CC BY
138
УДК 621.165, 621.438
ВЛИЯНИЕ СВОЙСТВ РАБОЧЕГО ТЕЛА ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ НА ТЕРМОДИНАМИЧЕСКУЮ ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПАРОГАЗОВОГО ЦИКЛА
Белоусов Виктор Семенович,
д-р техн. наук, профессор кафедры теплоэнергетики и теплотехники Уральского энергетического института, Россия, 620002, г. Екатеринбург,
ул. Мира, 19. E-mail: [email protected]
Богатова Татьяна Феоктистовна,
канд. техн. наук, зав. кафедрой тепловых электрических станций Уральского энергетического института, Россия, 62002, г. Екатеринбург,
ул. Мира, 19. E-mail: [email protected]
Рыжков Александр Филиппович,
д-р техн. наук, профессор кафедры тепловых электрических станций Уральского энергетического института, Россия, 620002, г. Екатеринбург,
ул. Мира, 19. E-mail: [email protected]
Гордеев Сергей Иванович,
аспирант кафедры тепловых электрических станций Уральского энергетического института, Россия, 620002, г. Екатеринбург, ул. Мира, 19.
E-mail: [email protected]
Амарская Ирина Борисовна,
аспирант кафедры теплоэнергетики и теплотехники Уральского энергетического института , Россия, 620002, г. Екатеринбург, ул. Мира, 19. E-mail: [email protected]
Использование различных видов топлива в цикле газотурбинной установки изменяет состав продуктов сгорания, в частности соотношение между количествами двух- и трехатомных газов. Это, в свою очередь, приводит к изменению теплоемкостей, показателей адиабаты и удельных работ, затрачиваемых на сжатие и расширение рабочего тела, а также тепловой мощности котла-утилизатора. Проанализировано влияние изменения свойств рабочего тела при использовании различных видов топлива - метана, оксида углерода и водорода, что приводит к различному содержанию трехатомных газов в продуктах сгорания. Рассматривается также изменение расходов и свойств рабочего тела при дополнительном нагреве циклового воздуха перед камерой сгорания газотурбинной установки. Целью работы является сравнительный анализ термодинамической эффективности циклов газотурбинных установок при различном содержании в продуктах сгорания трехатомных газов, количество которых зависит от свойств используемого в цикле топлива, а также от дополнительного нагрева циклового воздуха перед камерой сгорания. Исследования выполнены расчетным методом по модели, в которой учитывается зависимость теплоемкостей, а следовательно, и показателей адиабаты сжатия воздуха и топлива в компрессорах и расширения продуктов сгорания в турбине от температуры; предусмотрен дополнительный нагрев воздуха в воздушном котле, но не учитываются расходы воздуха после компрессора на охлаждение первых ступеней турбины. Выяснено, что предварительный нагрев воздуха в воздушном котле независимо от схемы использования дымовых газов воздушного котла уменьшает значение термического КПД парогазовой установки, причем использование уходящих газов для нагрева дутьевого воздуха воздушного котла увеличивает удельные расходы и мощности воздушного компрессора и турбины, но не так сильно сказывается на уменьшении КПД ПГУ, как подвод теплоты дымовых газов воздушного котла к рабочему телу паротурбинного цикла.
Ключевые слова:
Парогазовая установка, компрессор, турбина, показатель адиабаты, удельный расход, трехатомные газы, продукты сгорания.
В настоящее время значительный сектор рынка нетрадиционных топливных газов занимают промышленные и синтез-газы, получаемые на основе частичного окисления твердых топлив - ископаемых углей, биомассы, твердых бытовых отходов (ТБО) [1, 2]. Одним из наиболее эффективных направлений их использования является парогазовый цикл. Его разработке в различных вариантах посвящено большое количество исследований [3-6]. Специализированное энергетическое обору-
дование для парогазовых установок на нетрадиционных топливных газах разрабатывается практически всеми ведущими мировыми энергокорпорациями, среди которых наиболее успешными являются немецкая Siemens, американская GE и японская MHI [7, 8]. Помимо утилитарной цели -выработки тепловой и электрической энергии, в этих разработках решаются вопросы глобального характера, связанные с созданием экологически чистых технологий, в частности технологий CCS,
предусматривающих перевод газотурбинного оборудования на сжигание чистого водорода [9]. В России это направление развивается под руководством известных ученых и инженеров [10, 11]. На другом полюсе топливной карты расположены бедные промышленные газы типа доменного и конверторного, основным горючим компонентом которых является оксид углерода СО. Сжигавшиеся ранее на традиционных ТЭЦ-ПВС, в настоящее время они выступают в качестве основного топливного ресурса газотурбинных установок (ГТУ) и промышленных парогазовых установок (ПГУ) в странах с угольной энергетикой (Япония, Китай) [12].
