Параметрическая оптимизация парогазовой установки на биомассе

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

УДК 621. 181
ПАРАМЕТРИЧЕСКАЯ ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРОГАЗОВОЙ УСТАНОВКИ НА БИОМАССЕ
Докт. техн. наук, доц. СЕДНИН В. А., инж. ЛЕВШЕНЯ А. И.
Белорусский национальный технический университет
Использование твердой биомассы в качестве топлива для энергоустановок — одно из приоритетных направлений развития малой энергетики [1]. При этом апробированной и распространенной технологией является технология органического цикла Ренкина (ОЦР) с применением прямого сжигания топлива в котлоагрегате и промежуточного — теплоносителя (высокотемпературного масла) [2, 3] для передачи теплоты от продуктов сгорания к органическому рабочему телу. Максимальная температура органического рабочего тела в действующих установках составляет, как правило, не более 250−300 °С. Электрический КПД ОЦР-модуля в этом случае не превышает 20% в теплофикационном режиме работы и 25% - в конденсационном режиме. Соответственно электрический КПД энергоблока с учетом тепловых потерь в котлоагрегате находится на уровне 14−20%. Учитывая, что температурный потенциал продуктов сгорания на выходе из топки котла составляет 900−1000 °С, с термодинамической точки зрения для повышения среднеинтегральной температуры подвода теплоты целесообразно рассмотреть возможность использования в данного типа электростанциях бинарного цикла путем применения надстройки паросилового блока газотурбинным с внешним подводом теплоты. В последние годы к этой теме определенный интерес проявляется и за рубежом [4−6]. В статье приведены результаты параметрической оптимизации технологической схемы парогазовой установки.
Описание технологической схемы парогазовой установки. На рис. 1 приведена схема теплофикационного блока, представляющего линейную комбинацию воздушной газотурбинной установки с внешним подводом теплоты и паросилового блока ОЦР. Высокотемпературный подогреватель газотурбинной надстройки установлен в «рассечку» между топкой и конвективной частью котлоагрегата.
Сжатый в компрессоре воздух поступает в высокотемпературный воздухоподогреватель и затем в газовую турбину. После расширения в газовой турбине воздух подается в топку котлоагрегата, работающего на биомассе. Продукты сгорания после топки последовательно проходят высокотемпературный воздухоподогреватель, теплообменник, предназначенный для нагрева промежуточного теплоносителя (термомасла), и утилизационный теплообменник, в который поступает теплоноситель внутреннего водяного контура, предварительно нагретый в конденсаторе ОЦР-модуля, внутренний водяной контур замыкается на питательный насос тепловой сети. Механическая энергия, вырабатываемая газовой турбиной, используется для привода компрессора и электрогенератора. Нагретое термомасло из масляного подогревателя поступает в испаритель, а органическое рабочее тело — на вход паровой турбины и затем в конденсатор, конденсат насосом подается в испаритель, замыкая паросиловой контур ОЦР-модуля.
____Ы27
1 19 18
Рмс. 7. Технологическая схема энергетической установки: I — компрессор ГТУ- II — газовая турбина ГТУ- III — камера сгорания (топка котлоагрегата) — IV — высокотемпературный воздухоподогреватель- V — масляный подогреватель (теплообменник) — VI — водяной подогреватель (утилизационный теплообменник) — VII — испаритель- VIII — паровая турбина- IX — конденсатор ОЦР-модуля- Х — потребитель тепловой энергии- XI — циркуляционный насос- XII — насос масляного контура- XIII — питательный насос- XIV, XV — электрический генератор- 1, 2, 3, 4 — потоки воздуха- 5, 6, 7, 8 — потоки продуктов сгорания- 9, 10, 11 — потоки термомасла- 12, 13, 14, 15 — потоки органического рабочего тела- 16, 17, 18, 19 — потоки сетевой воды- 20 — поток топлива- 21, 22, 24 — связи по механической энергии- 23, 27 — потоки тепловой энергии- 25, 26 — связи по электрической энергии
Математическая модель и результаты численного исследования.
