Improving the efficiency of combined-cycle gas installations due to intermediate cooling cyclic air by turbine condensate

Full Text

Наиболее совершенными с термодинамической точки зрения являются парогазовые установки (ПГУ-У), работающие по комбинированному циклу Брайтона-Ренкина [1−3]. В состав ПГУ-У входит одна или несколько газотурбинных установок (ГТУ) с котлами-утилизаторами (КУ) и паровая турбина. К преимуществам утилизационных ПГУ следует отнести высокую тепловую экономичность, малое потребление охлаждающей воды, быстрое изменение электрической нагрузки [3−5]. Кроме того, по сравнению с традиционными паросиловыми установками при работе парогазовых блоков наносится меньший вред окружающей среде, что обусловлено использованием в качестве основного топлива природного газа. В конденсационном режиме КПД парогазовых установок с двухконтурным котлом-утилизатором без промежуточного перегрева водяного пара составляет 49–54 % [2, 5].

В настоящее время из-за постоянного увеличения стоимости органического топлива особенно актуальной является задача совершенствования парогазовых энергоблоков с целью доведения электрического КПД ПГУ до 58–60 % и выше. Достичь высоких значений КПД можно за счет увеличения начальных параметров рабочих тел циклов Ренкина и Брайтона комбинированной установки. Поэтому при строительстве парогазовых ТЭС предпочтение отдается мощным газотурбинным установкам с высокой начальной температурой газов [6, 7]. Не менее важной задачей является повышение экономичности котла-утилизатора за счет более глубокого охлаждения уходящих газов. Для этой цели в «хвостовой» части котла-утилизатора размещают газовый подогреватель конденсата (ГПК), на выходе из которого температура газов снижается до 120 °C и ниже [3, 5]. Очередным направлением совершенствования парогазовых установок является увеличение КПД газотурбинных установок за счет промежуточного охлаждения циклового воздуха [7−9].

На практике наибольшее распространение получили двухконтурные парогазовые установки, работающие по дубль-блочной схеме. К их числу относится парогазовый блок ПГУ-450 Северо-Западной ТЭЦ г. Санкт-Петербурга, который состоит из двух газотурбинных установок Siemens V94.2 номинальной мощностью по 158 МВт каждая, двух двухконтурных котлов-утилизаторов П-90 и двухцилиндровой паровой турбины КТ-150-8. Для отпуска тепловой энергии с горячей сетевой водой предусмотрено два отопительных отбора водяного пара из проточной части турбины. КПД ПГУ-450 по выработке электрической энергии при работе в конденсационном режиме составляет 51,5 %.

Для повышения эффективности работы парогазовой установки утилизационного типа путем полезного использования теплоты сжимаемого циклового воздуха предлагается в воздухоохладителе двухступенчатого турбокомпрессора газотурбинной установки осуществлять подогрев турбинного конденсата с последующим охлаждением его в тракте подогревателя подпиточной воды [9]. При этом для повышения КПД котельной установки за последней поверхностью нагрева двухконтурного котла-утилизатора дополнительно размещается газовый подогреватель исходной воды (ГПИВ), в котором исходную воду подогревают до 35−40 °С перед подачей на водоумягчительную установку и далее в тепловую сеть для восполнения потерь сетевой воды (рис. 1). В этом случае газотурбинная установка будет состоять из турбокомпрессоров низкого ТК-1 и высокого давления ТК-2, разделенных между собой воздухоохладителем ВО, камеры сгорания КС, газовой турбины ГТ и электрического генератора ЭГ. В результате более глубокого охлаждения газов экономичность котла-утилизатора возрастает с одновременным повышением КПД газотурбинной установки за счет промежуточного охлаждения циклового воздуха [7, 10, 11].

Парогазовая установка функционирует следующим образом (см. рис. 1). Атмосферный воздух после очистки в комплексном воздухоочистительном устройстве (на схеме не показано) поступает в турбокомпрессор низких параметров ТК-1, в котором сжимается до давления, определяемого степенью сжатия β₁ = 3. Сжатый воздух охлаждается в воздухоохладителе в процессе теплообмена с потоком турбинного конденсата. Далее цикловой воздух повторно сжимается в компрессоре высокого давления ТК-2 и подается в камеру сгорания КС. Образовавшиеся в процессе горения топлива газы расширяются в газовой турбине ГТ и отводятся в котел-утилизатор для передачи своей теплоты пару и воде.

