимого расхода охладителя 82
2.6. Гидравлические потери в охлаждающих каналах 86
2.7. Программное обеспечение для расчета утилизационных ПГУ с учетом охлаждения элементов газовой турбины 88
3. Анализ ПГУ с паровым охлаждением газовой турбины 94
3.1. Анализ основных характерных параметров для системы парового охлаждения 94
3.2. Анализ способов организации парового охлаждения 100
3.2.1. Анализ охлаждения по закрытой схеме 100
3.2.2. Анализ охлаждения по комбинированной схеме 113
3.2.3. Анализ охлаждения по открытой схеме 117
3.2.4. Обобщенный анализ способов парового охлаждения 121
3.3. Утилизация теплоты охлаждающего пара в деаэраторе 126
3.4. Отбор пара на охлаждение из котла-утилизатора 128
4. STRONG Обоснование выбора рабочего давления для деаэратора в цикле ПГУ
утилизационного типа STRONG 136
4.1. Характеристика утилизационных ПГУ с деаэратором избыточного и атмосферного давлений 136
4.2. Сравнительный анализ утилизационной ПГУ с деаэраторами различных давлений 142
Заключение 155
Литература
- Характерные особенности тепловых схем и основного оборудования бинарных ПГУ
- Методика расчета основных элементов утилизационной ПГУ
- Анализ способов организации парового охлаждения
- Сравнительный анализ утилизационной ПГУ с деаэраторами различных давлений
Введение к работе
Сегодня теплоэнергетика потребляет более 30 % добываемого топлива, а вместе с отопительными котельными более 50 %. Абсолютный рост потребления топлива на станциях и непрерывно возрастающая стоимость его добычи вследствие постоянного исчерпания наиболее дешевых видов определяет необходимость экономии. Существует целый ряд путей экономии топлива на электрических станциях:
• повышение параметров пара, подаваемого в турбину. При таком подходе возрастает КПД цикла и снижаются затраты на выработку тепловой и электрической энергии. Повышение температуры (до 600 °С) и давления подвода пара (до 30 МПа) связано со значительными трудностями. Необходимы масштабные работы по разработке новых сплавов, способных надежно работать в условиях таких высоких температур;
• укрупнение единичной мощности выпускаемых агрегатов (котел, турбина, генератор) или энергоблоков. С ростом мощности энергоблока снижаются удельные расходы электроэнергии на его собственные нужды, что ведет к некоторому повышению общего КПД блока. Данный путь почти исчерпал себя по техническим и экономическим соображениям;
• значительно больший экономический эффект и экономия топлива достигаются при переходе к комбинированным циклам — парогазовым установкам (ПТУ). Максимальная тепловая экономичность обеспечивается в ПГУ бинарного цикла (топливо сжигается только в газотурбинной установке).
Дополнительный интерес к ПГУ связан с тем, что в настоящее время проблеме возобновления установленных мощностей в экономическом развитии РАО «ЕЭС России» придается первостепенное значение. В случае непринятия кардинальных мер возникнет дефицит электрических мощностей на энергетическом рынке России. Промышленность будет усиленно развиваться, требуя дополнительной электроэнергии, а ее не будет (приложение 1).
Современные ИГУ характеризуются низким уровнем вредных выбросов в атмосферу. ГТУ, входящие в их состав, могут быть поставлены с сухими, мало-токсичными камерами сгорания, обеспечивающими снижение эмиссии NOx до уровня менее 25 ррт. Не менее важно и то, что выработка значительной доли мощности ГТУ обеспечивает меньшие потребности ПГУ в охлаждающей воде и меньшее тепловое загрязнение окружающей среды по сравнению с паротурбинными энергоблоками равной мощности. Стоит также отметить, что за последние 10 лет КПД энергетических стационарных ГТУ вырос с 34 - 35 % до 38 - 39 %, а появление на энергетическом рынке газовых турбин с начальной температурой газов выше 1100 °С привело к их использованию при проектировании новых и модернизации действующих электростанций по схеме ПГУ. Именно эти, в первую очередь, и некоторые другие особенности ПГУ делают их столь популярными.
