Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20




Скачать 151.75 Kb.
НазваниеОсновные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20
Дата публикации20.06.2013
Размер151.75 Kb.
ТипДокументы
uchebilka.ru > Физика > Документы
УДК 621.311.26.001.6(477.52)
ОСНОВНЫЕ КОНЦЕПЦИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И СОЗДАНИЯ ПАРОГАЗОТУРБИННОЙ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ ПГУ-20

А.М. Павлюченко, д-р техн.наук, проф.; Н.В. Калинкевич, канд.техн.наук, доц.; А.Ф Курилов, канд.техн.наук, доц.; В.Н. Марченко, канд.техн.наук, доц.

СумГУ



В развитии мировой энергетики за последние 10 лет наблюдается значительное расширение парка энергосберегающих установок на основе комбинированных парогазовых циклов [1], преимуществами которых являются высокий к.п.д. (в работающих ПГУ до 52-58%), низкий уровень эмиссии NOx и CO2 (менее 25 ppm при работе на природном газе), умеренные суммы требуемых инвестиций, достаточно короткие сроки строительства и окупаемости, возможность удовлетворения спроса энергопотребителей на модульные установки полной заводской готовности.

В творческом содружестве ОАО «Сумское МНПО им. М.В. Фрунзе», осуществляющего координацию действий отечественных предприятий и научных организаций по созданию автономных парогазотурбинных электростанций в блочно-модульном исполнении для регионов Украины, и Сумского государственного университета (кафедра технической теплофизики) выполнен комплекс поисковых и расчетно-исследовательских работ по созданию рациональной тепловой схемы паровой части электростанции ПГУ-20, в которой реализуется бинарный парогазотурбинный цикл с высокой долей газотурбинной мощности. Наибольший эффект такой схемы обеспечивается при разработке и проектировании установки с оптимизацией обоих циклов по максимальной работе. При использовании серийного газотурбинного двигателя (в данном случае НК-16СТ) с заданными характеристиками рабочего процесса задача заключается в том, чтобы выбрать цикл, тепловую схему паровой части установки и рассчитать ее оптимальные параметры, которые обеспечивают максимальную работу паровой турбины при заданных условиях эксплуатации и учитывают влияние на рабочий процесс газотурбинного двигателя противодавления в газовом тракте утилизационного парогенератора.

Процессы, протекающие в отдельных элементах паротурбинного блока, в значительной степени взаимосвязаны, и поэтому для выбора рациональных параметров оборудования необходима единая расчетная система, позволяющая прогнозировать совместную работу основных элементов в различных условиях эксплуатации. При таком подходе возможны подбор и изготовление оборудования с учетом максимального использования комплектующих изделий производства ОАО «Сумское МНПО им. М.В. Фрунзе». Применяемый в настоящее время при проектировании и эксплуатации тепловых электростанций метод оптимизации циклов [2] для случая утилизационной бинарной схемы ограничен фиксацией параметров пара в конце расширения в турбине допустимой степенью сухости x2 и предельным давлением p2 в конденсаторе, а также известными конструктивными особенностями турбины, и предполагает графическое построение кривой вероятного расширения на диаграмме состояния. Этот метод нуждается в корректировке при поиске рациональных параметров пара и проведении анализа эффективности рабочего цикла на стадии выбора оборудования и разработки тепловой схемы вновь создаваемой электростанции на базе ПГУ.

Термодинамический анализ для выбора рабочих параметров схемы проводился на основе разработанной методики энергетической оптимизации, учитывающей технические возможности и характеристики проектируемого оборудования (прежде всего котла-утилизатора и паровой конденсационной турбины). Оптимальные значения параметров тепловой схемы определялись из условия максимальной внутренней мощности Ni паротурбинного блока:

, (1)

, (2)

. (3)

Здесь и – температура и давление рабочего пара; и – относительный внутренний к.п.д. и к.п.д. ступени паровой турбины; – число ступеней; – коэффициент влияния влажности пара; – параметр, учитывающий конструктивные особенности турбины; – минимальный температурный напор в уравнении теплопередачи для -й секции котла;, и – температура, массовый расход выхлопных газов и аэродинамическое сопротивление трубных пучков в газоходе котла; – коэффициент теплоиспользования выхлопных газов ГТУ;– температура окружающей среды; и – паропроизводительность котла и гидродинамическое сопротивление в пучках; – параметр, учитывающий теплообменные характеристики трубных пучков.