 

Рис. 1. Тепловая схема парогазовой установки ПГУ-450: ТК-1, ТК-2 – турбокомпрессоры высокого и низкого давления; КС – камера сгорания; ГТ – газовая турбина; ВО – воздухоохладитель; ЭГ – электрический генератор; ЦВД, ЦНД – цилиндры высокого и низкого давления паровой турбины; К – конденсатор; Д – деаэратор; ПЕВД, ПЕНД – пароперегреватели высокого и низкого давления; ИВД, ИНД – испарители высокого и низкого давления; ЭКВД – водяной экономайзер высокого давления; ГПК, ГПИВ – газовые подогреватели конденсата и исходной воды; БВД, БНД – барабаны высокого и низкого давления; ПНВД, ПННД – питательные насосы высокого и низкого давления; КН – конденсатный насос; НИВ – насос исходной воды; ХВО – химводоочистка; ППВ – подогреватель подпиточной воды

 

В первой по ходу движения газов поверхности нагрева КУ – пароперегревателе высокого давления – насыщенный водяной пар, поступающий из барабана высокого давления, перегревается до температуры 512 °С и направляется в цилиндр высокого давления (ЦВД) паровой турбины, где, расширяясь, совершает полезную работу. Затем отработавший в ЦВД пар смешивается с потоком перегретого пара низкого давления. Образовавшаяся паровая смесь подается в цилиндр низкого давления (ЦНД) паровой турбины и в процессе расширения совершает работу паротурбинного цикла. Отработавший в турбине пар отводится в конденсатор.

Особенность предложенной схемы заключается в подаче турбинного конденсата в воздухоохладитель турбокомпрессора ГТУ для подогрева до температуры 110 °С и в нагреве исходной воды в дополнительно устанавливаемом ГПИВ котла-утилизатора. Подогрев исходной воды осуществляется до 35 °С, после чего она направляется на химводоочистку (ХВО), и затем поступает в подогреватель подпиточной воды (ППВ). Подогретая в ППВ подпиточная вода с температурой 70 °С подается в тепловую сеть на восполнение потерь сетевой воды. Для охлаждения до необходимой температуры (60 – 70 °С) конденсат направляется в греющий тракт ППВ, в котором передает свою теплоту подпиточной воде.

С целью определения эффективности от использования промежуточного охлаждения циклового воздуха турбинным конденсатом был проведен сравнительный анализ работы ПГУ-450 с промежуточным охлаждением циклового воздуха и при его отсутствии с использованием методики, изложенной в [2, 4, 10].

Тепловой расчет был проведен при следующих исходных данных: КПД и мощность ГТУ η_ГТУ = 34,4 %, N_ГТУ = 157 МВт; начальная и конечная температура газов ${\mathrm{t}}_{\mathrm{ГТ}}^{\text{'}}$= 1125 °С и ${\mathrm{t}}_{\mathrm{ГТ}}^{\text{'}\text{'}}$= 537 °С; расходы циклового воздуха и газов G_B = 500 кг/с и G_Г = 509 кг/с; давления перегретого пара высокого и низкого давления $p_0^{ВД}$ = 8,0 МПа и $p_0^{НД}$ = 0,65 МПа; исходная степень повышения давления воздуха в турбокомпрессоре ГТУ β = 11,3; внутренний относительный КПД турбокомпрессора и газовой турбины ГТУη_0i = 0,85; электромеханический КПД турбины η_ЭМ = 0,975; давление в конденсаторе турбины р_k = 5 кПа; давление в деаэраторе р_Д = 0,6 МПа; показатель адиабаты воздуха k = 1,4; величины температурных напоров на горячей и холодной стороне поверхностей нагрева КУ δt = 25 °С и недогрева до температуры насыщения ∆t = 10 °С. Приняты величины степени повышения давления воздуха в ТК-1 и ТК-2 β₁ = 3 и β₂ = 4. Тепловой расчет выполнен для работы ПГУ в конденсационном режиме при температуре наружного воздуха t_НВ = +10 °С.

Из уравнений теплового баланса определяются паропроизводительности контуров высокого и низкого давления котла-утилизатора:

$D_0^{\mathrm{вд}}=\frac{G_{г}\left(h_{\mathrm{гт}}^{\text{'}\text{'}} - h_{\mathrm{ивд}}^{\text{'}\text{'}}\right)}{\left(h_0^{\mathrm{вд}} - h_1\right)}$;(1)

 

$D_0^{\mathrm{нд}}=\frac{G_{\mathrm{г}}\left(h_{\mathrm{эквд}}^{\text{'}\text{'}} - h_{\mathrm{инд}}^{\text{'}\text{'}}\right)}{h_0^{\mathrm{нд}} - h_{\mathrm{д}}},$(2)