И, наконец, значительный сектор перспективной угольной энергетики занимают разработки ПГУ с внутрицикловой газификацией угля и сжиганием в камере сгорания ГТУ среднекалорийных, полученных на основе кислородной газификации, и низкокалорийных, полученных на основе воздушной газификации, синтез-газов, горючая часть которых состоит из СО и Н2 [13].
В учебной литературе по технической термодинамике [14-16] при анализе циклов ГТУ свойства и расходы рабочего тела считаются неизменными во всех процессах цикла. В действительности в процессах сжатия топлива и воздуха в компрессорах и расширения в турбине расходы газов, теплоемкости и показатели адиабаты, от которых зависят удельные работы и количество подведенной в камере сгорания и отведенной в котле-утилизаторе теплоты, различны. Это связано с соотношением количеств двух- и трех-атомных газов в продуктах сгорания, а также с тем, что теплоемкости и показатели адиабаты существенно зависят от температуры. На это обстоятельство обращено внимание, в частности, в [17], где сравнивается термодинамическая эффективность ГТУ на доменном и природном газах, сжигание которых приводит к различному содержанию СО2 в продуктах сгорания. Однако такое сравнение не вполне корректно, поскольку уменьшение КПД при использовании доменных газов связывается авторами [17] не только с увеличением доли СО2 в продуктах сгорания, но и с уменьшением внутреннего относительного КПД воздушного компрессора при его переводе на существенно меньшую производительность, выполняемую подрезанием лопаток. В тоже время не учитывается увеличение тепловой мощности котла-утилизатора, что приводит к увеличению мощности паротурбинной установки (ПТУ).
Для анализа влияния свойств рабочего тела ГТУ на термодинамическую эффективность парогазового цикла нами была рассмотрена упрощенная схема ГТУ (рис. 1) со следующими допущениями: • в камере сгорания происходит полное сгорание
топлива по реакциям
Н2 + 102 ^ Н20, С0 + 102 ^ С02,
СН4 + 202 ^ С02 + 2Н20, С + 02 ^ С02, (1)
(при использовании в качестве окислителя кислорода воздуха в обе части этих соотношений входят оставшиеся компоненты воздуха с соответствующими стехиометрическими коэффициентами);
учитываются только тепловые потери с уходящими газами в котле-утилизаторе и механические потери в компрессорах и турбине, внутренние относительные КПД которых были приняты равными 0,86 и 0,88 соответственно;
отсутствуют расходы сжатого воздуха на охлаждение лопаток турбины; коэффициент преобразования теплоты в работу в паротурбинном цикле принят равным 0,4.
Рис. 1. Упрощенная схема ГТУ: ВК, ТК - воздушный и топливный (дожимной) компрессоры; ГТ - газовая турбина; КС - камера сгорания
Fig. 1. Simplified diagram of gas turbine unit: ВК, ТК are the air and fuel (booster) compressors; ГТ is the gas turbine; КС is the combustor chamber
Мольные теплоемкости и показатели адиабаты определялись по формулам
]ucp = c0 + c1 • T + c2 • T2 + c3 • T-2,
» i ^cp Vcv =№p - k = —,
где \icp jdcv - мольные теплоемкости при постоянном давлении и объеме, соответственно; Rß - универсальная газовая постоянная; k - показатель адиабаты; значения постоянных c0, c1, c2, c3 приведены в [18].
Источником трехатомных газов в продуктах сгорания служат водород, диоксид углерода, метан и углерод (1). Именно эти соединения рассматривались в качестве топлива в нашем анализе как предельные случаи. В общем случае (доменные, коксовые газы, продукты газификации угля) в состав топлива эти соединения входят в различных соотношениях, что приведет к некоторым промежуточным результатам.
Термодинамические параметры цикла ГТУ принимались следующими: давления топлива и воздуха на входе в компрессоры и продуктов сгорания на выхлопе турбины p5=p1=p4=0,1 МПа; температуры топлива и воздуха на входе в компрессора t5=t1=15 °C; давления топлива и воздуха после ком-
прессора и продуктов сгорания перед турбиной Р6=Р2=Р3=2 МПа; степень повышения давления
г, Р2 Р6 Р3
р = — = — = —; температура продуктов сгора-
Р1 Р5 Р4
ния перед турбиной ¿3=1200 °С. Внутренние относительные КПД компрессора и турбины ^=0,86, П™=0,88, соответственно.
