Содержание

Задание на курсовую работу

1. Исходные данные

2. Описание процессов происходящих в ГТУ и ПГУ с Т-S диаграммы, построение h-S диаграммы

3. Расчет тепловой схемы паровой части ТЭЦ

4. Расчет газовой части

5. Список литературы

Задание на курсовую работу.

Рассчитать упрощенную тепловую схему парогазовой установки с высоконапорным парогенератором.

1. Исходные данные

=140 кг/с – расход пара после парозапорной задвижки.

=213 кг/с – расход воздуха через компрессор.

=7,5 – степень повышения давления в компрессоре.

=0,88 – турбинный КПД компрессора.

=0,88 – внутренний КПД газовой турбины.

=8 °С – температура наружного воздуха.

=715 °С – температура газов перед турбиной.

=180 МВт – расход тепла из отбора на сетевой подогреватель (СП).

=12,5 МПа – давление пара после парозапорной заслонки.

=0,18 МПа; =0,8 МПа; =8 МПа – давление отборов пара.

=0,004 МПа – давление пара в конденсаторе паровой турбины.

=555 °С – температура пара после парозапорной задвижки.

=0,7 – внутренний относительный КПД ЧВД.

=0,65 – внутренний относительный КПД ЧНД.

Описание процессов происходящих в ГТУ и ПГУ по Т-S диаграмме

Рис. 2. T-S диаграмма

Описание процесса

Газовая ступень

1 – 2 Адиабатическое расширение продуктов сгорания в газовой турбине

2 – 4 Изобарический процесс охлаждения рабочего тела

2 – 3 Передача части теплоты продуктов сгорания питательной воде

3 – 4 Сброс в атмосферу отработавших газов

4 – 5 Адиабатический процесс сжатия атмосферного воздуха

5 – 1 Изобарический процесс нагрева продуктов сгорания (горения) топлива в ВПГ

Паровая ступень

6 – 11 Адиабатическое расширение пара в ЧВД паровой турбины

6 – 7 До первого отбора

8 – 9 От первого до второго

10 – 11 От второго до третьего

11 – 12 Адиабатическое дросселирование при переходе из ЧВД в ЧНД

При дросселировании реальных газов происходит снижение температуры из-за того, что в них внутренняя энергия зависит и от объема. У реальных газов при дросселировании изменяется теплоемкость.

12 – 13 Адиабатическое расширение пара В ЧНД паровой турбины

13 – 14 Изобарический отвод тепла от отрабатываемого пара в конденсаторе

14 – 15 Адиабатический процесс увеличения давления питательной воды в

питательном насосе

15 – 16 Изобарический подогрев питательной воды отработавшей из газовой турбины

16 – 18 Изобарический процесс нагрева в ВПГ рабочего тела

16 – 17 До насыщения

17 – 18 Парообразование.

18 – 6 Изобара нагрева сухого насыщенного пара.

Достоинство ПГУ

Более высокий КПД цикла так как работают два рабочего тела, у одного начальная температура =800 °С, конечная =350 °С, у другого =540 °С, =25 °С. При организации совмещенного цикла отработавшее первое рабочее тело (продуты сгорания) отдают часть своей теплоты для нагрева второго рабочего тела (питательной воде). Таким образом КПД ПГУ доходит до 50 %. Снижение расхода металла, строительных площадей, стоимости оборудования с монтажом и т.д. позволяет снизить себестоимость вырабатываемой электроэнергии по сравнению ГТУ отдельно от ПГУ.

Недостатки.

Поскольку в ГТУ используется жидкое или газообразное топливо то такое соединение ГТУ с ПТУ целесообразно принимать во время пиковых нагрузок, а при отключении ГТУ происходит снижение КПД установки ниже КПД ПТУ это связано с особенностями ВПГ – его эффективность (организация процесса горения) резко падает, а также всего технологического процесса (необходимо больше пара на подогрев питательной воды, из-за уменьшения пара в проточной части турбины её КПД падает).