В основу разработки математической модели положена методология построения, предложенная Л. С. Попыриным [7]. Система балансовых уравнений математической модели описанной выше технологической схемы парогазовой установки, согласно номерам функциональных (латинские цифры) и транспортных элементов (арабские цифры) схемы в соответствии с рис. 1, может быть представлена в следующем виде:
I.
г-,/?, -г-,/?2 +у, ж2| =0-
1
1
п. ад-ад-^-^4 = 0- ъ ъ
ш. (? А — уАА, — (& gt-А = 0-

IV. у/-д — у/-д + - = о-
(1) (2)
(3)
(4)
(5)
V. у5С5к6 -у505к, -ОД + 0Д, = 0- (6)
VI. у6с5Л7-Уб^-ад7+ЗДб=0- (7)
VII. У^Д — У^эК — ^122 + ^125 = (8)
VIII. с12}2 -с12}ъ — - Ж22= 0- (9)
У8
IX. у^Лз-У^^-^Лб+ад^О- (10)
X. ^7-^8--023=0- (11)
Ую
XI. Ж27=4р1Д6(р18& gt-19у11)-1- (12)
XII. Ж28=4р12С9(р10& gt-11у12Г1- (13)
XIII. Ж2д = Ари012(ры 15у13)-1- (14)
XIV. Ж25= у16Ж24- (15)
XV. Ж26=у15Ж22, (16)
где Gj, ^ - соответственно массовый расход и энтальпия /-го теплоносителя, кг/с и Дж/кг- у (. — коэффициент потерь в окружающую среду, отнесенный к /-му агрегату, доли- Щ — механическая (электрическая) мощность, Вт- ^ - мощность теплового потока, Вт.
Решая совместно дополнительное уравнение мощности Ж = = Л/Х/'-Срг!, Г'- и уравнение энергетического баланса для насоса (?Ик -- (?И/ + у1? = 0, можно записать /?/ = Нк + Арр-1. Тогда для элементов XI, XII и XIII соответственно имеем:
И11=И10+Арп/р10- + Ар13/р14- И1д=И1,+Ари/р18,
где Ари, Ари, Ар13 — рабочий напор соответственно в элементах XI, XII и XIII, Па- р10, р14, р18- плотность теплоносителя на входе в XII, XIII и XI, кг/м3.
Массовый расход воздуха представим через коэффициент расхода воздуха
= С/С/^С/у,
где, а — коэффициент расхода воздуха, доли- G0B — теоретический удельный расход воздуха для полного сгорания топлива, кг/кг- ^ - расход топлива, кг/с.
Принимая допущения, что утечки теплоносителей отсутствуют, для массовых расходов потоков можно записать:
о1=о2=о3= о4, о5=о6=о7 = 0%, 09= Ою = Ои,
С2 = =14 =15- С6 = = =
Температуры в точках 2 и 4 вычисляли из уравнений для процессов сжатия в компрессоре (элемент I) и расширения в турбине (элемент II) соответственно:
Т =Т
2 1
1+ (з--1 лГ]- тл=тъ]- 1-р-- Лт],
где (Зк, (Зт — степень сжатия в компрессоре (р2Р '-) и расширения в турбине (/& gt-,/>--'-) — Т|к, Т|т — энтропийный (внутренний относительный) КПД соответственно компрессора и турбины- т = (кв — 1) кк 1- къ — показатель
адиабаты для воздуха.
В расчетах для определения степени расширения рабочего тела в турбине принимали зависимость
Рг ~Ай _ Рг ~Ай _ РкА ~Ай
Рт=& quot-
Ра Р1~аР2 Р1~аР2
где Ар — потери давления в воздушном тракте от компрессора к турбине, в системах всасывания, Па- Ар2 — величина противодавления на выходе газов из турбины, Па.
