ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ. Суммарная степень повышения давления воздуха в компрессоре ГТУ, Пке =12,2. Расход воздуха через воздушный тракт компрессора ГТУ и топку котла Gв =115 кг/с. 3. Расход газов, идущих из камеры с кипящим слоем под давлением принимаем равным Gг≈Gв=115 кг/с 4. Коэффициент избытка воздуха, поступающего в камеру с кипящим слоем, принимаем равным б=1.2 5. Температура кипящего слоя Ткс=1173°К (900°С) 6. температура газов, выходящих из камеры с кипящим слоем, Т4’= 1123°К (850°С) 7. Температура газа, поступающего в газовую турбину ГТУ, принимаем равной Т*4=1270°К (997°С). Газ с температурой Т4’= 1123°К подогреваем в специальной камере до Т*4=1270°К, при сжигании газа, полученного в результате пиролиза части твердого топлива. 8. Температура воздуха на входе в компрессор Т*1=288°К (15°С). 9. Давление воздуха окружающей среды Рн=0.1013 МПа. С учетом потерь в воздухоочистителе входного устройства ГТУ, давление на входе в компрессор Р1*= РН*0,9=0.1013*0.9=0.09117 МПа 10. КПД компрессора и турбины ГТУ принимаем равным зк=0.85 зт=0.91 11.Уголь, сжигаемый в топке – Экибастузский 12.Давление воды и пара в паровом тракте, Рк =9 МПа 13.Температура перегрева пара, t0=550 0С 14.Температура отработавшего в турбине пара t2=80 0C РЕШЕНИЕ 1. Термодинамический расчет ГТУ. 1.1 Удельная работа, затрачиваемая на адиабатическое сжатие 1 кг воздуха в компрессоре кДж/кг Температура воздуха за компрессором. (378,1°С). авление воздуха за компрессором, или на входе камеры с кипящим слоем.
МПа Воздух после компрессора под давлением Р3=1,17 МПа, температурой Т3=651,1°К, с расходом Gв =115 кг/с поступает в камеру с кипящим слоем.
Туда же подается топливо Gт и доломит Gизв. Давление газа перед турбиной газогенератора с учетом потерь в камере с кипящим слоем и в дополнительной камере сгорания КС будет равно МПа Температура газов после турбины газогенератора °К. Ср.г. при Т4*=1270°К, и б=1,1 из монограммы Ср.г.=1,26 Степень расширения газов в турбине газогенератора.
Давление газов за турбиной газогенератора МПа Давление газов за свободной силовой турбиной принимаем равным Рст=0,11 МПа Степень расширения газов в силовой турбине Удельная работа силовой турбины кДж/кг При Т5*=980 °К и б=1,1; Срг=1,21; Температура газов за свободной силовой турбиной °К (509°С) Мощность свободной силовой турбины кВт = 27,577 МВт За счет газотурбинного цикла получена электрическая мощность Nэ=Nст=27,577 МВт Выходные газы после силовой газотурбины с параметрами Gг=115 кг/с, Рст=0,11 МПа, Тст=782°К (509°С) уходят в котел утилизатор. 2. Расчет паротурбинной части установки.
В котле утилизаторе устанавливаем только экономайзер. На рис. 2 приведен график распределения температур газов и воды по высоте котла утилизатора.
На рис.3 показана схема котла утилизатора конденсат из бака 6 насосом высокого давления 15 подается в экономайзер 2 котла утилизатора под давлением Рк= 9 МПа. Температура воды на входе в экономайзер принята равной t3=80°C. В экономайзере вода нагревается до температуры Ts ≤ 250 °C. Из экономайзера вода поступает в испаритель, а затем в пароперегреватель установленный в кипящем слое камеры сгорания твердого топлива.
В испарители вода нагревается до температуры 300°С при которой она преобразовывается в сухой насыщенный пар с теплосодержанием h1=2961,5 кДж/кг. Теплота парообразования составляет величину: 2.1 Zn=h1-hs= 2961,5 –1085,7= 1876 кДж/кг Сухой насыщенный пар поступает в пароперегреватель, где пар перегревается до температуры t0=550°C и его теплосодержание становится равным h0=3512 кДж/кг. 2.2 Температура кипящего слоя не превышает 900°С (1173°К), т.к. парообразователь с пароперегревателем, находящиеся в кипящем слое, отбирают тепло.