Построение h-S диаграммы.

При =12,5 МПа, =555 °С по таблице для водяного пара находим, для этих параметров.

=3488,2; =6,633 .

– удельная энтальпия;

– удельная энтропия.

Отбор №3

По таблице для =8 МПа и энтропии =6,633 , также как и для точки «0» находим:

=480 °С ; =3345,2.

Находим располагаемые теплоперепады от до .

=3488,2-3345,2=143 .

Действительные теплоперепады равны:

=0,7·143=100,1 .

Действительная энтальпия пара в отборе при давлении равна.

=3488,2-100,1 =3388,1.

по таблице находим =497 °С.

=6,71288 .

Аналогично находим действительное значение энтальпии пара и .

Отбор №2

При =0,9 МПа, =6,7128 .

Энтропия берется также как и в предыдущей точке потому, что при переходе в проточной части турбины теоретически рабочему телу не передаётся и не отличается (в процесс адиабатический) теплота. На практике происходит трение о лопасти и т.д. вследствие, что рабочее тело нагревается, получается перепад тепла (теплоперепад). Поэтому диаграмма отклоняется вправо от вертикали:

по таблице находим.

=193,2 °С ; =2814.

=3388,1-2814=574,1 .

=0,7·57401=401,87 .

=3388,1-401,87=2986,23.

по таблице находим =272 °С при =0,9 МПа.

=7,067 .

Отбор № 1

При =0,18 МПа, =7,067 .

по таблице находим

=117,3°С; =487,26; =2662,4;

где – для воды; – для пара.

По этим данным мы видим, что пар находится в состоянии насыщения следовательно для того чтобы определить его энтальпию необходимо найти степень сухости пара из уравнения:

тогда =2662,4·0,981+487,26·(1-0,981)=2621,07

=2986,23-2621,07=364,88 ;

=0,7·364,88=255,42 ;

=2986,23-255,42=2777,71.

По таблице определяем, что пар при =0,18 МПа, =2777,71 находится в состоянии насыщения, следовательно его температура, при данном давлении не меняется, также ; ; ;.

Найдём сухость пара при этих параметрах:

Тогда

При построении расширения пара в ЧНД учитываем, что потери давления в регулировочных клапанах теплофикационного отбора соответствуют 20 %.

МПа

МПа

Потеря давления происходит в процессе дросселирования пара при постоянной энтальпии, поэтому из точки с энтальпией проводим горизонтально до пересечения с изобарой . Из точки пересечения проводим вертикаль до изобары и находим анологично находим энтальпию отборов пара в ЧВД.

По таблице определяем, что пар с параметрами:

МПа; =2777,71

является насыщенным следовательно необходимо определить степень его сухости для его параметров:

=110 °С; =461,11 ; =2691,3 ;

=1,42 ; =7,24

Конец ЧНД (К)

При =0,004 МПа; =7,467

по таблице определим, что пар насыщенный, его параметры

=28,981 °С; =121,41 ; =2554,1 ;

=0,4224 ; =8,4747

=2554,1·0,875+121,41·(1-0,875)=2250,01

=2777,71-2250,01=527,7 ;

=0,65·527,7=343 ;

=2777,71-343=2434,71 ;

По таблице определим, что пар насыщенный, его параметры: =28,981 °С

;