Значение температуры перед турбиной задается по условию
Тз = tзад + 273 при Т5 & gt-
зад + 273 + Дtвш
откуда следует, что
Тз = Т5 — Дtвп,
где 4аД — температура воздуха на входе в турбину, °С- Т5 — температура продуктов сгорания на выходе из топки, К- Д/|-|| - температурный напор в воздухоподогревателе, °С.
Температура на выходе из топки в этом случае представляется выражением
к
Т*=и+ 273 = -+ 273, сЦи)
а расход продуктов сгорания
При этом массовый расход воздуха для полного сгорания 1 кг топлива
G°=V° p°,
в в г в '-
где pi'- - плотность воздуха при нормальных условиях, кг/м3- F& quot- - теоретический объем воздуха, необходимый для полного сгорания 1 кг топлива, м3/м3.
Температуры масла tg, tn в промежуточном контуре принимали постоянными — соответственно 250, 320 °C. Температуру после масляного подогревателя находили из условия
t7=tg+AtTO,
где AtTO — минимальная разность температур в подогревателе, принимаем в расчете 100 °C.
Температуру уходящих газов t8 на всех режимах принимали равной 130 °C. Расчет свойств газов (плотность, теплоемкость, энтальпию) производили с использованием программного комплекса FluidProp 2.4 для Microsoft Excel.
В результате выполненных преобразований исходная система балансовых уравнений (1)-(16) принимает вид:
(_a1GB"G20(/z2-/Q. 21 '- Yi
W24 = УгЦ^в^о Qh~K)~ Щй
h = aiGBG204 + ЪС20к20.
5 а '-
G5 =aiGBG20+G20& gt-
_a1GB°G20(A3-/z2).
П6 П5
уЛ
-hn
/Tjq /ij
Y5G5
G167 — K).
YrA 5
Gl2(f2- Лз)
— 0:
Ъ G9
W22 — ysGj 2(hl2 — A[3),
h _Y9G12(^3-^4)
& quot-l6 ^ & quot-19 '-
ц6
O23 — YlOG16(^17
(17)
Анализируя состав параметров системы уравнений (17), в качестве зависимых переменных были определены 05, Н5, И6, к7, к8, И10, Ж21, W22,24, Q24. К независимым переменным также были отнесены коэффициенты потерь, рабочие напоры соответственно в элементах XI, XII и XIII (что позволяет определить энтальпии, ъ и), и осуществлены подстановки IV2, — = у16Ж24 и Ж26 = у15Щ2- Для воздуха и продуктов сгорания величины теплоемкости определяли из выражения для смесей идеальных газов, что допустимо при рассматриваемых давлениях и температурах.
В качестве критерия эффективности принимали электрический коэффициент полезного действия парогазового блока, целевая функция представлялась в виде
С к '-
В качестве оптимизируемых переменных принимали степень расширения рабочего тела в газовой турбине, коэффициент расхода воздуха и температуру на входе газовой турбины. Область исследования определяли границами изменения оптимизируемых параметров: степени повышения давления в компрессоре газовой турбины в = 1−10, коэффициента расхода воздуха, а = 1−6 и температуры воздуха на входе в турбину ?3 = 700−950 °С. Расчеты проводили с интервалом переменных соответственно 1,0- 0,5 и 50 °C.
Характерные эпюры по результатам оптимизационных расчетов представлены на рис. 2. Из анализа полученных данных следует, что экстремальные значения электрического КПД рассматриваемой схемы парогазовой установки лежат в пределах от 28 (при температуре рабочего тела перед газовой турбиной 700 °С) до 38% (при температуре 950 °С). При этом коэффициент расхода воздуха изменяется в противофазе от 5,0 до 3,5, а степень сжатия — незначительно, в пределах от 4,5 до 5,5.
а б
Рис. 2. Электрический КПД парогазовой установки: а, б — температура воздуха перед газовой турбиной соответственно 700 и 900 °С
Таким образом, проведенные численные исследования простейшей схемы парогазовой установки для условий использования биомассы и ее параметрическая оптимизация показывают значительный прирост энергетической эффективности блока по сравнению с паросиловыми блоками. В то же время следует отметить, что оптимальное значение коэффици -ента расхода воздуха значительно превышает требуемую величину, необходимую для прямого сжигания биомассы в стационарном или кипящем слое.