На рисунке 4 показано распределение температур воды, пара и газа в парообразователе и пароперегревателе.
Перегретый пар срабатывает в паровой турбине до атмосферного давления Pвых=0,11 МПа и температуры 100°С. Теплосодержание пара на выходе из турбины h’вых=2675,6 кДж/кг. Отработавший пар конденсируется в бойлере до температуры t3=80°C. C теплосодержанием h3=335 кДж/кг. Теплоперепад отработавшего пара и конденсата hбоил.= h’вых - h3 = 2675,6-335=2341 кДж/кг. Это тепло перейдет в воду круга циркуляции воды системы отопления и горячего водоснабжения.
Важнейшим параметром комбинированной ГПТУ является паровое отношение Тп. Тп=Gп/Gг. Паровое отношение может быть определено из уравнений теплового баланса для экономайзера, испарителя или пароперегревателя. В кипящем слое установлены испаритель и пароперегреватель. Уравнение теплового баланса для парообразователя и пароперегревателя запишется в виде: 2.3 Ср((h0-h1)+zn)=GгCрг(Т4-T’4) Здесь Т4 из монограмм при Т3=651,1°К и gт=0,056 В этом случае паровое соотношение будет 2.4 = В котле утилизаторе установлен только экономайзер. Уравнение теплового баланса экономайзера, согласно рис. 2 запишется в виде 2.5 Gв(hs-h3)=GгCрг(Tтс-T5) Откуда 2.6 = 2.7 Выбираем Тп=0,65. В этом случае вода в экономайзере нагреется до температуры ts<250°C т.к. Тэкп=0,55<0,65 Из уравнения теплового баланса экономайзера при Тп=0,65 следует, что теплосодержание воды на выходе из экономайзера будет = кДж/кг Из таблиц следует, что вода в экономайзере нагреется до температуры ts=222°C. Дальнейший нагрев воды, парообразование и перегрев пара обеспечит кипящий слой. 2.8 Количество пара, которое можно получить Gп=Gп*Тп=115*0,65=74,75кг/с. ≈ 269,1 т/ч. 2.9 Для сжигания в топке с кипящим слоем под давлением используется экибастузский уголь.
При этом принимаем: Wр=6,5 Aспр=43,5 Cр=38,2 Sрп=0,4 Hр=3 Nр=0,8 Oр=7,3 Qрн=15,8 МДж/кг Vг=24 K=1,35 –коэф. размолотости. (Под ред. Григорьева, Зорина.
Книга 2 стр. 362) 2.10 Из уравнения Менделеева найден теоретический расход сухого воздуха.
U0в=3,9712 м3/кг при св=1,293 кг/м3, L0= U0в св=5,135 кг возд./кг топл. 2.11 Коэффициент избытка воздуха, поступающего в камеру с кипящим слоем принимаем равным б=1,2 2.12 Удельный расход топлива qт на 1 кг воздуха составляет величину qт=1/ б L0 =0,1623 кг топл./кг возд. 2.12* Удельный расход топлива q*т приведенный к жидкому или газообразному на 1 кг воздуха составляет величину q*т=1/ б L*0 =0,1623 кг топл./кг возд. 2.13 Расход топлива при qт=0,1623 кг топл./кг возд. При Gв =115 кг/с составляет величину Gт=Gв*qт=115*0,1623=18,66 кг/с ≈ 67,2 т/час угля. 2.14 Количество тепла подведенного с топливом в единицу времени.
QрнGт=15800*18,66=294,8*103 кВт = 294,8 МВт. 2.15 Потери тепла с уходящими газами. QII=CргGг(Твых5-Тн)=1,07*115*(423-288) = 16,612 МВт. 2.16 В дополнительной камере сгорания при сгорании топлива выделяется следующее количество тепла Qкс=Gгcрг(Т -Т4)=115*1,255*(1270-1123)= 21,22 МДж/кг В дополнительной камере сгорания сжигается газообразное топливо, состоящее в основном из СО, полученного в результате пиролиза угля, например экибастузского.