Для решения системы (1)-(3) составлены алгоритм на основе дифференциальных соотношений термодинамики [2, 3] и программа численного расчета свойств и термодинамических производных для воды и пара [4, 5]. В результате многопараметрических компьютерных расчетов определено поле возможных параметров для согласования режимных характеристик котла-утилизатора и паровой конденсационной турбины, удовлетворяющее исходной системе (1)-(3).

На рис. 1 представлен один из вариантов расчетных параметров паротурбинного блока.

В качестве дополнительных критериев при выборе параметров тепловой схемы приняты требования, определяющие надежность функционирования входящих в ее состав элементов, в том числе допустимое аэродинамическое сопротивление в газоходе котла-утилизатора, стабильность генерации рабочего пара требуемых параметров в широком диапазоне температур окружающей среды (=от +25 до -25оС), блочно-модульное исполнение конструкции котла и др. На рис. 2 представлена принципиальная тепловая схема парового блока электростанции ПГУ-20. Питание атмосферного термического деаэратора предлагается осуществлять за счет отбора конденсата из экономайзерной секции котла-утилизатора, а дополнительный отбор рабочего пара через распределительный коллектор (для обеспечения пускового и частичного режимов работы парового блока). Такое решение позволяет значительно снизить сопротивление газового тракта котла и повысить экономичность установки как за счет снижения противодавления, так и за счет снижения доли отбора рабочего пара на деаэрацию.

На основе результатов термодинамической оптимизации парового блока электростанции и проведенного анализа современных научно-технических и конструктивных решений конвективных парогенераторов сформулированы исходные данные для эскизного проектирования и выбрана наиболее надежная схема котла-утилизатора секционного типа с принудительной циркуляцией и сепаратором.




Рисунок 1 – Расчетные термодинамические параметры парового цикла ПГУ-20 при t0=15,0оС; t1380оС; p2=0,01 МПа; мин. и=20оС; Т=0,8; к=0,97


^ Рисунок 2 – Принципиальная тепловая схема парового блока электростанции ПГУ-20:

ЭГТУ-16 – газотурбинная электростанция; КУ – котел-утилизатор; БК – барабан котла;

^ ПУ – блок питания; ДА – термический деаэратор; БВП – блок водоподготовки;

ЭПТУ-6 – утилизационная паровая турбина; КПТ – конденсатор паровой турбины
Разработана наиболее эффективная по точности и универсальности модель расчета теплообмена и аэродинамического сопротивления оребренных пучков труб, которая базируется на обобщении опытных данных и расчетных методик НПО ЦКТИ им. И.И. Ползунова и ИФТПЭ с использованием результатов экспериментальных исследований и нормативных методов для внутренних течений. Из условия компактности оребренных поверхностей нагрева экономайзерной и испарительной секций, условий обеспечения необходимых удельных тепловых потоковот газа к оребренным трубам и допустимого аэродинамического сопротивления газохода рассчитаны оптимальные значения коэффициента эффективности и степени оребрения. Коэффициент эффективности оребрения определяется из аналитического решения задачи теплопроводности ребра с учетом корректирующих экспериментальных коэффициентов по зависимости

(4)

где– коэффициент формы ребра (для прямых ребер =1);– теплопроводность материала ребра; - соответственно высота, толщина ребра и диаметр несущей трубы; - комбинация функций Бесселя 6; - поправочный коэффициент к теоретической эффективности ребер, учитывающий неравномерности теплоотдачи по ребру и температуры потока 7. Зависимости фактора эффективности оребрения и относительной потребной поверхности теплообмена от толщины ленты для одного из вариантов пучка приведены на рис. 3.




Рисунок 3 - Зависимости фактора эффективности оребрения [1+E( –1)] и относительной потребной поверхности теплообмена от толщины ленты при (S-)=2,6 мм; h=10 мм: 1 – испаритель, 2 - экономайзер
В тепловом гидрогазодинамическом проектировании использованы доступные данные ряда конструктивных параметров современных котлов-утилизаторов, наиболее достоверные методы моделирования тепломассообмена внутренних и внешних течений и аэродинамического расчета, возможности современной технологии оребрения труб с приварным ленточным оребрением, разработанной в НИИ им. Е.О. Патона, что увеличивает надежность проектируемого котла.