Абсолютные температуры топлива Т6 и воздуха Т2 после компрессоров и температура продуктов сгорания Т4 после турбины рассчитываются по формулам
T = T ■
С V ^ ßh _ 1
1 + -!
lot
T = T
С ¥■ ^ 1 +
loi
Теплоемкости и расходы в (2) зависят от состава воздуха и продуктов сгорания.
Объемный состав воздуха приводится в табл. 1.
Таблица. 1. Объемный состав воздуха Table 1. Air volume composition
Ar N2 O2 H2O CO2
Объемные доли Volume ratio 0,0093 0,7729 0,2074 0,0101 0,0003
Количества молей компонентов продуктов сгорания на 1 моль топлива зависят от коэффициента избытка воздуха:
г г
пАг = — ап, пы = —-ап, пы =а(п -1),
T = T ■
T 4 T3
1 _
1 --
п
oi
-an + nx, nCO = —- an + n2,
Удельные работы топливного 1'к и воздушного 1'ш компрессоров и турбины I' равны соответственно
I ' =
k1
k1 -1
IL=-
k2 -1
■ R ■ T5 ■
t 5
■ RB ■ T ■
ß k1 -1
ß k2 -1
i:=■
k3 -1
■ R ■ T
1 --
ß
k,-1 k,
■C-
G = G + G .
г в т
где G, численно равно
(3)
(4)
В этих формулах к1, к2, к3 - показатели адиаба-
R R R
ты; RT = —, RB = —/, Rr = —/ - газовые постоян-
Дт /в /
ные; д, дв, /д - молярные массы топлива, воздуха и продуктов сгорания, соответственно.
Состав продуктов сгорания, коэффициент избытка воздуха а и расходы воздуха и продуктов сгорания можно определить по заданной температуре газа на выходе из камеры сгорания t3 и тепловому балансу камеры сгорания, в соответствии с которым полные энтальпии всех потоков на входе в камеру сгорания Нвх и на выходе из нее Нвых одинаковы:
H = д (с L + Qр) + Get,, H = Get,
вх r^TV рт 6 ¿--и; в рв 2> вых г рг 3 '
Hвх = Hвых, (2)
где срт, срв, срг - средние изобарные теплоемкости топлива и воздуха, и продуктов сгорания в интервале температур от 0 °С до температуры в конце соответствующего процесса; Q„p - низшая теплота сгорания топлива.
При расчете на 1 кмоль топлива расходы воздуха и топлива связаны соотношением
п0з = п(а -1),
где г1 - объемная доля; I - компонента в воздухе, (¿ЦАг,^,О2,Н2О,СО2}); п - множитель перед 02 в реакциях (1); ^={0,1,2, п2={1,0,1} для СО, Н2, СН4, соответственно.
Объемная доля компонента продуктов сгорания вычисляется делением количества молей соответствующего компонента на суммарное количество молей. После этого, решая систему уравнений (2)-(4), можно определить коэффициент избытка воздуха и расходы воздуха и продуктов сгорания.
Результаты расчета характеристик ПГУ на различных видах топлива приведены в табл. 2-4. В последних двух столбцах этих таблиц приводятся характеристики ПГУ на природном газе при дополнительном нагреве воздуха перед камерой сгорания в воздушном котле до температуры 800 °С (СН4+ - вариант с использованием уходящих газов для нагрева дутьевого воздуха воздушного котла (рис. 2); СН4++ - вариант с подводом теплоты дымовых газов воздушного котла к рабочему телу паротурбинного цикла (рис. 3)). В этих вариантах дымовые газы охлаждаются до 100 °С. Схема ПГУ с регенеративным теплообменником для рабочего тела ГТУ была предложена в [19].
Суммарные значения объемных долей трехатомных газов и кислорода в продуктах сгорания приведены в табл. 2. В этой же таблице приведены значений показателей адиабаты для процессов сжатия в компрессорах и расширения в турбине.
Как видно из данных этой таблицы, корреляции между суммарным содержанием трехатомных газов и показателями адиабаты, а следовательно, и КПД ГТУ не существует; имеет значение и соотношение между количествами Н2О и СО2, поскольку удельные теплоемкости этих компонентов различаются почти в два раза.