где $h_0^{\mathrm{ВД}}$, $h_0^{\mathrm{НД}}$ – энтальпии перегретого пара высокого и низкого давления, кДж/кг; $h_{\mathrm{ГТ}}^{\text{'}\text{'}}$ – энтальпия отработавших газов, кДж/кг; $h_{\mathrm{ИВД}}^{\text{'}\text{'}}$, $h_{\mathrm{ИНД}}^{\text{'}\text{'}}$, $h_{\mathrm{ЭКВД}}^{\text{'}\text{'}}$ – энтальпии газов после испарителей высокого и низкого давления и водяного экономайзера высокого давления, кДж/кг; h₁ – энтальпия нагретой в ЭКВД питательной воды, кДж/кг; h_Д – энтальпия деаэрированной воды.

После ЦВД турбины отработавший пар смешивается с потоком перегретого пара низких параметров и образовавшаяся паровая смесь с расходом D_ЦНД = 2 · ($D_0^{\mathrm{ВД}}$ + $D_0^{\mathrm{НД}}$) и энтальпией

$h_{см}=\frac{2 · \left(D_0^{вд}{h}_{к}^{вд} + D_0^{нд} h_0^{нд}\right)}{D_{цнд}}$(3)

поступает в проточную часть ЦНД турбины.

Мощность паровой турбины определяется по формуле

$N_{\text{пт}}=\left(\right(2· D_0^{вд}·{\text{H}}_i^{цвд})+( D_{цнд}·{\text{H}}_i^{цнд}\left)\right)·{\text{η}}_{эм},$(4)

где ${\text{H}}_i^{цвд}$, ${\text{H}}_i^{цнд}$– действительные теплоперепады пара в ЦВД и ЦНД паровой турбины, кДж/кг.

Расход исходной воды через ГПИВ котла-утилизатора равен расходу подпиточной воды: G_ИСХ = G_ПОДП. Энтальпия уходящих газов на выходе из котла-утилизатора определяется по формуле

$h_{ку}^{\text{'}\text{'}}=h_{гпк}^{\text{'}\text{'}}-\frac{G_{исх}\left(h_{исх}^{\text{'}\text{'}}\text{ - }{h}_{исх}^{\text{'}}\right)}{G_{г}}.$(5)

Здесь $h_{гпк}^{\text{'}\text{'}}$– энтальпия газов после ГПК, кДж/кг; $h_{исх}^{\text{'}}$, $h_{исх}^{\text{'}\text{'}}$– энтальпии исходной воды перед ГПИВ котла-утилизатора и на выходе из него, кДж/кг.

Температуры циклового воздуха после адиабатного процесса сжатия в ТК-1 и ТК-2:

$t_{тк-1 \left(ид\right)}^{\text{'}\text{'}}=\left[(t_{нв}+273)· {{\text{β}}_1}^{\left(k-1\right)/k}\right]-273;$ (6)

 

$t_{тк-2 \left(ид\right)}^{\text{'}\text{'}}=\left[\left(t_{тк-2}^{\text{'}}+273\right)·{{\text{β}}_2}^{\left(k-1\right)/k}\right]-273.$(7)

Действительные значения температур воздуха после изоэнтропийного процесса сжатия в компрессорах ТК-1 и ТК-2 рассчитывались по формулам:

$t_{тк-1}^{\text{'}\text{'}}=\frac{t_{тк-1 \left(ид\right)}^{\text{'}\text{'}} - t_{нв}}{{\text{η}}_{0i}}+t_{нв}$; (8)

 

$t_{тк-2}^{\text{'}\text{'}}=\frac{t_{тк-2 \left(ид\right)}^{\text{'}\text{'}} - t_{тк-2}^{\text{'}}}{{\text{η}}_{0i}}+t_{тк-2}^{\text{'}}$. (9)

где $t_{тк-2}^{\text{'}}$– температура охлажденного циклового воздуха на входе в турбокомпрессор высокого давления ТК-2, °С.

Температура $t_{тк-2}^{\text{'}}$ определяется по известной энтальпии:

$h_{тк-2}^{\text{'}}=h_{тк-1}^{\text{'}\text{'}}\_\frac{G_{к}·\left(h_{к}^{во}–h_{к}^{\text{'}}\right)}{G_{в}}$. (10)

В формуле (10): G_K, $h_{к}^{\text{'}}$, $h_{к}^{во}$ – расход и энтальпия турбинного конденсата на входе в воздухоохладитель турбокомпрессора ГТУ и на выходе из него, кДж/кг.