Рост начальной температуры газов привел к разработке систем охлаждения деталей газотурбинных установок. Из всех систем охлаждения наибольшее распространение получила воздушная система с выпуском охлаждающего воздуха в проточную часть газовой турбины. Несмотря на достаточно отработанную технологию, воздушное охлаждение обладает рядом недостатков, основные из которых следующие:
а) необходимость сжимать в компрессоре ГТУ дополнительное количество воздуха, требуемого для охлаждения деталей, работающих под воздействием высоких температур;
б) существенное падение температуры (при открытом воздушном охлаждении) уже на первом охлаждаемом венце, что снижает эффективность от повышения начальной температуры газов.
Альтернативой воздушным системам может служить паровое охлаждение. Зарубежные фирмы уже приступили к испытаниям разработанной ими, так называемой, технологии Н. В свою очередь основной объем отечественных исследований [4,22, 23,24, 69 и др.], посвященных паровому охлаждению и парогазовым установкам в целом, был проведен еще в 60 - 70 годах прошлого века.
Эти исследования уже не в полной мере соответствуют современному технологическому уровню, и требуется проведение дополнительных работ в этой области.
Диссертационная работа посвящена анализу парового охлаждения высокотемпературных газовых турбин, работающих в составе парогазовых установок с котлом-утилизатором и утилизации тепла охлаждающего пара в цикле ПГУ, а также вопросам обоснования выбора параметров греющего пара для деаэратора.
Актуальность темы диссертации определяется необходимостью разрабатывать и проектировать более эффективные схемы парового охлаждения современных высокотемпературных газовых турбин, работающих в составе парогазовых установок утилизационного типа.
Цель исследований - Разработка научно-обоснованных выводов и рекомендаций для ПГУ утилизационного типа с паровым охлаждением ГТ; анализ способов утилизации теплоты, полученной паром в системе охлаждения; обоснование выбора параметров греющего пара для деаэратора питательной воды в парогазовом цикле.
Научная новизна состоит в следующем:
1) создании методики расчета, математической модели и проведении на их основе расчетного анализа перспективных утилизационных ПГУ с использованием парового охлаждения;
2) разработке научно-обоснованных предложений и рекомендаций, которые позволяют повысить общий КПД ПГУ с котлом-утилизатором, снизив при этом удельные расходы топлива на производство электрической энергии;
3) получении аналитической зависимости величины подогрева охлаждающего пара в системе охлаждения от его расхода и начальной температуры газов перед ГТ;
4) анализе способов утилизации теплоты охлаждающего пара;
проведении расчетного исследования и получении аналитических зависимостей, подтверждающих преимущество использования деаэратора атмо сферного давления по сравнению с деаэратором избыточного давления в циклах ПГУ.
Обоснованность и достоверность выводов и рекомендаций, сформулированных в диссертации, определяются методическими расчетами и контролем точности расчетов; использованием в методике, проверенных практикой математических зависимостей и алгоритмов, которые апробированы на отдельных задачах, встречающихся в области комбинированных установок; путем сравнения численных результатов с опубликованными расчетными и экспериментальными результатами.
Практическая ценность работы определяется возможностью использования рекомендаций по организации парового охлаждения в ПГУ, в том числе для оценки КПД, расходов, температур и количества теплоты, полученного охлаждающим паром и использованием разработанных пакетов прикладных программ: а) при проектировании новых перспективных установок по парогазовой технологии с использованием парового охлаждения ГТУ; б) в учебном процессе кафедры паровых и газовых турбин МЭИ.
Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались: на международной научно-технической конференции «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика» (2005, 2006), на межрегиональной научно-технической конференции «Информационные технологии, энергетика и экономика» (2005), на международной научно-технической конференции «Информационные средства и технологии» (2005, 2006), на международной научно-практической конференции «Газотурбинные технологии и производство паро-газотурбинных установок» (2006) и др.
Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 9 опубликованных работах.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, выводов по работе, списка используемой литературы и приложений. Содержание работы изложено на 178 страницах машинописного текста. Список цитируемой литературы содержит 79 наименований.
Содержание работы. В первой главе выполнен обзор литературы, посвященный современному уровню развития комбинированных циклов. Сделан анализ влияния основных параметров схемы на экономичность бинарных ПГУ, в том числе возможности для выбора давления в деаэраторе. Представлен обзор современных технологий охлаждения лопаток газовых турбин и основные особенности парового охлаждения. Показаны основные успехи отечественных работ в области ПГУ с паровым охлаждением деталей газовых турбин достигнутые в основном в 60 - 70-е годы прошлого столетия. Дается постановка задачи.
