CC BY
68
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, - (>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 - ^12^2 + ^12^5 = (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>19у11)-1; (12)
XII. Ж28=4р12С9(р10>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,
С\2 = = ^14 = ^15; С\6 = = =
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 (/>,/>;'); 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="
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 >
^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" - теоретический объем воздуха, необходимый для полного сгорания 1 кг топлива, м3/м3.
Температуры масла tg, tn в промежуточном контуре принимали постоянными - соответственно 250, 320 °С. Температуру после масляного подогревателя находили из условия
t7=tg+AtTO,
где AtTO - минимальная разность температур в подогревателе, принимаем в расчете 100 °С.
Температуру уходящих газов t8 на всех режимах принимали равной 130 °С. 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 = aiGBG20^4 + ЪС20к20 .
5 а '
G5 =aiGBG20+G20>
_a1GB°G20(Ä3-/z2).
П6 П5
уЛ
-hn
/Tjq /îj
Y5G5
G16^7 - K).
YrA 5
Gl2(f\2- Лз)
- 0:
Ъ G9
W22 — ysGj 2(hl2 — Ä[3),
h _Y9G12(^3-^4)
"l6 ^ "19 '
ц6
Ô23 — 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 °С.
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 ß = 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 > 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