Такой же вывод можно сделать по результатам анализа табл. 3, 4 относительно мощностей компрессоров, турбины, ГТУ и парового цикла (МВт/МВт) и расходов топлива, воздуха и продуктов сгорания, отнесенных к мощности ПГУ (м3/с/МВт).
k -1
k -1
k -1
Таблица 2. Зависимость показателей адиабаты от содержания трехатомных газов
Table 2. Adiabatic index dependence on triatomic gas content
Топливо/Fuel
H2 CO CH4 CH4+ CH4++
Содержание трехатомных газов в продуктах сгорания, % по объему Content of triatomic gases in combustion products, volume % 11,51 10,40 10,93 6,42 6,42
Соотношение CO2/H2O CO2/H2O ratio 0,0025 9,81 0,440 0,399 0,399
Содержание O2 в продуктах сгорания, % по объему O2 content in combustion products, volume % 14,38 15,06 13,44 16,77 16,77
Показатели адиабаты Adiabatic indices: топливный компрессор fuel compressor воздушный компрессор air compressor турбина turbine 1,398 1,374 1,319 1,386 1,374 1,308 1,241 1,374 1,316 1,241 1,374 1,322 1,241 1,374 1,322
КПД ГТУ Gas-turbine unit efficiency 0,3677 0,3627 0,3835 0,3801 0,3533
Таблица 3. Удельные мощности ГТУ и ПТУ, МВт/МВт Table 3. Specific capacity of gas-turbint unit in steam turbine plant
Топливо/Fuel
H2 CO CH4 CH4+ CH4++
Удельные мощности, МВт/МВт Specific capacity, MW/MW:
топливный компрессор fuel compressor 0,0936 0,0794 ■ 0,0238 0,0132 0,0124
воздушный компрессор air compressor 0,824 0,7953 0,7923 0,8178 0,7682
турбина turbine 1,550 1,5005 1,464 1,4815 1,3916
газотурбинная установка gas turbine unit 0,632 0,6258 0,648 0,650 0,611
паротурбинная установка steam turbine unit 0,368 0,3742 0,352 0,350 0,389
КПД ПТУ Efficiency 0,5814 0,5796 0,5920 0,5842 ! 0,5781
При одинаковой мощности ПГУ наиболее эффективным топливом является природный газ, так как в этом случае минимальны мощности компрессоров и турбины и максимально значение КПД ПТУ.
В то же время, как следует из данных табл. 4, объемные расходы топлива и продуктов сгорания, определяющие габариты топливного компрессора
и турбины, минимальны, и лишь объемный расход воздуха несколько выше, чем при использовании в качестве топлива CO или H2. Кроме того, в этом случае более компактными будут котел-утилизатор и паровая турбина.
Таблица 4. Удельные объемные расходы топлива и воздуха в компрессорах и продуктов сгорания в турбине, м3/с/МВт
Table 4. Specific volume flow of fuel and air in compressors and combustion products in a turbine, m3/s/MW
Топливо/Fuel
H2 CO CH4 CH4+ CH4++
Коэффициент избытка воздуха Air excess factor 3,73 4,20 3,03 5,66 5,66
Расходы, м3/с (при нормальных условиях) Consumptions, m3/s (at normal conditions):
топливный компрессор fuel compressor 0,1580 0,1341 0,0471 0,0261 0,0245
воздушный компрессор air compressor 1,434 1,358 1,378 1,4229 1,3362
турбина turbine 1,514 1,469 1,426 1,4490 1,3611
Тепловая мощность котла-утилизатора, МВт/МВт Heat rate of a waste heat boiler, MW/MW 0,9189 0,9354 0,8806 0,8737 0,9723
Нагрев циклового воздуха существенно (на 80 %) увеличивает коэффициент избытка воздуха, уменьшая удельную мощность топливного компрессора и КПД цикла ПГУ. Изменение характеристик цикла зависит от способа использования теплоты дымовых газов воздушного котла.
Воздух Топливо В котел-утилизатор
Рис. 2. Схема ГТУ с нагревом циклового воздуха и использованием уходящих газов воздушного котла для нагрева дутьевого воздуха. ВК, ТК - воздушный и топливный (дожимной) компрессоры; ГТ - газовая турбина; КС - камера сгорания; ТА - теплообменный аппарат; К - воздушный котел; ДГ - дымовые газы
Fig. 2. Diagram of gas turbine unit while heating cycle air and applying exhaust gases of an air boiler to heat blasting air. ВК, ТК are the air and fuel (booster) compressors; ГТ is the gas turbine; КС is the combustor chamber; ТА is the heat exchanger; К is the air boiler; ДГ are the smoke fumes
В частности, использование уходящих газов для нагрева дутьевого воздуха воздушного котла (рис. 2) увеличивает удельные расходы и мощности воздушного компрессора и турбины, но не так сильно сказывается на уменьшении КПД ПГУ, как подвод теплоты дымовых газов воздушного котла к рабочему телу паротурбинного цикла.