Тогда =8,4747·0,951+0,4224·(1-0,951)=8,08

Запишем параметры пара в основных точках процесса в таблицу №1

Точка по h-S параметры	0	3a	3	2a	2	1a	1чвд	1чнд	Ka	K
P, МПа	12,5	8	8	0,9	0,9	0,18	0,18	0,144	0,004	0,004
t, °С	555	480	497	193,2	272	117,3	117,3	110	28,981	28,981
h,	3488,2	3345,2	3388,1	2814,31	2986,23	2621,07	2777,71	2777,71	2250,01	2434,71
h’,	-	-	-	-	-	487,26	487,26	461,11	121,41	121,41
h”,	-	-	-	-	-	2662,4	2662,4	2691,3	2554,1	2554,1
S,	6,633	6,6,33	6,7128	6,7128	7,067	7,067	7,46	7,467	7,2522	8,08
S’,	-	-	-	-	-	1,5074	1,5074	1,42	0,4224	0,4224
S”,	-	-	-	-	-	7,18746	7,1746	7,24	8,4747	8,4747
х, отн.ед	-	-	-	-	-	0,981	1,05	1,039	0,875	0,951

Далее построим h-S диаграмму рис. 2

3. Расчет тепловой схемы паровой части ТЭЦ

Составим уравнения теплового баланса для каждого подогревателя.

Уравнения теплового балансов составляется с подстановкой расхода пара и воды в долях относительно Dпе.

Температура конденсата на выходе из поверхностного подогревателя находится как температура насыщения пара при данном давлении отбора.

Подогреватель П1.

α₁; Р_1ЧВД; h”₁; t₁

α_K; Р_K; h’_ПВ; t_ПВ α_K; Р_K; h’_К; t_К

α₁; Р_1ЧВД; h’_Н1; t_Н1

Р_1ЧВД=0,18 МПа. При этом давлении температура насыщения равна (по таблице) t_Н1=117,3°С. Энтальпия h’=487,26, h”=2662,4.

В поверхностном подогревателе пар охлаждается до жидкого состояния (конденсируется), следовательно его сухость х=0 тогда:

=2662,4·0+478,26·(1-0)=478,26.

Недогрев питательной воды в регенеративном подогревателе принимаем 5°С.

=117,3-5=112,3°С.

Определим энтальпию по таблице h’_ПВ=461,3 , h₁ и h_К берем из таблицы №1. Основные параметры.

Составим уравнение теплового баланса.

;

;

;

Подставляем значения:

;

;

.

Деаэратор П2.

α₃; Р₂; h’_Н3; t_Н3 α_К; Р_К; h’_ПВ; t_ПВ

α_СП; Р_1ЧВД; h’_ПТ-2; t_ГП-2

α₁; Р_1ЧВД; h’_Н1; t_Н1

α₂; Р₂ ; h”₂; t₂

α_g; Р₂; h’_П2; t_П2

По таблице для давления Р₂=0,9 МПа определяем h’_П2=739,5.

Составляем уравнение теплового баланса:

Для деаэратора, кроме уравнения теплового баланса, требуется составить уравнение материального баланса.

.

Подогреватель П3.

При давлении Р₃=8 МПа; h”₃=3398,5 найдем по таблице в соответствии насыщения (конденсат);

h'_Н3=1317,5 ; t_Н3=294,98°С

Недогрев питательной воды регенеративного подогревателя П3 принимаем 5°С, °С=294,98-5=289,98°С.

При давлении Р_ПЕ=12,5 МПа и t_ПВ3=289,98°С по таблице определяем энтальпию h'_ПВ3=1341,1.

Учитываем, что вода на входе в П3 находится в состоянии насыщения при давлении Р_ПЕ, создаваемым питательным насосами, по таблице находим

h'_ПЕ=1286,4.

Составляем уравнение теплового баланса:

;

.

Подставляем числовые значения и получаем :

т.к. то

;

;

.

Подогреватель СП.

α_СП; Р₁; h’_Н1; t_Н1 α_СП; Р₁; h”₁; t₁

Q_Т

Составим уравнение теплового баланса для СП, с учетом заданного Q_Т, определим абсолютное значение расхода пара на СП, а затем по формуле определим .

Уравнение теплового баланса:

;

;

;

.

Подставим числовые значения:

;

.

Газовый подогреватель ГП-2.