КПД и мощность газотурбинной установки рассчитывались по формулам:

${\text{η}}_{гту}=\frac{\left(h_{гт}^{\text{'}}–h_{гт}^{\text{'}\text{'}}\right)–\left[\left(h_{тк-2}^{\text{'}\text{'}}–h_{тк-2}^{\text{'}}\right) + \left(h_{тк-1}^{\text{'}\text{'}}–h_{тк-1}^{\text{'}}\right)\right]}{\left(h_{гт}^{\text{'}\text{'}}–h_{тк-2}^{\text{'}\text{'}}\right) – \left(h_{тк-1}^{\text{'}\text{'}}–h_{тк-2}^{\text{'}}\right)}$; (11)

 

$N_{гту}=G_{г}·( h_{гт}^{\text{'}}–h_{гт}^{\text{'}\text{'}})– G_{в}·\left(\right( h_{тк-2}^{\text{'}\text{'}}–h_{тк-2}^{\text{'}})+( h_{тк-1}^{\text{'}\text{'}}–h_{тк-1}^{\text{'}}\left)\right)$. (12)

Для определения экономичности (КПД) парогазовой установки использовалась формула [4, 12, 13]:

${\text{η}}_{пгу} = {\text{η}}_{гту}+(1–{\text{η}}_{гту}){\text{η}}_{ку}{\text{η}}_{пт}$, (13)

где ${\text{η}}_{ку}$, ${\text{η}}_{пт}$– КПД котла-утилизатора и паровой турбины.

Из уравнения теплового баланса для подогревателя подпиточной воды рассчитывался расход подпиточной воды (для одного КУ):

$G_{подп}=\frac{G_{к}·\left(h_{к}^{во}–h_{к}^{гпк}\right)}{h_{подп2}–h_{подп1}}$, (14)

где $h_{к}^{гпк}$, $h_{подп1}$, $h_{подп2}$– энтальпии турбинного конденсата на входе в КУ и подпиточной воды на входе в ППВ и на выходе из него, кДж/кг.

На рис. 2 и 3 приведены тепловая диаграмма котла-утилизатора и процесс расширения пара в проточной части паровой турбины. На оси абсцисс тепловой диаграммы показаны значения тепловых нагрузок поверхностей нагрева котла-утилизатора. В частности, тепловая мощность газового подогревателя исходной воды составила 11,0 МВт (см. рис. 2, б).

 

Рис. 2. Тепловая диаграмма двухконтурного котла-утилизатора:а – без размещения в «хвостовой» части КУ газового подогревателя исходной воды;б – с размещением в «хвостовой» части КУ газового подогревателя исходной воды

 

Рис. 3. Процесс расширения пара в паровой турбине ПГУ-450

 

В таблице приведены основные расчетные характеристики парогазовой установки ПГУ-450 с использованием и без использования промежуточного охлаждения циклового воздуха. Они были получены в результате теплового расчета, проведенного при условии работы парогазового энергетического блока в конденсационном режиме – при отключенных сетевых подогревателях (на рис. 1 не показаны).

 

Расчетные характеристики ПГУ-450 с промежуточным охлаждением циклового воздуха турбинным конденсатом и без промохлаждения воздуха

Параметр	Ед. изм.	Значение параметра
		без использования промежуточного охлаждения циклового воздуха	с использованием промежуточного охлаждения циклового воздуха турбинным конденсатом
Электрическая мощность ГТУ	МВт	157,9	162,86
КПД ГТУ	%	34,5	35,23
Электрическая мощность паровой турбины	МВт	151,79	151,79
КПД паровой турбины	%	33,02	33,02
КПД КУ	%	78,28	79,14
Электрическая мощность ПГУ	МВт	467,6	477,51
КПД ПГУ	%	51,43	52,16
Удельный расход условного топлива	г / (кВт·ч)	239,16	235,81
Значения температур газов по поверхностям нагрева котла-утилизатора
После ГТУ	°C	537	537
После ПЕВД	°C	470	470
После ИВД	°C	327	327
После ЭКВД	°C	265	265
После ПЕНД	°C	259	259
После ИНД	°C	191	191
После ГПК	°C	126	142
После ГПИВ	°C	–	122
Расходы теплоносителей
Конденсата через ГПК	кг/с	96,01	73,6
Подпиточной воды	кг/с	–	105,14

 

Следует отметить, что отвод турбинного конденсата на подогрев в воздухоохладитель турбокомпрессора ГТУ и последующее его охлаждение в подогревателе подпиточной воды обусловливает снижение расхода воды через ГПК котла-утилизатора в сравнении с обычной схемой работы ПГУ, поскольку отсутствует рециркуляция. В результате температура уходящих газов после ГПК повысилась с 126 до 142 °C. Однако за счет более глубокого охлаждения газов в ГПИВ экономичность котла-утилизатора повышается с 78,28 до 79,14 %. Одновременно повышается КПД газотурбинной установки за счет промежуточного охлаждения циклового воздуха.