Анализ моделей теплоотдачи и аэродинамического сопротивления пучков проводился по результатам численных расчетов, сопоставления их с экспериментальными данными испытаний котла-утилизатора КГТ-25 (ОАО «Белэнергомаш»). Расчет теплоотдачи и сопротивления газового тракта характеризуется достаточно близкими результатами с опытными данными: расхождение в пределах 10-20%. Такая погрешность приводит к отклонению значений основных расчетных параметров котла утилизатора (паропроизводительность mп, площадь теплообмена F и др.) в интервале 3-5%.

Тепловой и гидродинамический расчет испарительного контура с принудительной циркуляцией проводился с учетом обеспечения устойчивости эксплуатации парогенератора: без расслоения пароводяной смеси, в области преобладания эмульсионного и дисперсно-кольцевого режимов течения, при отсутствии пульсационных колебаний в парогенерирующих трубах и расположении поверхности нагрева в зоне, достаточно далекой от кризисов кипения I и II рода. По результатам моделирования разработана карта режимов течения в испарительном контуре. За счет установки дроссельных шайб на входе в испарительный контур обеспечено отсутствие пульсационных режимов течения. С учетом указанных требований к характеристике контура принята наиболее рациональная по режимам эксплуатации кратность циркуляции Ко=5, соответствующая расчетному значению массовой скорости смеси ()=1000 кг/(м2с).

По результатам моделирования теплообмена при кипении в условиях вынужденной циркуляции при условии обеспечения требуемой плотности теплового потока qпр на трубных пучках определены минимальные температурные напоры min, необходимые для проектирования эффективных поверхностей теплообмена секций котла-утилизатора.

В основу поиска рациональной конструкции теплообменной поверхности оребренных трубных пучков положены: 1)технологичность изготовления ленточного спирального оребрения с надежным контактом в стыке с несущей поверхностью; 2)тепловая эффективность по созданию требуемой плотности теплового потока q; 3)низкий уровень аэродинамического сопротивления оребренных пучков pг, не превышающий значений, заданных техническими условиями на проектирование утилизационного парогенератора.

На базе выполненного эскизного проекта котла-утилизатора, включающего тепловое и гидрогазодинамическое проектирование основных секций, испарительного контура с принудительной циркуляцией, систем сепарации, водоподготовки и др. для шести расчетных режимов по сезонам эксплуатации подготовлены проект и техническая документация парового блока электростанции.

Для ПГУ-20 исследованы возможности использования радиально-осевых и центростремительных турбин.

Рассмотрено использование многоступенчатой центростремительной турбины в установке утилизации теплоты выхлопных газов газотурбинного двигателя (ГТД). Показана возможность получения дополнительной мощности до 40% от основной (ГТД) в газопаровой установке (ПГУ) с утилизационным котлом при температуре уходящих газов после ГТД =420 - 450оС.

Проведено исследование влияния начальных и конечных параметров пара в ПГУ, углов выхода и входа потока и ряда других параметров на конструктивные размеры и эффективность паровой радиально-осевой турбины. При этом начальное давление пара перед турбиной варьировалось в пределах 10 - 15 бар, температура от 370 до 400оС, конечное давление пара в конденсаторе от 10 до 50 кПа, входной угол в абсолютном движении от 12 до 30о, входной угол в относительном движении от 80 до 90о, выходной угол от 90 до 120о, степень радиальности от 1,4 до 1,8, отношение расходных скоростей выходного и входного сечений рабочего колеса от 0,8 до 1,5. Окружная скорость рабочих колес по условиям прочности была ограничена значением 400 м/с. Были рассмотрены различные конструктивные компоновки радиально-осевых турбин: одновальная с одним и двумя цилиндрами, двухроторная с одноступенчатыми и двухроторная с многоступенчатыми турбинами с общим числом ступеней от трех до пяти и частотой вращения в пределах 8000 - 15000 об/мин. На основе полученных результатов о влиянии перечисленных параметров на диаметры рабочих колес и относительную высоту лопаток, частоту вращения и число ступеней, степень реактивности и лопаточный к.п.д. ступеней выработаны рекомендации по разбивке располагаемого теплоперепада по ступеням и изменению, , , и по проточной части многоступенчатой радиально-осевой турбины. Лучшие результаты по эффективности проточной части и компактности установки получены для двухроторной многоступенчатой турбины с частотами вращения 12000 и 10000 об./мин для первого и второго роторов соответственно и двухпоточного второго цилиндра для пропуска большого объемного расхода пара.
Таблица – Одновальная пятиступенчатая турбина с двухпоточной диагональной ступенью


Номер ступени

I ступень

II ступень

III ступень

IV ступень

V ступень

, град.

12

12

16

16

22

, град.

100

90

90

90

90

, град.

80

90

90

90

90

, м/с

341

386

397

400

402

, мм

600

677

696

701

705



0,03

0,0356

0,0507

0,102

0,117

, мм

375

437

490

583

679

, мм

284

303

307

202

210

, мм

18

24,1

35,3

71,4

82

, мм

45,5

67

91,5

191

234



0,85

0,854

0,832

0,80

0,703



1,8

1,8

1,7

1,7

1,4



27

25

20

19

15


В качестве примера в таблице приведены результаты одновальной пятиступенчатой турбины с двухпоточной диагональной последней ступенью с параметрами пара на входе 15 бар, 370°С и на выходе 10 кПа, 0,92. При расходе пара 9,5 кг/с мощность турбины на частоте вращения 10900 об/мин с максимальной окружной скоростью 400 м/с составляет 6900 кВт. В таблице приняты обозначения и - углы между направлением потока в абсолютном движении и окружной скорости на входе и выходе из рабочего колеса соответственно; - угол между направлением потока в относительном движении и осью ""; и - высота лопаток рабочего колеса на входе и выходе; - максимальная окружная скорость на входном диаметре; - относительная высота рабочих лопаток на входе;, и - диаметры рабочего колеса на выходе, соответственно средний, у корня и на периферии рабочих лопаток; - лопаточный к.п.д. ступени (без учета механических и дисковых потерь); - степень радиальности; - число рабочих лопаток колеса.
Проведено расчетно-теоретическое исследование возможностей выполнения турбины со ступенями центростремительного типа, что позволило определить зависимости характерных конструктивных параметров турбины (, ,) и ее мощности от давления пара на выходе. Графики этих зависимостей показаны на рисунках 4, 5, 6.

Рисунок 4 – Зависимость NT от pвых: 1 –=0,8; 2 –=0,75; 3 –=0,7




^ Рисунок 5 – Зависимость d1 от pвых:

_________

однопоточная схема;

– – – –

двухпоточная схема

Представленные на рис. 4 и 5 зависимости показывают, что при <1 м выполнение однопоточной турбины с 0,5 для последней ступени позволит получить мощность 5-5,5 МВт. Для достижения больших значений мощности требуется выполнение последних ступеней турбины двухпоточными. Зависимости, представленные на рис. 6, позволяют выбрать схему турбины с или в зависимости от, т.е. от требуемой мощности турбины.

Результаты данного исследования были использованы при разработке инженерной методики и программного обеспечения для ЭВМ для выбора схемы радиальной центростремительной турбины. При проведении расчетного исследования были приняты следующие ограничения по значениям параметров: 400 м/с; 16000 об/мин; 1 м; 0,0250,12; 0,8; 10о18о. Расчеты были выполнены для четырех схем турбин, практическая реализация которых требует различных технологических возможностей производства.

  1. Однороторная однопоточная схема с может использоваться для турбин с мощностью до 5 МВт.

  2. Однороторная однопоточная схема с может обеспечивать получение мощности до 6 МВт.

  3. Однороторная турбины с двухпоточными ступенями на выходе с может обеспечивать получение мощности до 6,5 МВт.

  4. Двухроторные турбины с однопоточными ступенями для первого ротора и двухпоточными – для второго могут обеспечивать получение мощности более 7 МВт.

В качестве примера на рис. 7 приводится схема однороторной турбины мощностью 6,4 МВт.