Рис. 3.
Fig. 3.
Схема ГТУ с нагревом циклового воздуха и использованием уходящих газов воздушного котла для нагрева рабочего тела паротурбинного цикла. Обозначения те же, что и на рис. 2
Circuit of a gas turbine unit when heating cycle air and applying exhaust gases of an air boiler to heat working medium of steam turbine cycle. Symbols are the same as in Fig. 2
Нагрев циклового воздуха (рис. 3) уменьшает удельные расходы компрессоров и газовой турбины и увеличивает удельную тепловую мощность котла-утилизатора по сравнению с циклом без нагрева воздуха.
Выбор схемы с нагревом циклового воздуха и различными способами использования уходящих газов должен производиться на основе оптимиза-
ционных подходов, основанных на методах эксер-гетического анализа, как это предлагается в работах [20-22].
В заключение необходимо отметить, что детальный учет потерь энергии, не предусмотренный в рамках принятой расчетной модели, приведет к изменению количественных характеристик полученных результатов, не изменяя качественного анализа. К таким потерям относятся, прежде всего, потери на охлаждение турбинных лопаток [23], тепловые потери в камере сгорания и воздушном котле.
Выводы
1. Показано, что содержание трехатомных газов в продуктах сгорания влияет на такие характеристики ПГУ, как КПД и удельные расходы, а также на мощности компрессоров, турбин, камеры сгорания и котла-утилизатора.
2. Изменение вышеперечисленных характеристик связано не только с количеством трехатомных газов в продуктах сгорания, но и с их соотношением.
3. Дополнительный нагрев циклового воздуха также влияет на КПД и удельные характеристики ПГУ, причем характер этого влияния зависит от способа использования уходящих газов воздушного котла, в котором происходит нагрев воздуха. Дополнительный нагрев воздуха уменьшает КПД ПГУ на природном газе, но выбор схемы с нагревом циклового воздуха должен производиться на основе технико-экономического, а не только термодинамического анализа.
Работа выполнена при финансовой поддержке РФФИ, грант № 14-08-01226 А.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Poloczek V., Hermsmeyer H. Modern gas turbines with high fuel flexibility // POWER-GEN Asia: Proc. Int. Simp. - Kuala Lumpur, 2008. - P. 1-19.
2. Puig-Arnavat M., Bruno J.C., Coronas A. Modified thermodynamic equilibrium model for biomass gasification: a study of the influence of operating conditions // Energy &Fuels. - 2012. -V. 26. - P. 1385-1394.
3. Rao A.D., Francuz D.J. An evaluation of advanced combined cycles // Applied Energy. - 2013. - № . 102. - P. 1178-1186.
4. Когенерационная энергоустановка с топливным элементом на основе внутрицикловой конверсии органического сырья для автономного энергообеспечения / А.В. Казаков, А.С. Заворин, П.Ю. Новосельцев, Р.Б. Табакаев // Известия ТПУ. - 2014. -Т. 324. - №4. - С. 54-61.
5. О предпроектной проработке гибридной угольной ПГУ с воздухонагревателем / С.И. Гордеев, Н.В.Вальцев, Т.Ф. Богатова, Е.И. Левин, А.Ф. Рыжков, Н.А. Абаимов // Электрические станции. - 2012. - № 10. - С. 17-21.
6. Вальцев Н.В., Гордеев С.И., Рыжков А.Ф. Оптимизация технологической схемы гибридной угольной ПГУ с воздухонагревателем // Новые технологии. - 2013. - № 3. - С. 31-37.
7. Shilling, N., Goldmeer, J., Duke, L. GE technology update. Duke Edwardsport IGCC // 29th Annual International Pittsburgh Coal Conference. - Pittsburgh, 2012. - V. 2. - P. 1042-1049.
8. Development of IGCC commercial plant with air-blown gasifier / T. Hashimoto, K. Sakamoto, Y. Kitagawa, Y. Hyakutake, N. Se-tani // Mitsubishi Heavy Industries Technical Review. - 2009. -V. 46. - № 2. URL: https://www.mhiglobal.com/company /technology/ review/pdf/e462/e462001 (дата обращения: 12.05.2014).