Диаграмма распределения мощностей на выходе из установки, отнесенных к тепловому потоку, вносимому в систему горючей массой топлива, представлена на рис. 3.
с
о ч:
.о ь
о о
X
1 amin 2 3 OCmin 4 0Сшах5 6
Коэффициент расхода воздуха а
Рис. 3. Распределение мощностей энергетической установки для степени повышения давления? = 5 и температуры воздуха перед турбиной 900 °С
Как следует из диаграммы, коэффициент использования топлива в области максимального электрического КПД изменятся в пределах 80−70%. При этом видно, что применение парогазовой установки целесообразно только исходя из достижения максимального значения коэффициента использования топлива, так как при увеличении коэффициента расхода воздуха более 3 вклад паросиловой установки резко снижается и при, а & gt- 4 становится малозначительным. Следовательно, в этих условиях более рациональной может являться система газотурбинной установки с пиковым водогрейным котлом.
Выполненные расчеты показывают перспективность проведения работ в области создания парогазовых и газотурбинных установок на местных видах топлива. Очевидно, что наиболее коротким путем реализации подобных проектов является адаптация имеющихся на энергетическом рынке элементов исследованной технологической схемы.
В Ы В О Д Ы
1. Применение энергоблоков с бинарным циклом позволяет существенно повысить эффективность использования энергетического потенциала биомассы, увеличить электрический КПД по сравнению с паросиловыми установками в 1,5−2 раза при сохранении коэффициента использования топлива на уровне 70%.
2. Максимальные значения электрического коэффициента определяются в первую очередь температурой нагрева воздуха на входе в газовую турбину, которая лимитируется условиями сжигания биомассы. При этих допустимых температурах оптимальный коэффициент расхода воздуха составляет 3,5−5,0, а степень повышения давления в компрессоре — 4,5−5,5.
3. Термодинамические условия применения предвключенной газотурбинной установки с внешним подводом теплоты в энергоустановках с бинарным циклом требуют дополнительной конструктивной проработки элементов исследованной технологической схемы.
Л И Т Е Р, А Т У Р А
1. К о м б и н и р о в, а н н, а я энергетическая установка на биомассе / В. А. Седнин [и др.] // Энергия и Менеджмент. — 2011. — № 5. — С. 14−17.
2. О б з о р состояния развития технологий комбинированного производства электрической и тепловой энергии на биомассе / В. А. Седнин [и др.] // Энергия и Менеджмент. -
2012. — № 3. — С. 12−17.
3. Y i p i n g, D. Parametric optimization and comparative study of organic Rankine cycle (ORC) for low grade waste heat recovery / D. Yiping, W. Jiangfeng, G. Lin // Energy Conversion and Management. — 2009. — Vol. 50. — P. 576−582.
4. T h e r m o d y n a m i c analysis of externally fired gas turbine combined cycle integrated with biomass gasification plant / S. Soltani [et al.] // Energy Conversion and Management. -
2013. — Vol. 70. — P. 107−115.
5. I o r a, P. Innovative combined heat and power system based on a double shaft intercooled externally fired gas cycle / P. Iora, P. Siva // Applied Energy. — 2013. — Vol. 105. — P. 108−115.
6. W o r k i n g fluid compositions for use in semi-closed Brayton cycle gas turbine power systems: рatent №: US 6,824,710 B2 / F. Viteri, R. E. Anderson. — Nov. 30, 2004.
7. П о п ы р и н, Л. С. Моделирование и оптимизация теплоэнергетических установок / Л. С. Попырин. — М.: Энергия, 1978. — 342 с.
Представлена кафедрой промышленной теплоэнергетики
и теплотехники Поступила 11. 11. 2013

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой