Изменение термодинамических параметров газа в газопроводе

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

1.Определение параметров природного газа в магистральном трубопроводе

1.1 Постановка задачи

1.2 Термодинамическая модель процесса

1.3 Расчет параметров газа

1.4 Расчет и выбор длины трубопровода

1.5 Оценка погрешности идеально-газового приближения

1.6 Расчёт погрешности термодинамических параметров реального и идеального газа

2. Расчет процессов сжатия в нагнетателе компрессорной станции (КС)

2.1 Постановка задачи

2.2 Термодинамическая модель адиабатного компрессора

2.3 Термодинамическая модель адиабатного компрессора

3. Выбор оптимальных параметров цикла и расчет показателей газотурбинной установки (ГТУ)

3.1 Постановка задачи

3.2 Термодинамическая модель цикла

3.3 Определение оптимальных параметров ГТУ

3.4 Определение показателей ГТУ

4. Определение параметров утилизационного парогенератора (УПГ), расчет цикла и показателей паротурбинного блока в составе когенерационной энергоустановки

4.1 Постановка задачи

4.2 Термодинамическая модель цикла ПТУ

4.3 Расчет параметров цикла ПТУ

4.4 Определение показателей утилизационной ПТУ

Вывод

Используемая литература

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ОПРЕДИЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРИРОДНОГО ГАЗА В МАГИСТРАЛЬНОМ ТРУДОПРОВОДЕ

1.1 Постановка задачи

Объект исследования (термодинамическая система) - участок газопровода между двумя компрессорными станциями, по которому осуществляется подача природного газа (рис.1.1). Необходимо определить изменение термодинамических параметров газа (p,T, с, w) по длине трубопровода.

Рисунок 1.1 - Принципиальная схема газопровода

Исходные данные:

D =- диаметр трубопровода;

- начальная скорость течения газа (выбираем предварительно );

- давление газа на входе в трубопровод , МПа;

- температура газа на входе в трубопровод, ;

- степень падения давления газа по длине трубопровода;

- длина трубопровода, м;

- давление газа в конце трубопровода, МПа;

- коэффициент гидравлического трения в трубопроводе.

Расчетный состав природного газа [4] и необходимые термодинамические свойства его компонентов приведены в таблице 1.1.

Термодинамические свойства составляющих природного газа - см. табл. 1.1

Название	Мольный состав	Химическая формула	Мольная масса, кг/кмоль	Критический параметр
				рКР, МПа	ТКР, К	ZКР
Метан	0,9781	СН4	16,043	4,626	190,77	0,290
Этан	0,0050	С2Н6	30,070	4,872	305,33	0,385
Пропан	0,0018	С3Н8	44,097	4,246	370,00	0,277
Н-бутан	0,0016	nС4Н10	58,124	3,789	425,16	0,274
Н-пентан	0,0003	nС5Н12	72,151	3,376	469,77	0,269
Н-гексан	0,0001	nС6Н14	86,171	2,988	507,31	0,264
Двуокись углерода	0	СО2	44,010	7,383	304,20	0,274
Азот	0,0131	N2	28,013	3,400	126,20	0,291

Вариант 04:

D = 1,02 м;

;

;

;

.

1.2 Термодинамическая модель процесса

Система уравнений одномерного стационарного течения газа :

- уравнения нерозрывности; (1.1)

- первый закон термодинамики для открытой однопоточной системы;

, (1.2)

- закон сохранения механической работы;

, (1.3)

- второй закон термодинамики ; (1.4)

- уравнения состояния газа; , (1.5)

- уравнение Вейсбаха-Дарси для гидравлического сопротивления;

, (1.6)

Необходимо принять следующие допущения:

Участок трубопровода горизонтальный

Течение газа в трубопроводе «медленное» - квадрат числа маха

Техническая работа на участке трубопровода отсутствует

Поперечное сечение трубопровода постоянно

кинетическая энергия

Из системы уравнений 1.1, 1.6 с учетом принятых допущений получим расчетную интегральную систему уравнений.

Из уравнений 1.2 и 1.3

Дж/кг.