9. Design of a H2 PSA for cogeneration of ultrapure hydrogen and power at an advanced integrated gasification combined cycle with pre-combustion capture // Luberti M., Friedrich D., Brandani S., Ahn H. // Adsorption. - 2014. - V. 20. - № 2-3. - P. 511-524.
10. Расчетно-экспериментальное обоснование создания угольно-водородной электростанции с высокотемпературными паровыми турбинами / О.Н. Фаворский, А.И. Леонтьев, В.А. Федоров, О.О. Мильман // V Российская научно-техническая конференция по теплообмену. - М., 2010. - Т. 5. - С. 63-68.
11. Мильман О.О., Прибатурин Н.А., Федоров В.А. Теплофизиче-ские проблемы создания комбинированных электрогенери-рующих установок с турбинными энергоблоками // V Российская научно-техн. конф. по теплообмену. - М., 2010. - Т. 5. -С. 258-262.
12. Combustor development for low calorie fuel firing with COG / K. Tanaka, K. Nishida, W. Akizuki, T Komori // Journal of the Japan Institute of Energy. - 2006. - V. 85. - № 5. - P. 355-359.
13. Giuffrida A., Romano M.C., Lozza G. Thermodynamic analysis of air-blown gasification for IGCC applications // Applied Energy. -2011. - V. 88. - № 511. - P. 3949-3958.
14. Кириллин В.А., Сычев ВВ., Шейндлин А.Е. Техническая термодинамика. - М.: Энергия, 1983. - 448 с.
15. Архаров А.М., Афанасьев В.Н. Теплотехника. - М.: Изд-во МГТУ, 2004. - 712 с.
16. Александров А.А. Термодинамические основы циклов теплоэнергетических установок. - М.: Изд-во МЭИ, 2004. - 158 с.
17. Design for F Class Blast Furnace Gas Firing 300 MW Gas Turbine Combined Cycle Plant / T. Komori, H. Hara, H. Arimura, Y. Kitauchi // Proc. of the International Gas Turbine Congress. -Tokyo, 2003. URL: https://nippon.zaidan.info/seikabutsu/ 2003/00916/ pdf/igtc2003tokyo_ts10 (дата обращения: 12.05.2014).
18. Мищенко К.П., Равдель А.А. Краткий справочник физико-химических величин. - Л.: Химия, 1974. - 200 с.
19. Клер А.М., Тюрина Э.А., Медников А.С. Угольная парогазовая установка с нагревом рабочего тела газотурбинного цикла в регенеративных теплообменниках периодического действия // Известия ТПУ. - 2013.- Т. 323.- № 4. - С. 75-80.
20. System modeling of energy recuperated IGCC system with pre-and post-combustion CO2 capture / M. Kawabata, O. Kurata, N. Iki, A. Tsutsumi // Applied Thermal Engineering. - 2013. -№54. - P. 310-318.
21. Advanced integrated gasification combined cycle (A-IGCC) by energy recuperation -technical challenges for future generation / M. Kawabata, O. Kurata, N. Iki, H. Furutani, A. Tsutsumi // Journal of Power Technologies. - 2012. - № 92 (2). - P. 90-100.
22. Study on thermodynamic characteristic and optimization of steam cycle system in IGCC / L. Jiang, R. Lin, H. Jin, R. Cai, Z. Li // Energy Conversion and Management. - 2002. - № 43. -P. 1339-1348.
23. Клер А.М., Захаров Ю.Б., Потанина Ю.М. Оптимизация параметров ПГУ и системы охлаждения газовой турбины // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - 2013. -№ 12 (63). - Т. 3. - С. 37-43.
Поступила 21.07.2014 г.
