Газотранспортні установки

Зміст Вступ

1. Порівняльна характеристика ГТУ закритого і відкритого типів

2. Принципова технологічна схема ГТУ і її опис

3. Параметри стану РТ в характерних точках циклу

4. Визначення теплоємності робочого тіла

5. Побудова робочої і теплової діаграм циклів

6. Енергетичні і економічні характеристики циклів ГТУ

6.1 Характеристика циклу ГТУ з регенерацією

6.2 Характеристики циклу Карно

6.3 Параметри стану робочого тіла у точках 5 і 6 циклу ГТУ з регенерацією теплоти

7. Паливо і продукти його згоряння

8. Енергетичні характеристики ГТУ

9. Вибір обладнання

9.1 Теплообмінник

9.2 Вентилятори і димососи

9.3 Форсунки і пальники Висновок Перелік посилань на джерела Додатки Вступ На сьогоднішній день Україна має складну систему магістральних і розподільних трубопроводів, які виконують такі функції:

— зв'язок джерел виробництва або надходження енергоносіїв з місцями їх переробки або безпосереднього споживання;

— транспортування вуглеводневих енергоносіїв в Україну із країн колишнього СРСР;

— транзитне транспортування вуглеводневих енергоносіїв у країни Східної та Західної Європи.

У зв’язку зі значним дефіцитом власних вуглеводневих енергоносіїв транспортні системи нафтопроводів, нафтопродуктопроводів і газопроводів України відіграють для її економіки дуже важливу роль. Надійне функціонування і подальший розвиток цієї інфраструктури може суттєво пом’якшити дефіцит шляхом поставок нафти і газу в Україну в рахунок компенсації за транзит енергоносіїв через її територію, а також дасть змогу без значних витрат приймати вуглеводневі енергоносії від альтернативних джерел.

Одним з необхідних елементів системи нафтопостачання України є система вітчизняних і транзитних нафтопродуктопроводів, яка ще недавно відігравала визначальну роль у транспортуванні і розподілі широкого асортименту як світлих, так і деяких темних нафтопродуктів. Станом на 1.01.1993 р. загальна протяжність нафтопродуктопроводів складала 4470 км в однонитковому обчисленні і 4053 км по трасі. Трубопровідні системи характеризувалися високим рівнем розгалуженості, частка простих і складних відводів у загальній протяжності становила 33%. Всі магістралі були виконані в однонитковому виконанні, 27% відводів були збудовані у двонитковому виконанні. Максимальний діаметр вітчизняних нафтопродуктопроводів складав Ду=400 мм, більшість відводів мали діаметр Ду=100 мм і Ду=150 мм. Перекачування нафтопродуктів здійснювали 18 перекачувальних станцій. До нафтопродуктопроводів були підключені 82 споживачі, у тому числі 78 нафтобаз і роздавальних пунктів.

Найбільші темпи розвитку системи нафтопродуктопроводів мали місце протягом 1986;1990 рр. Максимум транспортування світлих нафтопродуктів трубопроводами України був досягнутий в 1990 році і складав 13,2 млн. т. З 1991 року будівництво нових нафтопродуктопроводів різко зменшилось, а, починаючи з 1995 року, зовсім припинилось.

Таким чином, трубопровідний транспорт нафтопродуктів в Україні характеризувався великою протяжністю, значною розгалуженістю, великою кількістю споживачів у кінці відводів. Починаючи з вісімдесятих років минулого століття мало місце значне ускладнення структури нафтопродуктопроводів, будівництво нових експлуатаційних ділянок, підключення до діючих магістралей десятків простих і складних відводів для постачання розподільних нафтобаз і наливних пунктів. Це призвело до якісної зміни функції трубопровідної системи від виключно транспортної до транспортно-розподільної. Більшість вітчизняних нафтопродуктопроводів у дев’яності роки у своєму розвитку досягли стадії розгалуженої багатоадресної системи. Однак, як показав наш аналіз, проектування та експлуатація нафтопродуктопроводів виконувалися за застарілими методиками і технологіями, що базувалися на теорії трубопровідного транспорту нафтопродуктів у простому за структурою трубопроводі. Внаслідок цього ще на етапі проектування закладалися неоптимальні параметри нових транспортно-розподільних систем, а при експлуатації існуючих трубопроводів використовувались нераціональні режими перекачування, недосконало реалізувалась технологія послідовного перекачування нафтопродуктів, що у кінцевому рахунку приводило до значного збільшення енергоємності транспортування і погіршення якості нафтопродуктів.

Система нафтопродуктопроводів України була запроектована як складова частина колишньої загальносоюзної системи нафтопостачання. Це призвело до того, що в умовах незалежної України, при радикальних змінах напрямів і величин потоків нафтопродуктів, в умовах становлення ринкових відносин трубопровідний транспорт нафтопродуктів різко знизив свою ефективність і перестав виконувати покладені на нього функції. На сьогодні більшість вітчизняних нафтопродуктопроводів, які ще десять років тому транспортували і розподіляли десятки мільйонів тонн світлих нафтопродуктів, законсервовані або повністю демонтовані. Для транспортування нафтопродуктів, навіть у великій кількості і на значні відстані, в Україні використовується, переважно, залізничний і автомобільний транспорт, що суперечить світовим тенденціям у розподілі сфер використання різних видів транспорту нафтовантажів, є економічно та екологічно невигідним. Однак вже сьогодні спостерігається стійка тенденція збільшення завантаження вітчизняних нафтопереробних заводів, зростання обсягів вироблених на них нафтопродуктів, що у найближчий час викличе необхідність відновлення експлуатації збережених нафтопродуктопроводів, а також проектування і будівництва нових транспортно-розподільних трубопровідних мереж.

1. Порівняльна характеристика ГТУ закритого і відкритого типів Розрізняють ГТУ закритого та відкритого типу. В установках закритого типу робоче тіло здійснює коловий процес. У відкритих установках робочим тілом служать продукти згорання палива, які після спрацювання в циклі направляються в навколишнє середовище.

Перевагою закритих установок є те, що практично немає обмежень щодо вибору робочого тіла. Крім того, коловий процес може відбуватися і при підвищених тисках. Тиск газу при всмоктуванні в компресор може бути вищий за атмосферний. З ростом тиску ККД установки росте. Зміна тисків робочого тіла в циклі дає змогу простіше регулювати потужність установки.

Перевагою ГТУ відкритого типу є їх простота, швидкий запуск в роботу, менша вартість та інше. Недолік — забруднення поверхонь турбін продуктами згорання палива, що вимагає використання високосортного рідкого або газоподібного палива.

Зараз найбільш розповсюдженні ГТУ відкритого типу. Установки закритого типу є перспективними для використання спільно з ядерними реакторами, де робочим тілом служить гелій.

Оскільки температура робочого тіла ГТУ досягає значних величин, то термічний ККД їх високий. Це робить такі установки дуже перспективними. Однак однією з серйозних проблем подальшого широкого застосування ГТУ є проблема створення жароміцних матеріалів, які б застосовувались на самих відповідальних елементах конструкції установки, що працюють під постійною дією високої температури.

2. Принципова технологічна схема ГТУ і її опис Принципова схема газотурбінної установки відкритого типу наведена на рисунку 2.1. Паливо в необхідній кількості з живильного баку (ЖБ) паливним насосом (ПН) подається в форсунку (Ф), розпилюється і надходить до камери згорання (КЗ). Повітря втискується компресором (КМ) від атмосферного Р₁ до тиску Р₂, розбивається на два потоки і надходить до камери згорання. Первинний потік повітря І надходить безпосередньо в зону горіння і забезпечує повноту згорання палива. Вторинний потік ІІ подається на стінки камери згорання і охолоджує її, а потім змішується з продуктами згорання. Кількість вторинного повітря розраховують так, щоб підтримувати на виході з камери згорання максимально допустиму температуру продуктів згорання. Процес горіння відбувається при постійному тиску Р₂.

Рис. 2.1 Принципова схема газотурбінної установки відкритого типу ЖБ — живильний бак; КЗ — камера згорання; Ф — форсунка; КМ — компресор; ПН — паливний насос; ГТ — газова турбіна; Г — електрогенератор.

Принципова схема ГТУ закритого типу з регенерацією теплоти показана на рис. 2.2 Особливістю такої установки, на відміну від дуже поширених ГТУ відкритого типу, є те, що у ній не проходить періодична зміна робочого тіла, а продукти згорання палива служать тільки для нагрівання безперервно циркулюючого робочого тіла ГТУ. Така установка належить до двигунів зовнішнього згорання.

Вентилятор 1 подає атмосферне повітря у камеру згорання 3, де проходить згорання палива. Продукти згорання з досить високою температурою поступають у підігрівач робочого тіла 4, з якого направляються у підігрівач 2 для підвищення температури атмосферного повітря перед його поступленням у камеру згорання.

З підігрівача продукти згорання палива відсмоктуються димососом 9.

Робоче тіло стискається у компресорі 8 і подається для підігріву спочатку у регенератор 6, а потім — у підігрівач 4, звідки воно поступає у турбіну 5, на лопатах якої розміщується, виконуючи роботу.