(1.7)

(1.8)

(1.9)

Из уравнения (1.1)следует:

(1.10)

Из уравнения 1.4 получаем:

. (1.11)

Уравнение состояния газа: (1.12)

Здесь и - соответственно теплота процесса и энергия диссипации, Дж/кг; h - энтальпия, Дж/кг; s - энтропия, Дж/(кг?К); - техническая работа, совершаемая внешними объектами над газом, Дж/кг; - работа, затрачиваемая на преодоление трения в пограничном слое потока, Дж/кг; Н - уровень сечения потока, отсчитанный от нулевой горизонтали, м; G - массовый расход газа, кг/с; z - коэффициент сжимаемости; - средняя температура газа, К.

1.3 Расчет параметров газа

Определение параметров газовой смеси.

Используем уравнение Кея определим критическое давление и температуру смеси газов.

Критическое давление смеси:

МПа.

Критическая температура смеси:

.

Удельная газовая постоянная смеси:

;

Молекулярная масса смеси:

Рассмотрим изотермический процесс течения реального газа в трубопроводе.

Определяем коэффициент сжимаемости z для режимных параметров на входе и на выходе.

Приведенное давление на входе в трубопровод:

; ;

; ; ;

Приведенное давление и температура на выходе из трубопровода:

; Па;

; ;

; ;

Из диаграммы находим, что

На входе

На выходе

Плотность газа

На входе - ; ;

На выходе - ; ;

Определение термодинамических параметров природного газа по h,S-диаграмме



Для газа с параметрами =10,0 МПа и =303 К с помощью графика находим значение энтальпии =502 кДж/кг и энтропии =8,62 кДж/кг К

Для газа с параметрами =5,556 МПа и =303 К с помощью графика находим значение энтальпии =548 кДж/кг и энтропии =9,08 кДж/(кг К)

Удельный тепловой поток равен разности энтальпий на участке:

; кДж/кг;

; Па;

1.4 Расчет и выбор длины трубопровода

Определяем массовый расход природного газа по условиям на входе:

;

;

Используя уравнение (1.10) получим скорость газа на выходе из трубопровода:

;

Определяем тепловой поток, отводимый от природного газа в трубопроводе:

Из уравнения (1.9) находим расстояние между компрессорными станциями:



1.5 Оценка погрешности идеально-газового приближения

Расчёт трубопровода при условии, что природный газ является идеальным газом.

Рассчитываем идеальный изотермический процесс течения

Записываем из уравнения состояния (1.5)

;

Из уравнения неразрывности (1.1) находим массовый расход течения природного газа

;

Находим скорость течения идеального газа на выходе

; ;

Находим тепловой поток, отводимый от газа

;

Находим расстояние между станциями

; .

1.6 Расчёт погрешности термодинамических параметров реального и идеального газа

Погрешность определения расстояния между станциями:

Погрешность нахождения плотности:

Погрешность определения массового расхода:

;

Погрешность определения скорости течения идеального газа на выходе:

Результаты расчетов заносим в таблицу:

Течение в газо-проводе	Термодинамические параметры
	р1, МПа	р2, МПа	t1, 0С	t2, 0С	z1	z2	с1, кг/м3	с2, кг/м3	w1, м/с	G*, кг/с	, МВт	h2-h1, кДж/кг	, кДж/кг?К	, км
Изотермическое течение реального газа	10	5,556	30	30	0.96	0.76	65,5	45,97	9	481,62	22,155	46	0.46	155,34
Изотермическое течение идеального газа	10	5,556	30	30	1	1	62,879	34,936	9	462,349	21,268	46	0.46	161,56

Мы убедились, что изотермическое реальное течение природного газа более экономично, чем изотермическое идеальное, так как больше массовый расход и выше скорость течения природного газа на выходе. Главной задачей является доставка максимально возможного количества природного газа. Для этой цели можно увеличить плотность за счет понижения температуры газа. Повышать давление нецелесообразно, так как это приводит к увеличению трения газа об стенки трубопровода, хотя при повышении давления так же увеличивается плотность. Можно увеличить проходное сечение трубы, но это приведет к созданию более громоздких конструкций и сложности технического расчета. Поэтому, одним из основных методов повышения массового расхода является понижение температуры, вплоть до минусового значения, так называемого сжижения газа.