UDC 621.165, 621.438
INFLUENCE OF GAS TURBINE UNIT WORKING MEDIUM PROPERTIES ON COMBINED CYCLE THERMODYNAMIC EFFECTIVENESS
Viktor S. Belousov,
Dr. Sc., Ural Federal University, 19, Mira street, Yekaterinburg, 620002, Russia. E-mail: [email protected]
Tatyana F. Bogatova,
Cand. Sc., Ural Federal University, 19, Mira street, Yekaterinburg, 620002, Russia. E-mail: [email protected]
Alexander F. Ryzhkov,
Dr. Sc., Ural Federal University, Russia, 19, Mira street, Yekaterinburg, 620002, Russia. E-mail: [email protected]
Sergey I. Gordeev,
Ural Federal University, 19, Mira street, Yekaterinburg, 620002, Russia. E-mail: [email protected]
Irina B. Amarskaya,
Ural Federal University, 19, Mira street, Yekaterinburg, 620002, Russia. E-mail: [email protected]
The use of different fuels in a gas-turbine unit alters the combustion products composition, in particular the ratio between the amounts of diatomic and triatomic gases. This fact in its turn leads to a change in heat capacity, adiabatic index and specific costs of working medium compression and expansion and the recovery boiler thermal capacity. The article analyzes the impact of working medium properties changes with different fuels - methane, carbon monoxide and hydrogen, which leads to different triatomic gases content in the combustion products. The authors consider as well the costs and the working fluid properties changes, with additional cyclic air heating before the combustion chamber of gas turbine unit. The purpose of the paper is a comparative analysis of the gas turbines cycle thermodynamic efficiency with different contents of triatomic gases in the combustion products, the amount of which depends on the used fuel properties, as well as on additional cyclic air heating before the combustion chamber. The studies were performed by the calculation method with the model, which takes into account the dependence of the specific heats and the performance adiabatic compression of air and fuel in the compressor and the expansion of the combustion products in the turbine on temperature. Besides there is an additional air heating in the air heater, but the air flow after the compressor for the first turbine stage cooling is not included. It was found out that the air pre-he-ating in the air heater decreases the thermal efficiency of the combined cycle power plant, regardless of the usage pattern of the air heater flue gas. Moreover, the exhaust gases use for heating the combustion air of air heater increases cost and capacity of the air compressor and the turbine, but not as much impact CCP efficiency reducing as flue gas heat input to the working fluid of steam turbine cycle.
Key words:
Combined-cycle plant, compressor, turbine, adiabatic index, specific consumption, triatomic gas, combustion products. The research was financially supported by the RFBR, grant no. 14-08-01226A.
REFERENCES
1. Poloczek V., Hermsmeyer H. Modern gas turbines with high fuel flexibility. POWER-GEN Asia. Kuala Lumpur, 2008. pp. 1-19.
2. Puig-Arnavat M., Bruno J.C., Coronas A. Modified thermodynamic equilibrium model for biomass gasification: a study of the influence of operating conditions. Energy &Fuels, 2012, vol. 26, pp. 1385-1394.
3. Ashok D. Rao, David J. Francuz. An evaluation of advanced combined cycles. Applied Energy, 2013, no. 102, pp. 1178-1186.
4. Kazakov A.V., Zavorin A.S., Novoseltsev P.Yu., Tabakaev R.B. Kogeneratsionnaya energoustanovka s toplivnym elementom na osnove vnutritsiklovoy konversii organicheskogo syrya dlya avto-nomnogo energoobespecheniya [Cogeneration power plant with a fuel cell based on intracyclic conversion of organic material for off-line power supply]. Bulletin of the Tomsk Polytechnic University, 2014, vol. 324, no. 4. pp. 54-61.
5. Gordeev S.I., Valtsev N.V., Bogatova T.F., Levin E.I., Ryzhkov A.F., Abaimov N.A. O predproektnoy prorabotke gi-bridnoy ugolnoy PGU s vozdukhonagrevatelem [On pre-design of hybridcoal CCPP with the airheater]. Elektricheskie stantsii, 2012, no. 10, pp. 17-21.
6. Valtsev N.V., Gordeev S.I., Ryzhkov A.F. Optimizatsiya tekhno-logicheskoy skhemy gibridnoy ugolnoy PGU s vozdukhonagreva-telem [Design optimization of hybrid coal CCPP with the air heater]. Novye tekhnologii, 2013, no. 3, pp. 31-37.
7. Shilling N., Goldmeer J., Duke L. GE technology update. Duke Edwardsport IGCC. Proc 29th Annual International Pittsburgh Coal Conference. Pittsburgh, 2012, vol. 2, pp. 1042-1049.
8. Hashimoto T., Sakamoto K., Kitagawa Y., Hyakutake Y., Seta-ni N. Development of IGCC commercial plant with air-blown gasi-fier. Mitsubishi Heavy Industries Technical Review, 2009, vol. 46, no. 2. Available at: https://www.mhi-global. com/com-pany/technology/review/pdf/e462/e462001 (accessed 12 May 2014).
9. Luberti M., Friedrich D., Brandani S., Ahn H. Design of a H2 PSA for cogeneration of ultrapure hydrogen and power at an advanced integrated gasification combined cycle with pre-combustion capture. Adsorption, 2014, vol. 20, no. 2-3, pp. 511-524.