Расчетные зависимости КПД котла-утилизатора и парогазовой установки ПГУ-450 от температуры турбинного конденсата на входе в ГПК представлены на рис. 4. Как следует из приведенных графиков, снижение температуры конденсата на входе в котел-утилизатор обусловливает снижение температуры отводимых из котла-утилизатора уходящих газов и, соответственно, увеличение экономичности ПГУ-У.

 

Рис. 4. Влияние температуры турбинного конденсата (tКГПК) перед ГПК на температуру уходящих газов и показатели экономичности парогазовой установки: 1 – КПД котла-утилизатора; 2 – КПД ПГУ-450; 3 – температура уходящих газов на выходе из КУ

 

Расчетные характеристики ПГУ-450 с промежуточным охлаждением циклового воздуха турбинным конденсатом и без промохлаждения воздуха

Повышение экономичности при введении промежуточного охлаждения циклового воздуха турбинным конденсатом можно оценить путем сравнения результатов проведенных расчетов в обоих вариантах для рассматриваемой парогазовой установки. Анализ результатов расчетов показывает, что КПД парогазового блока ПГУ-450 с использованием промежуточного охлаждения циклового воздуха равен 52,16 %, а без промежуточного охлаждения – 51,43 %. Таким образом, прирост повышения КПД парогазовой установки составляет 0,73 %.

В работе [14] повышение экономичности парогазовой установки электростанции предлагается осуществлять путем отвода отработавших в котле-утилизаторе газов в атмосферу через вытяжную башню градирни с естественной вентиляцией воздуха, что позволяет отказаться от строительства и эксплуатации дымовой трубы. Для этого в вытяжной башне градирни устанавливается газораспределительное устройство, состоящее не менее чем из двух соединенных между собой патрубком кольцевых перфорированных коллекторов переменного поперечного сечения, которое соединяется трубопроводом с газоходом отвода в атмосферу уходящих продуктов сгорания.

Выводы.

1. Разработана схема парогазовой установки, в которой промежуточное охлаждение циклового воздуха двухступенчатого турбокомпрессора газотурбинной установки осуществляется турбинным конденсатом с последующим его охлаждением подпиточной водой системы централизованного теплоснабжения, а после газового подогревателя конденсата в хвостовой части котла-утилизатора дополнительно размещается теплообменная поверхность подогревателя исходной воды.
2. Осуществление промежуточного охлаждения циклового воздуха турбинным конденсатом позволяет повысить мощность газотурбинной установки на 3,14 % (с 157,9 до 162,86 МВт), а ее КПД – на 0,73 % (с 34,5 до 35,23 %). Наличие подогревателя подпиточной воды понижает температуру отводимых из КУ газов с 126 до 122 °С, при этом КПД двухконтурного котла-утилизатора возрастает на 0,86 % (с 78,28 до 79,14 %). В целом, КПД ПГУ-450 повышается на 0,73 %, что обусловливает снижение удельного расхода условного топлива на выработку электрической энергии с 239,16 до 235,81 г/(кВт·ч) (на 3,35 г/(кВт·ч)). Экономический эффект в денежном выражении при стоимости условного топлива 4700 руб/т.у.т. и наработке ПГУ-450 7500 ч/год составляет 56,39 млн. руб в год.
3. Расчетным путем получены графические зависимости КПД котла-утилизатора и парогазовой установки от температуры конденсата на входе в ГПК. Установлено, что снижение температуры конденсата с 70 до 50 °С приводит к уменьшению температуры уходящих газов с 131,5 до 112 °С и, как следствие, к повышению КПД котла-утилизатора и парогазовой установки. Результаты проведенных исследований подтверждают эффективность использования турбинного конденсата для промежуточного охлаждения сжатого в турбокомпрессоре низкого давления циклового воздуха.

About the authors

Anatolii A. Kudinov

Samara State Technical University

Author for correspondence.
Email: a.a.kudinov@yandex.ru

Doctor of Engineering Science, Professor of the Thermal Power Plants Chair

Russian Federation, Samara

Svetlana K. Ziganshina

Samara State Technical University

Email: svet.zig@yandex.ru

Doctor of Engineering Science, Professor of the Thermal Power Plants Chair

Russian Federation, Samara

Kirill R. Khusainov

Samara State Technical University

Email: kirill.czvra@mail.ru

PhD in Engineering Science, Associate Professor of the Thermal Power Plants Chair

Russian Federation, Samara

References

Supplementary files