7.3. Термическая эффективность парогазовых установок

Коэффициент термической эффективности определяется из уравнения

. (118)

Для конденсационных парогазовых установок коэффициент термической эффективности определяется уравнением

, (119)

где  электрическая мощность соответственно газовой и паровой турбины. Уравнения электрической мощности турбин имеют вид

, (120)

, (121)

где Q_пот – потери теплоты в котельном агрегате, основными из которых являются потери теплоты с уходящими газами, существенно зависящие от величины коэффициента избытка воздуха в уходящих газах. Пренебрегая потерями с наружным охлаждением и с химической неполнотой сгорания, запишем потери теплоты как потери с уходящими газами в виде

. (122)

Подставляя в (119) выражения (120), (121) и (122), с учетом (114) получим:

(123)

Преобразуем комплекс, содержащий потери теплоты с уходящими газами к следующему виду:

где 3,65 – отношение теплоты сгорания газа к теоретически необходимому количеству воздуха, МДж/м³ воздуха. Тогда выражения для коэффициента термической эффективности ГТУ будет иметь вид

. (124)

Для ПГУКУ и выражение преобразуется к виду

. (125)

Уравнение (124) включает в себя основные характеристики ПГУ, что позволяет расчетным путем определить их характеристики. Термическая эффективность парогазовых установок с котлом полного горения слабо зависит от термической эффективности ГТА, т. е. от степени повышения давления в компрессоре. С увеличением степени повышения давления в компрессоре возрастает избыток воздуха в отходящих из турбины газов, увеличивается доля выработки электроэнергии по паровому циклу и суммарная эффективность ПГУ возрастает незначительно (см. рис. 58).

Термическая эффективность парогазовых установок с котлами-утилизаторами несколько возрастает при увеличении степени повышения давления, несмотря на то, что из-за повышения избытка воздуха в уходящих газах падает эффективность выработки электроэнергии по паровому циклу (возрастают потери с уходящими газами). Во всем диапазоне изменения термической эффективности ГТУ величина эффективности ПГУ полного горения ниже, чем у ПГУ с котлами-утилизаторами (рис. 61).

Рис. 61.Зависимость КПД ПГУ от степени повышения давления в компрессоре

7.4. Соотношения между параметрами газового и парового циклов

Критерием, определяющим целесообразность утилизации теплоты отходящих газов, является термический КПД Для определения термического КПД рассмотрим термодинамический цикл, состоящий из двух циклов – пароводяного и газового (рис. 62).

Рис. 62. Цикл ПГУ полного горения

Термический КПД парогазовой установки с котлом-утилизатором вычислим по формуле

, (126)

где  работа и полезно используемая теплота 1 кг продуктов сгорания соответственно в газовом и паров цикле; q₁– теплота, подведенная к 1 кг рабочего тела в ГТУ, которая определяется выражением (102): . Термический КПД цикла самой ГТУ определяется выражением (101): .

Подогрев питательной воды в экономайзере котла-утилизатора (процесс 5-6), парообразование 6-7, и перегрев пара 7-8 осуществляются за счет охлаждения продуктов сгорания ГТУ в процессе 4-1. В этом случае теплота 1 кг продуктов сгорания ГТУ, полезно используемая в паровом цикле, равна

, (127)

где T₁₀ – температура продуктов сгорания на выходе из котла утилизатора; η_пт – термический КПД паротурбинной установки. КПД парового цикла определяется параметрами пара в котле-утилизаторе, которые в свою очередь зависят от параметров ГТУ и давления отработанного пара в конденсаторе паровой турбины. При невысоком давлении парового цикла можно записать:

, (128)

где i₈, i₉ – удельная энтальпия пара соответственно на выходе из котла-утилизатора и в конденсаторе паровой турбины, i₅ – удельная энтальпия конденсата на линии насыщения.

Температура Т₁₀ может быть определена из уравнения теплового баланса составленного для водяного экономайзера котла-утилизатора

, (129)

где G – массовый расход продуктов сгорания; T₆ – температура продуктов сгорания перед экономайзером; i₆ – удельная энтальпия воды на выходе из экономайзера. Преобразуя, получим:

, (130)

где d – относительный расход пара на единицу рабочего тела в газотурбинном цикле. В идеальном цикле (при бесконечно большой поверхности испарителя) температура газа на выходе из испарителя равна температуре кипящей воды (температуре насыщения) Т₆ = Т_s , тогда

. (131)

Выразим относительный расход пара через его параметры. Для этого используем уравнение теплового баланса для пароперегревателя и испарителя котла-утилизатора

, (132)

где i₆  удельная энтальпия воды на линии насыщения в котле-утилизаторе. Вычислим из последнего уравнения значение и подставим в выражение (131) для определения температуры газов на выходе из котла-утилизатора:

. (133)

Количество теплоты, полезно используемое в паровом цикле, составит:

=

(134)

где K=  коэффициент, учитывающий соотношение полезно полученной работы и теплоты, подведенной в испарителе и пароперегревателе котла-утилизатора. Термический КПД паровой части цикла определится следующим выражением:

, (135)

где  степень сжатия в компрессоре; отношение температур в адиабатном процессе связано со степенью сжатия следующим соотношением: ;  коэффициент соотношения температуры насыщения и температуры газов перед турбиной;  коэффициент соотношения начальной температуры и температуры газов перед турбиной.