2 РАСЧЕТ ПРОЦЕССОВ СЖАТИЯ В НАГНЕТАТЕЛЕ КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ (КС)

трубопровод компрессорный газотурбинный парогенератор

2.1 Постановка задачи

Необходимо рассчитать процесс сжатия природного газа в неохлаждаемом компрессоре (нагнетателе) (рис. 2.1), используя данные раздела 1.

Рисунок 2.1 - Схема подачи газа на КС: НГ - нагнетатель; АВО - аппарат воздушного охлаждения.

Исходные данные:

р₁ - давление газа на входе в компрессор, МПа;

t₁ - температура газа на входе в компрессор (принимается равной начальной температуре t₁, указанной в табл. 1.2), ⁰С;

р₂ - давление нагнетания, МПа;

- степень повышения давления в компрессоре

(,см. раздел I);

с₁ - плотность газа на входе в компрессор, кг/м³;

G - массовая производительность компрессора (утечки газа в системах ГПА не учитывают), кг/с;

Х - общая длина магистрального газопровода, км (для всех вариантов принимают Х=3000 км);

к - показатель адиабаты для природного газа;

- относительный внутренний (адиабатный) КПД компрессора;

N_K - суммарная мощность нагнетателя на КС, Вт.

Процесс сжатия в неохлаждаемом компрессоре считают адиабатным (т.к. N_K >> Q_О.С.), что соответствует реальному процессу в крупных центробежных машинах, применяемых на КС магистральных газопроводов.

Таблица исходных данных

, МПа	,0С	, МПа		кг/м3	кг/м3	, кг/с	, км
5.57	30	10	1.80	45,67	65,5	481,62	3000	1,3	0,76

2.2 Термодинамическая модель адиабатного компрессора

Система уравнений в интегральном виде, описывающая процес сжатия газа в нагнетателях КС, следующая.

1.Уравнение состояния газа: ;

2. Уравнение неразрывности (расхода);

где ₁ и ₂ -объёмный расход газа на входе и выходе из нагнетателей КС соответственно , м³/c.

3.Первый закон термодинамики:

;

Для компрессора удельная работа, затрачиваемая на сжатие (удельная внутренняя работа):

Дж/кг.

;

так как компресор адиабатный, то ; тогда ;

4.Из закона сохранения механической работы:

;

5.Второй закон термодинамики:

=;

6.Суммарная мощность нагнетателей на КС:

;

В этих уравнениях - суммарная внутренняя мощность нагнетателей на КС, Вт;

- удельная внутренняя работа (принят положительный знак) Дж/кг;

- объемная производительность компрессора, м³/с.

- теплота процесса, Дж/кг;



- энергия диссипации, Дж/кг; Нижние индексы «1» и «2» показывают принадлежность параметра к состоянию соответственно на линиях всасывания и нагнетания.

2.3 Расчет параметров процесса сжатия газа

Определение энтальпии на входе и выходе нагнетателей.

Определим с помощью h,s- диаграммы природного газа



На пересечении изобары =5.57,и изотермы =303 К находим значение энтальпии

кДж/кг, и энтропии =9,08 кДж/кг К.

Проводим линию S=const до пересечения с , находим точку

кДж/кг.

; (2.9)

кДж/кг.

Из диаграммы на оси проводим значение до пересечения с , находим температуру

.

Повышение температуры газа за счет необратимости процесса сжатия

;

Где - температура в конце сжатия для изоэнтропного процесса .

Удельная внутренняя работа компрессора

- для изоэнтропного процесса

кДж/кг;

- для действительного процесса

кДж/кг;

Потери удельной внутренней работы(дополнительные затраты):

; кДж/кг;

Приращение энтропии за счет необратимого процесса

кДж/(кг •К).

Где ,- из h,s- диаграммы, для и .

Повышение удельной эксергии в процессе

;

Дж/кг.

Где - температура окружающей среды ()

Эксергитический КПД

; .

где - повышение удельной эксергии природного газа в нагнетателе, Дж/кг

Необходимое количество компрессорных станций на магистральном газопроводе (округляем в большую сторону)

; ;

Внутренняя мощность компрессоров на КС:

Суммарная: ; МВт.

Выбор газоперекачивающих агрегатов (ГПА) на КС.

Существуют ряд ГПА со следующими мощностями: 6,3; 10(12); 16; 25; МВт.

Выбор числа и мощностей ГПА, которые нужно устанавливать на каждой станции.

Так как , мы выбираем следующие ГПА : 2 по 25 МВт и один ГПА на 16 МВт

Суммарная мощность на приводе всех компрессорных станций на магистральном газопроводе.

МВт

Удельная внутренняя работа нагнетателей при работе на идеальном газе в изоэнтропном процессе сжатия.

, Дж /кг.

Дж /кг.

Удельная внутренняя работа адиабатном реальном процессе сжатия:

;

Погрешностей идеально-газового приближения:



.

Параметры процесса в нагнетателе КС

МПа	МПа	К	К	К	кДж/кг		МВт		МВт
5,57	10	303	355	30	102	75,62	134,2	98,9	0,87	65	19	1232

3. ВЫБОР ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦИКЛА И РАСЧЕТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ (ГТУ)

3.1 Постановка задачи

Необходимо определить параметры цикла газотурбинной установки (ГТУ), используемой для привода нагнетателей КС, по результатам выбора оптимальной величины повышения давления воздушного компрессора. Построить в масштабе модель реального цикла ГТУ в T,s -координатах.

Исходные данные:

- температура на входе в компрессор ГТУ, К;

- давление на входе в компрессор ГТУ, МПа;

- температура газа перед турбиной, К;

- изобарная теплоёмкость рабочего тела, Дж/(кг•К);

- показатель адиабаты;

- относительный внутренний КПД соответственно компрессора и турбины;

- механический КПД ГТУ;

- теплота сгорания топлива, подаваемого в камеру сгорания ГТУ, Дж/(кг•К);

нормальная плотность топливного газа,;

коэффициент теплоиспользования ПКС.

Опыт создания и проектирования ГТУ позволяет принять следующие численные значения исходных параметров:

; ; ;

; ; .

кДж/(кг•К); ; ; ;

3.2 Термодинамическая модель цикла

Применим первый закон термодинамики для стационарной однопоточной системы

Примем этот закон:

1) Для турбины (процесс 3-4)

Получим, что удельная работа турбины равняется:

2) Для компрессора (процесс 1-2).Процесс адиабатный



Удельная работа, затрачиваемая на сжатие газа в компрессоре, равна:

3) Для проточной камеры сгорания (процесс 2-3)

Удельная теплота, подводимая к проточной камере сгорания, равна:

4) Условный процесс 4-1

Удельная теплота, отводимая в окружающую среду в процессе 4-1, равна:

Удельная полезная (внутренняя) работа ГТУ .Работа цикла

Будем считать, что газ идеальный, его теплоемкость не зависит от температуры. Примем, что . Тогда

Относительный внутренний КПД:

- для компрессора:

- для турбины:

По условию задачи

Термический КПД обратимого цикла ГТУ (цикл Брайтона)

Из уравнения изоэнтропного процесса выразим

Тогда

Расчет зависимости для удельной внутренней работы цикла

Так как

Тогда



где - приведенная температура газа перед турбиной;

- приведенная температура в конце изоэнтропного сжатия газа в компрессоре.

Расчетные зависимости для внутреннего (индикаторного) КПД цикла

Выразим через

Так как



Внутренний (индикаторный) КПД цикла

3.3 Определение оптимальных параметров ГТУ

Определение оптимальной степени повышения давления в компрессоре ГТУ().

Приведенная температура газа перед турбиной:

, где

Приведенная температура газа в конце изоэнтропного сжатия в компрессоре



Выполняется расчет для

; ;

Термический КПД обратимого цикла ГТУ (цикл Брайтона)

Выполняется расчет для

Удельная внутренняя работа цикла

Внутренний КПД цикла

Заносим результаты в таблицу

Результаты расчета 3.1.1.

в	1	3	5	7	10	15	20
	1	1,3292	1,5172	1,6553	1,8155	2,0165	2,1725
	0	0,2477	0,3409	0,3959	0,4492	0,5041	0,5397
	0	112,316	131,605	131,5149	121,1556	96,4466	70,4223
	0	0,167	0,2175	0,2398	0,2515	0,244	0,219

Строим графики зависимости:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Из графика зависимости получаем

Тогда

Расчет параметров оптимального цикла ГТУ

1) Определение температуры в точках 1,2s,2,3,4s,4.

2) Определение энтропий в точках 1,2s,2,3,4s,4.

Принимаем S=0, при нормальных физических условиях:

Тогда энтропия при p и T:

 где

- газовая постоянная воздуха;

Параметры цикла ГТУ в характерных точках

	1	2s	2	3	4s	4
Т, K	300	551,7	596,1	1040	566	678,15
S, кДж/кг	0,10361	0,102	0,1875	0,8372	0,8276	0,9657

Построение цикла в Т,S координатах



3.4 Определение показателей ГТУ

Эффективная мощность ГТУ

Эффективная удельная работа ГТУ

Эффективный КПД ГТУ

Расход продуктов сгорания

Тепловая мощность камеры сгорания

Массовый расход топлива (природного газа)

Теплота отработавших газов

Таблица 3.2. Основные параметры цикла и показатели ГТУ

	К	К	К	К					кг/с	МВт	кг/с
10,5	300	596,1	1040	678,15	0,1875	0,8372	0,9657	0,456	0,2517	0,2343	198	25	2,26

Вывод: Провели термодинамический анализ прямых циклов на примере газотурбинной установки. При повышении температуры повышается степень падения давлений . В процессе работы ГТУ выделяется большое количество бросового тепла, поэтому необходимо его утилизировать.

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ УТИЛИЗАЦИОННОГО ПАРОГЕНЕРАТОРА (УПГ), РАСЧЕТ ЦИКЛА И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПАРОТУРБИННОГО БЛОКА В СОСТАВЕ КОГЕНЕРАЦИОННОЙ ЭНЕРГОУСТАНОВКИ

4.1 Постановка задачи

Бросовую теплоту отработавших газов ГТУ, которая имеет довольно высокий уровень эксергии, целесообразно использовать (утилизировать) в специальной паротурбинной установке (рис.4.1). В утилизационном парогенераторе (УПГ) энергия отработавших газов ГТУ в форме теплоты передается воде и затрачивается на ее нагрев, испарение и перегрев до максимально возможной температуры с целью достижения наибольшей экономичности ПТУ для выработки электроэнергии.

Используя данные раздела 3, необходимо спроектировать утилизационную паротурбинную установку для нужд компрессорной станции.

Рисунок 4.1 - Принципиальная схема и цикл утилизационной ПТУ:

УПГ - утилизационный парогенератор; КД - конденсатор; ПН - питательный насос; Т - паровая турбина; ЭГ - электрогенератор



Рисунок 4.2 - Цикл утилизационной ПТУ в T,s - координатах

Исходные данные:

- расход выхлопных газов ГТУ (см. раздел 3);

- температура отработавших газов ГТУ, поступающих в УПГ (см. раздел 3),⁰С;

-распологаемый температурный напор в пароперегревателе ⁰С;

Принимаем ⁰С;

температура пара на входе в турбину;

- распологаемая температура в испарителе ⁰С;

Принимаем ⁰С;

давление пара на входе в турбину;

давление в конденсаторе;

средняя изобарная теплоемкость выхлопных газов ГТУ;

относительный внутренний КПД турбины и насоса соответственно;

механический КПД ПТУ;

КПД электрогенератора;

коефициент теплоиспользования УПГ.

Исходные параметры:

;

;

;

;;

;

;

;

.

4.2 Термодинамическая модель цикла ПТУ

Рассмотрим Первый закон термодинамики для открытой термодинамической системы приминительно к элементам ПТУ

1.)Для турбины (процесс 1-2)

Допущения:

Тогда:

- удельная работа турбины, Дж/кг.

2.) Для насоса (процесс 3-4):

Тогда:

- удельная работа, затрачиваемая на повышение давления в насосе, Дж/кг.

Рассмотрим закон сохранения механической работы для насоса

Для идеального насоса

Тогда:

3.) Для УПГ (процесс 4-И'-И''-1)

Допущения

Тогда:

удельная теплота, подведенная в УПГ, Дж/кг.

4.) Для конденсатора (процесс 2-3)

Допущения:

удельная теплота, отводимая в окружающую среду в конденсаторе, Дж/кг.

Относительные внутренние КПД:

- для турбины

;

- для насоса

Удельная внутренняя работа цикла

Внутрений КПД цикла

Термический КПД цикла Ренкина

4.3 Расчет параметров цикла ПТУ

По h-S диаграмме определяем параметры точек 1 и 2s

- по давлению и температуре ⁰С находим точку 1.

Для этой точки 3075Дж/кг- удельная энтальпия пара на входе в турбину.

- для изоэнтропного процесса

- удельная энтропия пара на входе в турбину.

По и находим точку .

Для этой точки кДж/кг - удельная энтальпия пара в изоэнтропном процессе 1-2s.

Из уравнения для относительного КПД турбины

;

;

- удельная энтропия пара на выходе из турбины в действительном процессе расширения 1-2.

По и находим точку 2.

Для этой точки .

- степень сухости пара в конце действительного процесса 1-2.

Параметры в точке 3 определяются по таблице термодинамических свойств воды и пара.

При из таблицы:

- удельный обьем воды в состоянии насыщения на входе в насос.

- удельная энтальпия воды на входе в насос.

h,s-диаграмма водяного пара



Таблица термодинамических свойств воды и пара в состоянии насыщения (по давлениям)

0,001	6,9	0,001	130,0	29,2	2513,4	0,1054	8,975
0,002	17,5	0,001	67,2	73,4	2533,1	0,2609	8,722
0,003	24,1	0,001	45,8	100,9	2545,3	0,3546	8,576
0,004	28,9	0,001	34,9	121,3	2553,7	0,4225	8,473
0,005	32,9	0,001	28,2	137,8	2560,9	0,4761	8,393
0,010	45,8	0,001	14,7	191,8	2583,9	0,6492	8,149
0,020	60,1	0,001	7,6	251,5	2609,2	0,8321	7,907
0,050	81,3	0,001	3,2	340,5	2645,2	1,0910	7,593
0,100	99,6	0,001	1,7	417,5	2674,9	1,3026	7,360
0,120	104,8	0,001	1,4	439,3	2683,6	1,3606	7,298
0,140	109,3	0,001	1,2	458,4	2790,1	1,4109	7,246
0,160	113,3	0,001	1,1	475,4	2796,3	1,4550	7,202
0,180	116,9	0,001	0,98	490,7	2706,8	1,4943	7,163
0,200	120,2	0,001	0,89	504,7	2707,8	1,5302	7,127
0,300	133,5	0,001	0,61	561,7	2725,5	1,672	6,992
0,500	151,8	0,001	0,35	640,1	2748,8	1,860	6,822
0,600	158,8	0,001	0,31	670,5	2757,1	1,931	6,761
0,700	164,9	0,001	0,27	697,2	2764,5	1,992	6,709
0,800	170,4	0,001	0,24	720,9	2769,3	2,046	6,663
0,900	175,3	0,001	0,21	742,8	2774,8	2,094	6,623
1,00	179,9	0,001	0,19	762,4	2777,7	2,183	6,587
1,10	184,0	0,001	0,18	781,3	2781,2	2,179	6,554
1,20	187,9	0,001	0,16	798,4	2784,6	2,216	6,523
1,30	191,6	0,001	0,15	814,6	2787,4	2,251	6,495
1,40	195,0	0,001	0,14	830,0	2789,7	2,284	6,469
1,50	198,3	0,001	0,13	844,5	2791,8	2,314	6,445
2,00	212,4	0,001	0,10	908,6	2799,2	2,447	6,340

4.4 Определение показателей утилизационной ПТУ

- удельная идеальная работа насоса

Дж/кг=1,99 кДж/кг.