Рисунок 6 – Зависимость от:

– – – –

однопоточная схема;

_________

двухпоточная схема

а);; 90о;

б); 1 –=1; 2 –=0,9; 3 –=0,8




^ Рисунок 7 -Схема однороторной турбины
Авторы выражают благодарность канд.техн.наук Ю.С. Бухолдину за постановку задачи и плодотворные обсуждения, канд.техн.наук В.Н. Довженко, канд.техн.наук В.А. Левашову и канд.техн.наук В.П. Парафейнику за стимулирующие обсуждения представленных результатов, А.Н. Боброву, канд.техн.наук С.М. Ванееву и В.А. Гречаненко за программное обеспечение расчетов.

SUMMARY


The results of the design-research work are presented. This work apply to creation of the power station PGU-20 steam block thermodynamical schema, in which the binary steam-to-gas cycle with high-part of gas-turbine power are realased.




^

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ



  1. Тауд Р. Установки комбинированного цикла. Рынок – технологии – перспективы // Газотурбинные технологии. – 2001. – №2(11). – С. 16-21.

  2. Андрющенко А.И., Змачинский А.В., Понятов В.А. Оптимизация тепловых циклов и процессов ТЭС. – М.: Высшая школа, 1974. – 280 с.

  3. Вукалович М.П., Новиков И.И. Термодинамика. – М.: Машиностроение, 1972. – 672 с.

  4. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. – М.: Энергия, 1980. – 424 с.

  5. Ривкин С.Л. Термодинамические производные для воды и пара. – М.: Энергия, 1977. – 237 с.

  6. Корн Д., Краус А. Развитие поверхности теплообмена/ Перевод с англ./Под ред. А.А. Померанцева.-М.: Наука, 1964.-487с.

  7. Юдин В.Ф. Теплообмен поперечно оребренных труб. – Л.: Машиностроение, 1982. – 189с.

  8. Митрохин В.Т. Выбор параметров и расчет центростремительной турбины на стационарных и переходных режимах. – М.: Машиностроение, 1974. – 278 с.

  9. Шерстюк А.Н., Зарянкин А.Е. Радиально-осевые турбины малой мощности. – М.: Машиностроение, 1976. – 208 с.

  10. Епифанова В.И. Низкотемпературные радиальные турбодетандеры. – М.: Машиностроение, 1974. – 448 с.


Поступила в редакцию 29 мая 2003 г.

Добавить документ в свой блог или на сайт

Похожие:

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconТребования Заказчика (ТрЗ) для проектирования газогенераторной электростанции

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconЛек. Тема 1: процесс проектирования сложных технических систем (стс)
Стс. Основные понятия синтез, анализ, оптимизация. Типовые проектные процедуры. Маршруты проектирования. Стадии и этапы проектирования....

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconЮ. М. Петрушенко, И. С. Мареха 1
В статье раскрывается содержание креатив-маркетинга как инновационной концепции. Выделены этапы создания креативного продукта в рамках...

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconТехнология создания дизайн-проекта. Основные этапы создания дизайн-проекта (10 класс)
Расширить знания о видах дизайна, познакомиться с основными этапами создания дизайн-проекта, представить основные требования к дизайнерской...

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconТребования Заказчика (ТрЗ) для проектирования электростанции (тэс) на древесных отходах
Порода древесины, предполагаемой для использования в качестве топлива газогенератора

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconInternational Conference «Advanced Information Systems and Technologies, aist 2014»
Решение задач исследования, проектирования и испытания человеко-машинных систем базируется на концепции квалиметрического эргономического...

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconЭлектроагрегаты и передвижные электростанции с двигателями внутреннего сгорания
Настоящий стандарт распространяется на передвижные и стационарные электроагрегаты и на передвижные электростанции с двигателями внутреннего...

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconОглавление
Антропоморфная и процессуальная концепции инженерно-психологического проектирования

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconОпыт проектирования и разработки банковской системы для трехуровневой архитектуры клиент-сервер
Ема проектирования базы данных далеко не единственная и даже не определяющая среди проблем создания сложных систем. Автор надеется,...

Основные концепции проектирования и создания парогазотурбинной электростанции пгу-20 iconПриложение d контрольные вопросы контрольные вопросы. Часть 1
Уровни и аспекты проектирования мк-систем и устройств. Основные задачи, решаемые на различных уровнях проектирования

Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2013
контакты
uchebilka.ru
Главная страница


<