При коэффициенте избытка воздуха б=0,5-0,8 под давлением 0,15-0,3 МПа. Теплотворная способность такого топлива Qрн=5,5 МДж/кг Из 1 т. угля получается 3500 м3 топливного газа. В дополнительной камере сгорания нужно сжигать газообразного топлива в количестве Gкст=Qкс/Qрн гп=21,22/5,5=3,86 м3/с Gкстг= Gкстсг=3,86 *1,167=4,5 кг/с Чтобы получать такое количество газа, нужно подвергать пиролизу Gугля=Gкст/3500=9241/3500=2,64 т/час. Из расчета реакции горения, получено требуемое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива.
L0=4,9436 кг возд./кг топл. В газах, на входе в дополнительную камеру сгорания, с расходом Gв =115 кг/с содержится G*в=б* Gг=0,2*115 = 23 кг/с В камере сгорания может сгореть Gкст= G*в/Lкс0=23/4,9436=4,65 кг топл./с, а должно сгорать Gкстг=4,5 кг/с, следовательно количество кислорода, содержащегося в газах, идущих из камеры с кипящим слоем под давление, достаточно для сгорания топлива в дополнительной камере сгорания. 2.17 Мощность установки, с учетом внутренних потерь, составляет величину N*уст=QрнGт+Qкс-QII=294,8 +21,22 -16,612 =299,41 МВт 2.18 Термический КПД цикла Ренкина, если пренебречь работой насоса, и с учетом нагрева воды в экономайзере за счет тепла выхлопных газов до температуры 204,5 °С. 2.19 Мощность паровой турбины можно определить из выражения 2.20 Мощность паровой турбины можно также определить используя T-S диаграмму действительного цикла Ренкина для паровой силовой установки, работающей на перегретом паре, рис. 5, при Р0=9 МПа и Т0=823°К. Параметры воды и пара в точках построенной на Т-S диаграммы взяты из таблицы 3. и сведены в нижеприведенную таблицу, Диаграмма T-S на рис. 5 построена в масштабе мт=4 °К/мм мs=0,05 кДж/кг. К.мм. Площадь полезной работы на T-S диаграмме 3S3*1023 FУ=5635 мм2. Полезная работа, совершенная 1 кг пара в необратимом процессе в паровой турбине, составляет величину.
Lт= FУ мт мs= 5635*4*0.05 = 1127 кДж/кг. От паровой турбины можно получить мощность, идущую на привод электрогенератора.
Nпт= LтGпзпт = 1127*74,75*0,93=78,3 МВт Мощность паровой турбины, полученная по двум разным методикам близка. 2.21 Суммарная мощность брутто, идущая на выработку электрической энергии, составляет величину.
Nэ=NУбрутто=Nст+Nпт= 27577 + 78300=105877 кВт 2.22 КПД установки брутто. 2.23 При конденсации отработавшего пара в бойлере получаем горячую воду для бытовых нужд. Удельная работа отработавшего пара при его конденсации в бойлере составит величину 2.24 Тепловая мощность системы отопления и горячей воды составит величину Nбойл=Gпhбойл = 1989,5*74,75=148716 кВт = 149 МВт 2.25 С учетом тепловой мощности, полученной дополнительно в результате конденсации пара КПД установки составляет величину 2.26 Внутренние потери в топке котла, в газотурбинном тракте и паротурбинном тракте составляют величину Niпотерь= Nуст- NУбрутто- Nбойл=299,41 -105,877-148,716=44,82 МВт, что составляет 14,9% от тепла полученного от сжигания топлива в топке с кипящим слоем и в дополнительной камере сгорания.
Остальные 5,3% уходят в атмосферу с выхлопными газами.
ВЫВОД Проделав и рассчитав данную расчетно-графическую работу можно сделать вывод, что в нашем случае мощность паровой турбины, полученная по двум разным методикам, это по формуле и используя T-S диаграмму действительного цикла Ренкина для паровой силовой установки, работающей на перегретом паре близки.
Так как использование и определение площади на T-S диаграмме занимает время и усложняет расчет, для инженера приемлем и удобен первый способ нахождения мощности паровой турбины. Внутренние потери в топке котла, в газотурбинном тракте и паротурбинном тракте составили величину 44,82 МВт, что составляет примерно 14,9% от тепла полученного от сжигания топлива в топке с кипящим слоем и в дополнительной камере сгорания.