α_СП; Р₁; h’_ГП-2; t_ГП-2

α_СП; Р₁; h’_Н1; t_Н1

Принимаем подогрев воды в ГП-2 равным 30°С. Исходя из этого определяем температуру воды на выходе из ГП-2 – t_ГП-2 и энтальпию h’_ГП-2:

t_ГП-2= t_Н1+30°С=117,3+30=147,3°С.

По таблице определяем

h’_ГП-2=619,2.

Составляем систему уравнений из двух уравнений теплового баланса (для П1 и П2), а также уравнение материального баланса для П2.

Решим систему, получим .

После этого определим абсолютное значение всех отборов.

Выразим из третьего уравнения , подставим в него вместо его значение из второго уравнения, полученное выражение подставим в первое уравнение вместо .

Выразим из первого уравнения:

Подставим числовые значения

Тогда

Определяем абсолютное значение всех отборов:

Определяем мощности турбины:

Принимаем произведение равным 0,99 (рекомендовано в методических указаниях):

Таким образом мощность турбогенератора производимого турбиной (паровой) равна 99,62 МВт.

3. Расчет газовой части.

Определяем давление и температуру воздуха за компрессором.

где – давление наружного воздуха при нормальных условиях

где – температура наружного воздуха по Кельвину.

– показатель адиабаты (принимаем для воздуха как и для идеального газа 1,4)

Внутреннюю мощность компрессора определяем по формуле

где =213 кг/с расход воздуха через компрессор.

.

Принимаем аэродинамическое сопротивление ГП-1 и ГП-2 , а потери давления по газовому тракту от компрессора до газовой турбины .

Определяем степень расширения газов в турбине.

Задаемся расходом газообразного топлива.

Определяем расход воздуха через газовую турбину.

где – расход топлива, кг/с (для ставропольского газа) принимаем

.

Коэффициент избытка воздуха находим по формуле

где – теоретически необходимый объем воздуха для сжигания 1 кг топлива м³/кг,

тогда

удельная масса воздуха.

Принимаем, предварительно, температуру газов за турбиной

– температура газов перед газовой турбиной в градусах по Кельвину.

Температура газов за газовой турбиной:

По средней температуре газов в турбине определяем показатель адиабаты расширения газов в газовой турбине (по таблицам данным в методических указаниях К=1,333).

Также определим истинную температуру продуктов сгорания ставропольского газа.

Уточняем температуру газов после турбины

Разница с предварительно заданным значением составляет , что допустимо, следовательно, можно принять полученное значение для дальнейших расчетов.

Определим мощность на валу газовой турбины:

где =0,995 – механический КПД

Электрическая мощность газовой турбины

Определим расход тепла на выработку электроэнергии газовой турбиной:

Теплосодержание теоретически необходимого воздуха:

где – теоретический объем воздуха необходимый для сжигания топлива

Теплосодержание газов перед газовым подогревателем ГП-1

Теплопроводность воды перед ГТ-1

Теплосодержание газов после ГП-1.

Определим температуру газов после ГП-1 учитываем, что в условии дано, что они охлаждаются в ГП-1 на 40°С.

тогда

.

Температура воды на выходе из ГП-1

Составим уравнение теплового баланса:

По таблице определим, зная Р_ПЕ, °С.

Термосодержание газов после экономайзера второй ступени .

Предварительно найдем температуру уходящих газов. Составим уравнение теплового баланса для ГП-2.

Найдем С_Р при температуре

Найдем С_Р при

Потери тепла с уходящими газами равна

где – теплота сгорания топлива

,

Принимаем потери от химического недожога , потери с механическим недожогом (т.к. сжигается газообразное топливо), потери от наружного охлаждения котла через обмуровку .

Определим КПД высоконапорного парогенератора:

Расход топлива

Сравним полученное значение с ранее принятым в расчете

Таким образом, расхождение с ранее принятым значением 8 кг/с составляет 2,89 %, что ниже предельно допустимого 3%.

Определим КПД установки брутто: