МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ СУМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Факультет ТеСЕТ Кафедра технической теплофизики Курсовая работа По дисциплине «Техническая термодинамика» Выполнил Бондарь А. В. Проверил Ванеев С.М. Группа ЕМ-71 Вариант 23
Содержание Содержание 2 1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРИРОДНОГО ГАЗА В МАГИСТРАЛЬНОМ ТРУБОПРОВОДЕ 3 1.1 Постановка задачи 3 1.2 Термодинамическая модель процесса 4 1.3. Расчёт параметров газа 6 1.4 Расчёт и выбор длины трубопровода 11 1.5 Расчет трубопровода при условии, что природный газ является идеальным газом (z=1) 12 1.6 Расчет погрешности параметров при замене реального газа идеальным 13 2 РАСЧЁТ ПРОЦЕССОВ СЖАТИЯ В НАГНЕТАТЕЛЕ КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ (КС) 14 2.1 Постановка задачи 14 2.2 Термодинамическая модель адиабатного компрессора 15 2.3 Расчет параметров процесса сжатия 16 3 ВЫБОР ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦИКЛА И РАСЧЕТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ (ГТУ) 20 3.1 Постановка задачи 20 3.2 Термодинамическая модель 22 3.3 Определение оптимальных параметров ГТУ 25 3.4 Определение показателей ГТУ 29 4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ УТИЛИЗАЦИОННОГО ПАРОГЕНЕРАТОРА (УПГ), РАСЧЕТ ЦИКЛА И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПАРОТУРБИННОГО БЛОКА В СОСТАВЕ КОГЕНЕРАЦИОННОЙ ЭНЕРГОУСТАНОВКИ 30 4.1 Постановка задачи 30 4.2 Термодинамическая модель цикла ПТУ 32 4.3 Расчет параметров цикла ПТУ 34 4.4 Определение показателей утилизационной ПТУ 37
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРИРОДНОГО ГАЗА В МАГИСТРАЛЬНОМ ТРУБОПРОВОДЕ 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 (р, Т, ?, w) по длине трубопровода.
Рисунок 1.1 Принципиальная схема газопровода Исходные данные: диаметр трубопровода, м; начальная скорость течения газа, м/с; 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. Табличные данные: Таблица 1.1 Термодинамические свойства составляющих компонентов природного газа Название Мольный состав, ук Химическая формула Мольная масса, кг/кмоль Критические параметры
ркр, МПа Ткр, К zкр
Метан 0.9718 СН4 16.043 4.626 190.77 0.290
Этан 0.0282 С2Н6 30.070 4.872 305.33 0.285
Данные согласно варианту: Таблица 1.2 Численные значения исходных данных Диаметр трубы D,м Температура газа на входе t1, 0C Давление на входе p1, MПа Степень падения давления ? Коэф-нт гидравлического трения ?
1.22 30 11.0 1.90 0.013
1.2 Термодинамическая модель процесса Система уравнений одномерного стационарного течения газа: Уравнение неразрывности: (1.1) Первый закон термодинамики для открытой прямоточной системы: (1.2) Закон сохранения механической работы: (1.3) Второй закон термодинамики: (1.4) Уравнение состояния газа: , (1.5) где коэффициент сжимаемости. Уравнение Вейсбаха-Дарси для гидравлического сопротивления: (1.6) Для получения модели необходимо принять следующие допущения: Участок газопровода горизонтальный, . Течение «медленное», . Техническая работа на участке трубопровода отсутствует, . Трубопровод на всем участке имеет одинаковое проходное сечение, . Изменение кинетической энергии, . Из системы уравнений (1.1 – 1.6) с учетом принятых допущений, получим расчетную систему уравнений: Из уравнений (1.2 – 1.3): (1.7) Из уравнения Вейсбаха - Дарси : (1.8) плотность газа на входе в трубопровод. Из уравнения (1.1) получаем: (1.9) G - массовый расход газа. плотность газа на выходе из трубопровода. Из уравнения (1.4): (1.10) Уравнение состояния газа: (1.11) В уравнениях (1.1) – (1.11) теплота процесса, Дж/кг. энергия диссипации, Дж/кг. энтальпия, Дж/кг. энтропия, Дж/кг·К. техническая работа, совершаемая внешними объектами над газом, Дж/кг. работа, затрачиваемая на преодоление трения в пограничном слое потока, Дж/кг. уровень сечения потока, отсчитанный от нулевой горизонтали, м. массовый расход газа, кг/с. коэффициент сжимаемости. средняя температура газа, К. 1.3. Расчёт параметров газа Определение параметров газовой смеси. Используя уравнение Кея. Критическое давление смеси: ; МПа. Критическая температура: ; . Молекулярная масса смеси: ; кг/кмоль. Удельная газовая постоянная для смеси: . Рассмотрим изотермический процесс течения газа в трубопроводе. Определим коэффициент сжимаемости на входе и выходе трубопровода. Приведенное давление и температура на входе в трубопровод: ; ; ; . Так как - давление на выходе из трубопровода. . Приведенное давление и температура на выходе из трубопровода: ; ; . . . Из диаграммы находим z. - на входе 0,85. - на выходе 0,91. Определяем входные и выходные параметры плотности: ; ;
.
Приложение А.1 z,?-диаграмма природного газа
Определим энтальпию и энтропию на входе и выходе трубопровода. - на входе кДж/кг, кДж/кг·К - на выходе кДж/кг, кДж/кг·К Приложение А.2 h,s-диаграмма природного газа
1.4 Расчёт и выбор длины трубопровода Расстояние между компрессорными станциями: . Длина трубопровода находилась в пределе 140…160 км. Условие выполняется. Принимаем м/с. Массовый расход по трубопроводу: , где f – площадь трубопровода. м2; кг/с. Из уравнения неразрывности:
Скорость потока газа на выходе из трубопровода: м/с. Тепловой поток, отводимый от газа в трубопроводе:
;
1.5 Расчет трубопровода при условии, что природный газ является идеальным газом (z=1) Рассмотрим изотермическое течение идеального газа в трубопроводе () Плотность газа: - на входе =. - на выходе =. Массовый расход газа: ; . Скорость течения идеального газа на выходе из трубопровода ; . Тепловой поток, отводимый от идеального газа: ; . Расстояние между станциями: . 1.6 Расчет погрешности параметров при замене реального газа идеальным Погрешность определения расстояния между станциями: ; Погрешность нахождения плотности: - на входе
- на выходе ; Погрешность определения массового расхода ; Погрешность определения скорости течения идеального газа на выходе . Таблица 1.3 Результаты численных расчётов Течение в газопроводе Термодинамические параметры
р1, МПа р2, МПа t1, 0C z1 Z2 ?1, кг/м3 ?2, кг/м3 G, кг/с Q, МВт h2-h1, кДж кг w1, м/с ?s, кДж кгК x12, км
Изотермическое течение реального газа 11 5.79 30 0.85 0,91 84.4 44.4 887,213 35,8852 40 9
143,04
Изотермическое течение идеального газа 11 5.79 30 1 1 71.7 37.75 754,710 30,1484
9
168,375
Вывод: 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 о 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. РАСЧЁТ ПРОЦЕССОВ СЖАТИЯ В НАГНЕТАТЕЛЕ КОМПРЕССОРНОЙ СТАНЦИИ (КС) 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. Исходные данные: плотность газа на входе в нагнетатель, кг/м3; плотность газа на выходе из нагнетателя, кг/м3; массовая суммарная производительность нагнетателя на КС, кг/с; давление газа на входе в компрессор (нагнетатель), МПа; давление на выходе из нагнетателя (давление нагнетателя), МПа; температура газа на входе в нагнетатель, ; степень повышения давления газа в компрессоре ; общая длина магистрального трубопровода, км (принимаем ); показатель адиабаты для природного газа; относительный внутренний (адиабатный) КПД нагнетателей; суммарная мощность нагнетателей на КС, Вт.
2.2 Термодинамическая модель адиабатного компрессора Система уравнений в интегральном виде, описывающая процесс сжатия газа в нагнетателях КС, следующая: 1.) Уравнение состояния газа: . 2.) Уравнение неразрывности (расхода): , где , - соответственно объемные расходы газа на входе и выходе нагнетателей КС, . 3.) Первый закон термодинамики:
Для нагнетателей удельная работа, затрачиваемая на сжатие (удельная внутренняя работа): Допущения: Дж/кг. . . Так как компрессор адиабатный, то . Получим:
4.) Закон сохранения механической энергии: . 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; – энергия диссипации, Дж/кг; – теплота процесса, Дж/кг; – суммарная объемная производительность на КС, м3/с. 2.3 Расчет параметров процесса сжатия 2.3.1 Определение энтальпии на входе и выходе нагнетателей.
Рисунок 2.2 Нахождение калорических параметров в процессе сжатия
кДж/кг·К. кДж/кг·К.
Так как адиабатный КПД равен:
Задаемся значением .
Из h-s диаграммы природного газа находим температуру в конце процесса сжатия :
Приложение А.2 h,s-диаграмма природного газа
2.3.2 Повышение температуры за счет необратимости процесса сжатия.
2.3.3 Удельная внутренняя работа компрессора: - для изоэнтропного процесса ,. - для действительного процесса
Потери удельной внутренней работы (дополнительные затраты)
2.3.4 Приращение энтропии, за счет необратимости процесса кДж/кг·К, где из диаграммы для т.1 и т.2. 2.3.5 Повышение удельной эксергии в процессе
2.3.6 Эксергитический КПД . 2.3.7 Необходимое количество КС на магистральном газопроводе . 2.3.8 Внутренняя мощность компрессора на КС . Выбираем 5 ГПА, мощностью 25 МВт каждый. 2.3.9 Суммарная мощность на привод всех КС на магистральном газопроводе
2.3.10 Удельная внутренняя работа нагнетателей при работе на идеальном газе в изоэнтропном процессе сжатия
Удельная внутренняя работа нагнетателей при работе на идеальном газе в действительном процессе сжатия . 2.3.11 Погрешность идеального приближения
Вывод: для транспортировки большего количества газа через одинаковую трубу постоянного сечения необходимо увеличить плотность газа за счет снижения температуры самого газа. Для более эффективной работы компрессорных станций необходимо, чтобы они находились друг от друга на расстояние 140 … 160 км. Для этого необходимо подбирать начальную скорость течения газа. Также необходимо снизить гидравлические потери в трубопроводе. ВЫБОР ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦИКЛА И РАСЧЕТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ (ГТУ) 3.1 Постановка задачи Определить параметры цикла газотурбинной установки, используемой для привода нагнетателей КС, по результатам выбора оптимальной величины повышения давления воздушного компрессора. Построить в масштабе модель реального цикла ГТУ в Т,s — координатах.
Рисунок 3.2 изображение цикла ГТУ в T,s — координатах Исходные данные: температура на входе в компрессор ГТУ, ; давление на входе в компрессор ГТУ, ; температура газа перед турбиной, ; средняя изобарная теплоемкость рабочего тела, ; показатель адиабаты, ; относительный внутренний кпд для компрессора, ; относительный внутренний кпд для турбины, ; механический кпд ГТУ, ; теплота сгорания топлива, ; нормальная плотность топлива, ; коэффициент теплоиспользования ПКС, .
3.2 Термодинамическая модель 3.2.1 Первый закон термодинамики для стационарной однопоточной системы
Применим этот закон: 1.)Для турбины (процесс 3-4).
- удельная работа турбины, Дж/кг. 2.) Для компрессора (процесс 1-2). ; , тогда - удельная работа, затраченная на сжатие газа в компрессоре, Дж/кг 3.)Для проточной камеры сгорания (процесс 2-3).
- удельная теплота, подводимая к ПКС, Дж/кг. 4.) Для условного процесса 4-1.
- удельная теплота, отводимая в окружающую среду, в условном процессе 4-1, Дж/кг. 3.2.2 Удельная полезная (внутренняя) работа ГТУ (удельная работа цикла). . Будем считать, что газ идеален и его теплоемкость не зависит от температуры. Принимаем, что , тогда . 3.2.3 Относительный внутренний КПД. - для компрессора
- для турбины
По условию задачи:
3.2.4 Термический КПД обратимого цикла ГТУ (цикла Брайтона) .
Из уравнения изоэнтропного процесса
Тогда . 3.2.5 Расчетные зависимости для удельной внутренней работы цикла.
Так как
Тогда
приведенная температура газа перед турбиной. приведенная температура в конце изоэнтропного процесса сжатия в компрессоре. 3.2.6 Расчетные зависимости для внутреннего (индикаторного) КПД цикла.
Выразим через
Так как .
Внутренний (индикаторный) КПД цикла: . 3.3 Определение оптимальных параметров ГТУ 3.3.1 Определение оптимальной степени повышения давления в компрессоре ГТУ Приведенная температура газа перед турбиной . Приведенная температура газа в конце изоэнтропного сжатия в компрессоре . Выполняем расчеты для 1;
Термический КПД обратимого цикла ГТУ (цикла Брайтона ) .
li , кДж/кг 0 125,726 148,038 150,548 142,453 120,12 96,855
?i 0 0,168 0,22 0,244 0,257 0,252 0,232
Рисунок 3.3 – зависимость от ?
Рисунок 3.4 – зависимость от ? Из графиков зависимости - получаем:
Тогда:
3.3.2 Расчет оптимального цикла ГТУ. 1.) Определение температур в точках
2.) Определение энтропии в точках Принимаем S=0 при н.ф.у.:
Тогда при р и Т: где
Таблица 3.2 параметры ГТУ
1 2s 2 3 4s 4
K 300 498 533 1093 658,4 724
s 0.104 0.105 0.18 0.974 0.972 1.077
3.4 Определение показателей ГТУ 3.4.1 Эффективная мощность ГТУ.
3.4.2 Эффективная удельная работа ГТУ.
3.4.3 Эффективный КПД ГТУ. ; 3.4.4 Расход продуктов сгорания.
3.4.5 Тепловая мощность камеры сгорания.
3.4.6 Массовый расход топлива (природного газа).
3.4.7 Теплота отработанных газов.
Вывод: для увеличения КПД цикла ГТУ необходимо максимально возможно увеличить приведенную температуру газа перед турбиной. То есть, увеличить температуру газа перед попаданием его в турбину. Это осуществляется при помощи подведения теплоты в камеру сгорания и последующего отвода теплоты. Для обеспечения такого варианта необходимо иметь материалы, способные работать при высоких температурах.
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); =4510С – температура отработавших газов ГТУ, поступающих в УПГ (см. раздел 3); , – 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; коефицыент теплоиспользования УПГ; 4.2 Термодинамическая модель цикла ПТУ 4.2.1. 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. 4.2.2. Относительные внутренние КПД: - для турбины ; - для насоса
4.2.3. Удельная внутренняя работа цикла
4.2.4. Внутрений КПД цикла
4.2.5. 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 3263 кДж/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=2,6533 кДж/кг. - удельная действительная работа турбины Дж/кг=750 кДж/кг. - внутренняя удельная работа цикла Дж/кг=748,01 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 (см. раздел 3),0С; температура выхлопных газов ГТУ перед испарителем,0С. 0С. Тогда: кг/с. -эффективная мощность ПТУ 12,7 МВт. - 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 комбинированой ПГУ
Таблица 4.1 – Основные параметры цикла и показатели ПТУ
0С МПа МПа кДж/ кг кДж/ кг кДж/ кг кДж/кг МВт кг/ч
Вывод: На современном этапе используют комбинированные циклы ПТУ и ГТУ, которые позволяют повысить эффективность использования энергии. При расчете определили общий эффективный КПД комбинированной ПГУ, он выше, чем эффективное КПД ГТУ и выше чем эффективный КПД цикла ПТУ . Поэтому комбинированные ПТУ использовать выгоднее.