Во второй главе приведена характеристика и выполнен анализ схем ПГУ на основе, которых осуществлялось решение вопросов связанных с паровым охлаждением лопаток газовых турбин, работающих в составе ПГУ с котлом-утилизатором. Здесь же приводится методика определения коэффициентов теплоотдачи от газов к металлу и от металла к охладителю и, в конечном счете, температур на поверхности лопаток. Дано описание и основные возможности специально разработанного программного комплекса для проведения расчетов ПГУ с учетом парового охлаждения газовых турбин.
Третья глава посвящена: анализу основных характеристик, влияющих на эффективность применения парового охлаждения элементов ГТ; определению количественных характеристик парового охлаждения таких как: требуемые расходы охлаждающего пара, величина подогрева охлаждающего пара в системе охлаждения, значение общего КПД комбинированного цикла; исследованию способов утилизации теплоты, получаемой паром в системе охлаждения; сравнительному анализу возможных вариантов отбора охлаждающего пара из паровой части цикла. Даются общие рекомендации по организации системы парового охлаждения лопаток газовых турбин, работающих в составе парогазовых установок с котлом-утилизатором.
В четвертой главе приведены: описание исследуемых вариантов схем ПГУ с различными параметрами греющего пара для деаэратора; сравнительный анализ схем ПГУ с деаэраторами различных давлений; анализ основных причин оказывающих влияние на экономичность тепловых схем ПГУ с деаэраторами избыточного и атмосферного давлений. Представлены разработанные рекомендации по выбору условий работы деаэратора в схеме ПГУ с котлом-утилизатором.
Основные результаты, выводы и рекомендации, полученные в работе, приведены в Заключении.
Работа выполнена в ГОУ ВПО МЭИ (ТУ) на кафедре Паровых и газовых турбин под руководством д.т.н., проф. Богомоловой Т.В., которой автор выражает глубокую признательность.
Автор также выражает благодарность д.т.н., проф. Грибину В.Г. за полезные советы, консультации и поддержку; особую признательность д.т.н., проф. Трухнию А.Д., д.т.н., проф. Костюку А.Г., д.т.н., проф. Зарянкину А.Е., к.т.н., доц. Чижову В.В., к.т.н., доц. Соколову B.C., а также всему коллективу кафедры Паровых и газовых турбин за помощь в работе.
Характерные особенности тепловых схем и основного оборудования бинарных ПГУ
Теоретические основы комбинированных установок были заложены еще в 50-70-е годы 20-го столетия [53]. Тогда же было создано несколько малых парогазовых установок с высоконапорным парогенератором ВПГ-120 и газовой турбиной мощностью 4 МВт. К настоящему моменту в энергетике нашли применение следующие типы ПГУ: схема сбросного типа, в которой продукты горения (ПГ) поступают в паровой котел, рис. П4а; полузависимая схема, в которой частично вытесняется регенерация, рис. П4б; параллельная схема, в которой пар вырабатывают одновременно котел-утилизатор и паровой котел, рис. П4в; утилизационная схема с котлом-утилизатором (ПГУ КУ), рис. П4г.
Термодинамика различных типов ПГУ детально представлена многими авторами [55, 71, 73 и др.]. Несмотря на то, что бинарные ПГУ КУ были созданы позже других парогазовых установок, для современного энергомашиностроения их производство является наиболее динамичным направлением. К настоящему времени они получили наибольшее распространение. Далее, по причине наибольшей перспективности, будем рассматривать именно их.
Электростанции с ПГУ утилизационного типа обладают следующими основными преимуществами по сравнению с ПТУ: более высокий КПД при работе на полных и частичных нагрузках; меньшее время пуска; более простая схема; лучшие эксплуатационные качества; значительно меньшие сроки строительства ПГУ по сравнению с паротур бинными установками (табл. П5.1). меньший отвод тепла с охлаждающей водой на 1 МВт установленной мощности.
Последнее утверждение связано с тем, что отвод тепла с охлаждающей водой осуществляется в конденсаторе, а удельный расход пара на единицу установленной мощности в ПГУ, безусловно, меньше чем в ПТУ.
В настоящее время мощные ПГУ работают главным образом на природном газе, который резервируется жидким топливом. Наряду с этим разрабатываются проекты и существуют опытные ПГУ на базе различных технологий газификации угля [28, 55].
Максимальный КПД парогазовой установки возможен только при генерации пара нескольких давлений, используемого затем в паровой турбине. При совершенствовании тепловой схемы утилизационного контура ПГУ в направлении увеличения числа уровней давления и ступеней перегрева пара достигнут экономически целесообразный предел (см. рис. 1.2). В настоящее время трех-контурная схема с промежуточным перегревом представляет собой предельный уровень сложности [53].
К особенностям паровых турбин утилизационных ПГУ относится увеличенный расход пара через ЦНД. Если в обычных ПТУ расход пара через ЦНД в 1,5 - 1,7 раза меньше, чем расход свежего пара Go, то в паровых турбинах утилизационных ПГУ, наоборот, в конденсатор направляется в 1,3 - 1,5 раз больше пара, чем в голову турбины. Как следствие - необходимость в лопатках большей длины для последних ступеней по сравнению с обычными ПТУ аналогичной мощности.
Увеличение объемного пропуска пара через последнюю ступень вполне решается силами отечественных производителей. Например, на ОАО ЛМЗ хорошо зарекомендовала себя рабочая лопатка 1200 мм из титанового сплава (табл. 1.1). Ее испытания на Костромской ГРЭС подтвердили высокий уровень газодинамического совершенства. К настоящему времени накоплен многолетний положительный опыт применения титанового сплава с пределом прочности не менее 735 МПа для рабочих лопаток с длиной рабочей части до 1200 мм.
Также по данным [37,77] показана принципиальная возможность разработки лопаток длинной 1320, 1400 и 1500 мм (рис. П6) и на ее основе всего ЦНД. Для лопатки длиной 1500 мм на ЛМЗ рассчитана надёжность при рк=4 кПа с запасом на 30 - 50 %.
Относительно недавно GE PSC и Toshiba закончили разработку новых 48-дюймовых (1219 мм) стальных лопаток. Они предназначены для работы на частоте 50 Гц. Диаметр ротора составляет 1880 мм (74 дюйма). Основываясь на обзоре требований рынка GE PSC и Toshiba выбрали для основного проекта сред-ний расход пара 11 кг/с на 1 м выхлопной площади при 8 % конечной влажности. В дополнение к основному проекту были выбраны два второстепенных: 8 кг/с на 1 м и 20 кг/с на 1 м2 [74, 76]. Лопатка была оптимизирована для основных условий, а для второстепенных была испытана для того, чтобы гарантировать ее надежную эксплуатацию и производство.
Лопатки сопоставимой длины как стальные, так и титановые выпускает также фирма Siemens. Внедрению лопаток этой фирмы предшествовали комплексные исследования и модернизации как тела лопаток (сверхзвуковое профили рование у вершин), так и их периферийных уплотнений. Такие лопатки изначально были предназначены для паровых турбин, работающих в составе ПТУ.
Методика расчета основных элементов утилизационной ПГУ
Схема утилизации охлаждающего пара для варианта В Основные потоки соответствующие варианту В и принятому месту отбора пара на охлаждение схематически изображены на рис. 2.6.
В данном случае весь пар, охлаждающий детали газовой турбины, поступает в ее проточную часть. Основной поток пара за ЦСД имеет определенную степень влажности и необходимо вернуться к схеме с установленным внешним се паратором перед ЦНД в тех схемах, где это необходимо. Теплота сепарата Gce„ полезно используется в тепловой схеме парогазовой установки.
Таким образом, при рассмотрении закрытого охлаждения пар возвращается в турбину перед ЦНД, где смешивается с паром, отработавшим в ЦСД - предусматривается организация смешивающего оборудования. При рассмотрении открытого охлаждения - предусматривается размещение внешнего сепаратора перед ЦНД. Предполагается, что после сепаратора степень сухости пара не превышает значения 0,995. В качестве дополнительного варианта предусматривалась возможность использования охлаждающего пара в качестве греющего агента в деаэраторе.
При исследовании парового охлаждения для построения модели была выбрана конструкция лопаток - оболочкового типа. Для того чтобы рассмотреть наиболее широкий диапазон параметров охладителя предусматривались следующие варианты отбора пара: 1. отбор охладителя из магистрали пара вырабатываемого в одном из контуров котла-утилизатора; 2. организация отбора в турбине, расположенного между вводами пара среднего и низкого давлений. При построении модели используем разделение установки на два базовых модуля, которые связаны между собой не только по газовому тракту, но и по тракту системы парового охлаждения: 1. газотурбинная установка; 2. котел-утилизатор + паровая турбина.
При таком подходе можно в широком диапазоне варьировать количество контуров котла-утилизатора и, соответственно, разделительные давления между частями паровой турбины.
Общие показатели комбинированной установки определялись по результатам расчета отдельных ее элементов с учетом парового охлаждения, как в направлении процессов теплообмена, так и в направлении материальных и тепловых потоков, рассматриваемого цикла. Принятые допущения и исходные данные, используемые для получения результатов с последующим их анализом, представлены в соответствующих параграфах отдельно по каждому элементу модели.
Расчет показателей газотурбинной установки выполнен с учетом потерь на входе в компрессор, в камере сгорания и выходе из турбины (табл. 2.2) при работе на газообразном топливе (табл. 2.1) для стандартных условий на входе в ГТУ: а. молекулярная масса влажного воздуха мвл.в. =мсух.в.-(1-У )+мн2о-ч/; (2-І) б. теплоемкость влажного воздуха сР.вл.в. = сР.сух.в. -(1- )+СР.Н20 (2-2) Здесь Мсухм =28,97, Мц Q=18,016 - молекулярные массы сухого воздуха и водяного пара соответственно; ц/- абсолютная влажность воздуха.
При определении параметров ГТУ в составе ПГУ учитывается дополнительное сопротивление газового тракта за турбиной в виде поверхностей нагрева котла-утилизатора (ку. Оно преодолевается увеличенным избыточным давлением газов на выходе из турбины. С его увеличением соответственно снижаются использованный теплоперепад и КПД ГТУ, а температура отработавших в турбине газов возрастает на 7 - 10 С. Гидравлическое сопротивление котла-утилизатора учитывается увеличением значения вш относительно приведенного в табл. 2.1. В ПГУ с КУ помимо гидравлического сопротивления котла-утилизатора необходимо также учитывать и сопротивление диффузора, которое равно Сдиф- А - 0,8. Меньшие значения Сдиф соответствуют меньшему углу раскрытия диффузора. Таким образом, для ГТУ, работающей в составе комбинированного цикла, Ссвсых Свых+Сдиф+Ску.
Коэффициенты потерь (табл. 2.1) также определяют давление в газовоздушном тракте ГТУ и, в конечном счете, степень расширения в турбине следующим образом [42]:
Анализ способов организации парового охлаждения
Совместная работа паровой и газовых турбин строится следующим образом. Для охлаждения сопловых и рабочих лопаток газовых турбин необходимо отбирать определенное количество пара из паровой части ПТУ, 00ХЛ. Отобранный пар распределяется по каналам системы охлаждения газовой турбины. Необходимое количество 00ХЛ рассчитывается с использованием методики, изложенной в п. 2.5., и в соответствии со схемами, изображенными на рис. 2.12 и 2.13.
Отдельные потоки пара после охлаждения венцов газовой турбины собираются в смешивающем резервуаре (коллекторе). Эти потоки поступают с различной температурой и с разным массовым расходом, смешиваются и образуют среду с относительно равномерно распределенными параметрами. Примеры изменения температур охлаждающего пара для отдельных венцов представлены нарис. 3.5 и3.6.
Диаграммы на рис. 3.5 и 3.6 построены для закрытой системы охлаждения с продольно-возвратным течением охладителя. Пар из паровой турбины поступает в каналы лопаток с температурой 239,9 С. Причем для первой ступени его температура на выходе из охлаждающих каналов находится в районе 500 С и достигает 650 С для последних охлаждаемых венцов. Разность в величине нагрева охлаждающего пара по ступеням связана со следующими причинами: а. расход охлаждающего пара с увеличением номера венца снижается, вслед за снижением температуры газов в проточной части; б. с увеличением номера венца увеличивается площадь поверхности охлаж даемой лопатки.
Таким образом, при дальнейшем анализе необходимо учитывать, что полностью закрытую схему системы охлаждения можно применить только при определенных рабочих условиях. Например, это может быть наличие возможности использовать в последних охлаждаемых венцах пар с сильно пониженной тем пературой относительно первых венцов и/или увеличением его расхода. В случае увеличения расхода охлаждающего пара несколько снижается выгода с точки зрения экономичности от применения в схеме парового охлаждения. Применение материалов, в обратном тракте системы охлаждения, с большими допустимыми рабочими температурами не оправдано как с экономической, так и с технологической позиций.
Изменение температуры охлаждающей среды в сопловых и рабочих лопатках на рис. 3.5 и 3.6 соответствует относительно большой средней степени охлаждения. Используя формулу (1.6), получим, что она достигает следующих значений: 0=0,54 - для сопловых лопаток; 6 =0,46 - для рабочих лопаток. При этом расход пара Gox, по отношению к паропроизводительности котла-утилизатора, Gw, составляет 6,82 %.
В среднем же общая температура смеси потоков пара G0X1 после охлаждения лопаток оказывается на 220 250 С выше первоначального значения. Каналы в лопатках газовой турбины выступают в данном случае в виде устройства промежуточного пароперегревателя.
Температура и энтальпия основного потока пара, отработавшего в ЦСД, оказывается значительно ниже, чем охлаждающего пара, возвращающегося в паровую часть схемы. Эти два потока смешиваются и в результате параметры среды на входе в ЦНД будут выше линии насыщения. Для всех анализируемых схем ПГУ, по результатам проведенных расчетов, степень сухости после смешения основного потока пара и пара, поступающего из системы охлаждения, равна 1. Средние значения степени сухости за ЦСД для всех схем в зависимости от давления (температуры) пара, отбираемого на охлаждение, приведены в табл. 3.1.
Значения в табл. 3.1 получены при условии, что отбор охлаждающего пара происходит из потока, уже отработавшего в турбине. Как видно, при использовании теплоты пара, поступающего из системы охлаждения, перед ЦНД турбины действительно есть возможность отказаться от выносного сепаратора.
Далее рассмотрим влияние изменения точки отбора охлаждающего пара на параметры ПГУ и системы охлаждения. На рис. 3.7 показано распределение расходов пара с нарастающим итогом по венцам газовой турбины для каждой схемы.
Рассматриваемый диапазон изменения давления охлаждающего пара -Pmin = Рв„їтд и Ртах = Pfncd Таким обР33 на Диаграммах (рис. 3.7) левая граница соответствует давлению за ППНД р (), а правая граница - давлению заППСДр"".
Естественно, давление охлаждающей среды не может быть меньше давления в проточной части газовой турбины, для того, чтобы предотвратить утечки воздуха в систему охлаждения. Однако, было решено провести сравнительные расчеты для закрытой системы парового охлаждения при более низком давлении охлаждающего пара чем в проточной части газовой турбины. В этом случае, в качестве допущения, принималось, что тракт системы охлаждения может быть выполнен герметичным. Причина, по которой были проведены эти расчеты, это то, что зависимости общего КПД комбинированного цикла для схем Рт Рсд (рис. 2.1), р1т-Рсд (рис. 2.2) и без ПП (рис. 2.3) имеют разный характер при изменении давления отбора охлаждающего пара (рис. 3.8). Существует разделительное давление отбора охлаждающего пара ниже, которого более экономичной является схема р1т=рсд, а выше которого схема без ПП.
В схеме, где р„п=Рсд отбор пара из потока контура СД не рассматривается, поскольку в этом случае изменяется паропроизводительность котла-утилизатора. Причиной изменения значения G является то, что в данном случае в пароперегреватель поступает меньше пара на величину G0XJl. Поэтому на рис. 3.7а правая граница ограничена значением 0,91.
Сравнительный анализ утилизационной ПГУ с деаэраторами различных давлений
Для ПГУ с деаэратором атмосферного давления значения КПД лежат выше соответствующих значений для ПГУ с деаэратором избыточного давления. Очевидно, схема ДА более выгодна с точки зрения полного КПД парогазовой установки.
Наибольший эффект для повышения КПД ПГУ дает использование тепла уходящих газов котла-утилизатора. С учетом того, что для схемы ДА температура уходящих газов из КУ оказывается выше аналогичных значений схемы ДН, то, снижая ее, например, уменьшением температурного напора в так называемых пинч-точках, можно добиться еще большего увеличения КПД ПГУ с деаэратором атмосферного давления (что, собственно, можно наблюдать в табл. 4.3).