10. Favorskiy O.N., Leontyev A.I., Fedorov V.A. Raschetno-eksperi-mentalnoe obosnovanie sozdaniya ugolno-vodorodnoy elektro-stantsii s vysokotemperaturnymi parovymi turbinami [Settlement experimental study on developing coal-hydrogen electrical power station with high-temperature steam turbines]. Trudy V Rossiyskoy nauchno-tekhnicheskoy konferentsii po teploobmenu [Proc. 5th Russian Science-Technol. Symp. on Heat transfer]. Moscow, 2010, vol. 1, pp. 63-68.
11. Milman O.O., Pribayurin N.A., Fedorov V.A. Teplofisicheskie problemy sozdaniya kombinirovannykh elektrogeneriruy-ushchikh ustanovok s turbinnymi energoblokami [Heat-physical problems of developing combined electrogenerating installations with turbine power units]. Trudy IV Rossiyskoy nauchno-
tekhnicheskoy konferentsii po teploobmenu [Proc. 4th Russian Sci-ence-Technol. Symp. on Heat transfer]. Moscow, 2006, vol. 1, pp. 258-262.
12. Tanaka K., Nishida K., Akizuki W., Komori T. Combustor development for low calorie fuel firing with COG. Journal of the Japan Institute of Energy. 2006, vol. 85, no. 5, pp. 355-359.
13. Giuffrida A., Romano M.C., Lozza G. Thermodynamic analysis of air-blown gasification for IGCC applications. Applied Energy, 2011, vol. 88, no. 511, pp. 3949-3958.
14. Kirillin V.A., Sychev V.V., Sheyndlin A.E. Tekhnicheskaya ter-modinamika [Technical Thermodynamics]. Moscow, Energiya Publ., 1983. 448 p.
15. Arkharov A.M., Afanasev V.N. Teplotekhnika [Heat Engineering]. Moscow, MGTU Press, 2004. 712 p.
16. Aleksandrov A.A. Termodinamicheskie osnovy tsiklov teploener-geticheskikh ustanovok [Thermodynamic base of the heat energy cycles]. Moscow, MEI Press, 2004. 158 p.
17. Komori T., Hiroyuki H., Hisato A., Yohsuke K. Design for F Class Blast Furnace Gas Firing 300 MW Gas Turbine Combined Cycle Plant. Proceedings of the International Gas Turbine Congress. Tokyo, 2003. Available at: https://nippon.zaidan.info/sei-kabutsu/ 2003/00916/pdf/igtc2003tokyo_ts10 (accessed 12 May 2014).
18. Mishchenko K.P., Ravdelya A.A. Kratkyj spravochnik fiziko-khi-micheskikh velichin [Brief handbook of physicochemical values]. Leningrad, Khimiya Publ., 1974. 200 p.
19. Kler A.M., Tyrina E.A., Mednikov A.S. Ugolnaya parogasovaya ustanovka s nagrevom rabochego tela gasoturbinnogo tsikla v re-geerativnykh teploobmennikakh periodicheskogo deistviya [Coal combined-cycle plant with working medium heating in gas-turbine cycle in periodic regenerative heat exchangers]. Bulletin of the Tomsk Polytechnic University, 2013, vol. 323, no. 4, pp. 75-80.
20. Kawabata M., Kurata S., Iki N., Furutani H., Tsutsumi A. System modeling of energy recuperated IGCC system with pre- and post-combustion CO2 capture. Applied Thermal Engineering, 2013, pp. 54, pp. 310-318.
21. Kawabata M., Kurata S., Iki N., Tsutsumi A. Advanced integrated gasification combined cycle (A-IGCC) by energy recuperation - technical challenges for future generation. Journal of Power Technologies, 2012, no. 92 (2), pp. 90-100.
22. Jiang L., Lin R., Jin H., Cai R., Li Z. Study on thermodynamic characteristic and optimizationof steam cycle system in IGCC. Energy Conversion and Management, 2002, no. 43, pp. 1339-1348.
23. Kler A.M., Zaharov Yu.B., Potanina Yu.M. Optimizatsiya para-metrov PGU i sistemy okhlazhdeniya gazovoy turbiny [Optimization of the CCPP parameters and gas turbine cooling system]. Vos-tochno-Evropeysky zhurnal peredovykh technology, 2013, no. 12 (63), vol. 3 pp. 37-43.
Received: 21 July 2014.