- удельная действительная работа насоса

Дж/кг=2,653 кДж/кг.

- удельная действительная работа турбины

Дж/кг=674,25 кДж/кг

- внутренняя удельная работа цикла

Дж/кг=671,6 кДж/кг.

- термический КПД обратимого цикла Ренкина

- внутренний КПД цикла

- эффективный КПД цикла

- определение расхода пара (производительность УПГ):

Уравнение теплового баланса для испарителя и пароперегревателя

,где

удельная энтальпия рабочего пара на входе в турбину, Дж/кг.

удельная энтальпия воды, при давлении насыщения ;

- температура отработавших газов ГТУ, поступающих в УПГ,⁰С;

температура выхлопных газов ГТУ перед испарителем,⁰С.

⁰С.

Тогда:

кг/с.

-эффективная мощность ПТУ

.

- определение температуры выхлопных газов на выходе УПГ:

Уравнение теплового баланса для экономайзерной секции

Отсюда:

, где

где - удельная энтальпия воды на входе из насоса, кДж/кг;

Дж/кг;

⁰С.

- общий эффективный КПД комбинированной ПГУ

Таблица 4.1 - Основные параметры цикла и показатели ПТУ

0С	МПа	МПа	кДж/ кг	кДж/ кг	кДж/ кг	кДж/кг	МВт	кг/ч
344,22	2	0,01	3075	2400,75	191,8	674	2,653	671,6	9,6	14,7	0.233	0.226	0.313

Вывод:

Использование комбинированных ПТУ (комбинированные циклы ПТУ и ГТУ) позволяет повышать эффективность использования энергии. Поэтому он используется на современном этапе. В расчете определили, что КПД комбинированной ПГУ, что выше КПД ГТУ и КПД цикла ПТУ . Поэтому их использовать выгодно.

ВЫВОД

В ходе курсовой работе мы определяли основные термодинамические параметры и значения, которые необходимы для расчета реальных процессов на примере решения общей прикладной задачи транспортировки природного газа по магистральному трубопроводу. В состав работы включены 4 функционально связанных разделов по изучению процессов течения газа по каналу, сжатия в нагнетателе на компрессорной станции (КС), выбор оптимальных параметров цикла и расчет показателей газотурбинной установки (ГТУ) и преобразование энергии в теплоэнергетических установках (ГТУ, и ПТУ). В первом разделе главной задачей является расчет параметров газа, который необходимый для транспортировки его по трубопроводу. При этом мы учитываем трение газа об стенки трубопровода, увеличение плотности при повышении давления, повышение массового расхода при понижении температуры - сжижение газа. Во втором разделе мы исследовали процессы сжатия в компрессоре. Для повышения его эффективности необходимо, чтобы происходило охлаждение газа в компрессоре до первоначальной температуры; поддерживать адиабатный процесс, который характеризуется q=0. В третьем разделе провели термодинамический анализ прямых циклов на примере газотурбинной установки. При повышении температуры повышается степень падения давлений . В процессе работы ГТУ выделяется большое количество бросового тепла, поэтому необходимо его утилизировать. В четвертом разделе мы определяли параметры утилизационного парогенератора (УПГ), циклы и показатели паротурбинного блока в составе когенерационной энергоустановки. Использование комбинированных ПГУ позволяет повышать эффективность использования энергии, поскольку КПД его больше, чем КПД ГТУ и ПТУ. Это доказано в расчетах.

ИСПОЛЬЗУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА

1. Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Техническая термодинамика»/ Составители: В.Н. Марченко, С.С. Мелейчук. - Сумы: Изд-во СумГУ,2008. - 45 с.

2. Теплотехника: Учебник для вузов/ А.П. Баскаков, Б.В. Берг, О.К. Витт.; Под ред. А.П. Баскакова. - М.: Энергоиздат, 1982. -264 с.

3. Сборник задач по технической термодинамике. Рабинович О.М., М., «Машиностроение», 1969, стр. 376.

4. «Техническая термодинамика» Учебник для вузов, за ред. Крутова В.И., 1991 г.

5. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Е., «Техническая термодинамика» 1983 г.

Размещено на Allbest.ru