Если дополнить зависимости, приведенные на рис. 4.5, линиями, соответствующими величинам подогрева в деаэраторе А , то можно получить с некоторой степенью условности диаграмму расчетных режимов ПГУ с такими ключе 145 выми параметрами как промежуточное давление р , температура уходящих газов tyx и величина подогрева основного конденсата в деаэраторе А/э (определяющая температуру основного конденсата).
Из рис. 4.4 видно, что если для схемы ДН при увеличении разделительного давления четко прослеживается тенденция к снижению КПД, то для схемы ДА можно утверждать, что цщу почти не зависит от давления контура НД КУ.
Кроме того, ПГУ с деаэратором атмосферного давления имеет больше предпосылок для внедрения схемы с трехконтурным КУ даже при сравнительно небольшой температуре (540+560 С) продуктов сгорания на выходе из газовой турбины ГТУ.
Анализ причин, обуславливающих преимущества схемы ДА, выполним сравнением со схемой ДН, так как схема ДВ по экономичности почти не отличается от схемы ДН.
Преимущество по экономичности схемы с деаэратором атмосферного давления обусловлено двумя причинами: 1. Дополнительной выработкой мощности в ЦСД на потоке пара, который в схеме ДН идет в деаэратор; 2. Меньшими потерями в конденсаторе из-за уменьшения расхода пара в ЦНД.
Для рассматриваемых способов включения деаэратора в тепловую схему ПГУ внутреннюю мощность паровой турбины Nj, кВт можно определить следующим образом: fNr=G5.H + (GS + GS-Gf).HP + (GS+GS-G--Gf).H? [Nf = G Н вд + (G» + G). Н + (G + G - Gn - G») H (4 3) и та „цеп u цнд где Hj ,#7- ;Я7- " - используемые теплоперепады соответствующих отсеков, кДж/кг; G ed,GlH - количество пара, вырабатываемого в контурах ВД и НД котла-утилизатора, кг/с.
Для близких значений внутренних относительных КПД отсеков r\oi и, имея равные располагаемые теплоперепады #о из условия равенства характерных параметров в турбине, соответственно равны будут и использованные теплоперепады #,. Учтем, что в сравниваемых схемах котел-утилизатор работает в равных условиях, включая равенство температурных напоров в ключевых точках. Следовательно, для всех схем ПГУ производительность контура высокого и низкого давлений КУ одинакова: G =G%j, 6,,% Тогда разница во внутренних мощностях рассматриваемых схем ANj =Nja - Nj" составит ANfa =G -Я/га + (sf -G?+G -0 \н ,т (4.4)
Из выражения (4.4) видно, что на выигрыш во внутренней мощности турбины в схеме ДА влияют разности количества рабочего пара на деаэратор и сепаратор, а также отношение использованных теплоперепадов ЦСД и ЦНД.
Для деаэратора каждой схемы можно получить уравнение позволяющее определить расход пара идущего на деаэрацию основного конденсата. Запишем для деаэратора уравнения теплового и материального балансов. Примем во внимание, что вода из деаэратора выходит практически в состоянии соответствующем линии насыщения. Тогда энтальпию основного конденсата на входе в деаэратор h0K можно определить через величину его подогрева в деаэраторе и параметры воды на выходе из него. hOK=hd-Ahd, (4.5) где lift - энтальпия кипящей воды при давлении в деаэраторе; А/?,) - разность энтальпий основного конденсата на входе в деаэратор и выходе из него.
Пар на деаэратор атмосферного давления отбирается из уже прошедшего сепаратор, и он имеет параметры близкие к состоянию насыщения. Следователь но, можем с высокой степенью точности принять, что h hs = I II I hd hd= Ks -hs = r$. Здесь r - удельная теплота конденсации, соответствующая давлению в деаэраторе. В результате получим следующее выражение для атмосферного деаэратора: Gdda = f-, , 7 Кд , (4.6) rd\h d-Ahd-h[J t где /г , - энтальпия кипящей воды в барабане контура НД КУ; hK - энтальпия воды в конденсаторе; Исеп - энтальпия сепарата; Ид - энтальпия пара отбираемого на деаэратор; множитель 2 соответствует количеству КУ в схеме ЛГУ.
Вторым членом числителя в уравнении (4.6) можно пренебречь по сравнению с первым, так как Gcm Увых 2 (G + GKyd I; величина степени влажности рабочего пара на выходе из части среднего давления (входе в сепаратор) согласно проведенным расчетам тепловой схемы ПГУ равна 1 - 4%, а