Охолодження РТ після турбіни здійснюється послідовно у регенераторі 6, охолоджувача 7.

Рис 2.2 — Принципова схема ГТУ закритого типу з регенерацією теплоти

1 — вентилятор; 2 — підігрівач повітря; 3 — камера згорання; 4 — підігрівач робочого тіла; 5 — турбіна; 6 — регенератор; 7 — охолоджувач; 8 — компресор; 9 — димосос Рисунок 2.3 — Цикл ГТУ закритого типу з регенерацією теплоти На рис. 2.3 зображений цикл ГТУ закритого типу з регенерацією теплоти у координатах VP і sT. Адіабатний процес 1−2 відповідає стиску РТ у компресорі. Ізобарний процес 2−3 відповідає підігріву робочого тіла у регенераторі та підводу теплоти до робочого тіла у підігрівач 4. Розширення робочого тіла у турбіні зображається адіабатою 3−4. Ізобарний відвід теплоти від робочого тіла здійснюється у регенераторі і в охолоджувачі (процес 4−1).

Далі робоче тіло, яке направляється з турбіни 5 в охолоджувач 7, і яке має вищу температуру, будемо називати гарячим теплоносієм.

Робоче тіло, яке поступає у регенератор після компресора 8, будемо називати холодним теплоносієм.

3. Параметри стану РТ в характерних точках циклу Для розрахунку приймається, що стан робочого тіла описується рівнянням стану газу, при цьому теплоємність робочого тіла не залежить від температури. Тому невідоме значення одного з термічних параметрів стану робочого тіла (P, v, T) можна визначити з рівняння стану ідеального газу за двома відомими значеннями.

Розглянемо точку 1.

Абсолютний тиск нам заданий по умові:

(3.1)

абсолютну температуру знайдемо за формулою

K.(3.2)

тоді питомий об'єм ми знайдемо за рівнянням стану газу

(3.3)

а питому газову сталу знайдемо знайдемо за формулою

(3.4)

Де:

— універсальна газова стала;

а — молярна маса оксиду азоту, тоді:

Розглянемо 2-гу точку.

Абсолютний тиск дорівнює

Абсолютню температуру визначимо за співвідношенням адіабатного процесу

(3.5)

Де — показник адіабати, який для двохатомного газу дорівнює 1,3 тоді:

(3.6)

А питомий об'єм знайдемо з рівняння стану газу:

(3.7)

Розглянемо 3-ту точку.

Абсолютний тиск при ізобарному процесі сталий, тому, а абсолютна температура дорівнює:

(3.8)

Питомий об'єм знаходимо з рівняння стану:

(3.9)

Розглянемо 4-ту точку.

Абсолютний тиск дорівнює, а абсолютну темпаратуру визначимо з співвідношення:

(3.10)

(3.11)

Питомий об'єм знаходимо з рівняння стану

(3.12)

4. Визначення теплоємності робочого тіла Середня теплоємність у заданому інтервалі температур визначається через істинну масову ізобарну теплоємність за формулою

(4.1)

де: -діапазон зміни температури;

— істинна теплоємність, яку можна визначити з залежності:

(4.2)

де: — коефіцієнти функціональної залежності істинної теплоємності газу від абсолютної температури:

В загальному вигляді середня молярна ізобарна теплоємність визначається з формули:

(4.3)

Середня масова ізобарна теплоємність визначається через середню молярну теплоємність:

Після визначення параметрів РТ у вузлових точках циклу будується робоча і теплова діаграми.

5. Побудова робочої і теплової діаграм циклів Термодинамічний цикл ГТУ з регенерацією теплоти будується у системі координат v, P i s, T.

Масштаби по координатних осях слід прийняти з таким розрахунком, щоб довжина і висота знаходилось у діапазоні 90−150 мм.

Після вибору масштабів (вони можуть бути різними для різних осей) необхідно на шкалах нанести рівномірно поділки, потім для робочої діагрми нанести значення питомого об'єму і тиску РТ нанести характерні точки (1,2,3,4).

Для побудови адіабат використовується співвідношення:

(5.1)

При цьому необхідно взяти не менше десяти точок в інтервалі і в інтервалі. Результати розрахунку приведені в таблиці 5.1

Таблиця 5.1

Характерні точки для побудови робочої діаграми циклу ГТУ

Для визначення координат проміжних точок ізобари у тепловій діаграмі циклу необхідно інтервал зміни темпаратури РТ розбити не менше як десять підінтервалів і для кожного з них визначити, а потім з урахуванням прийнятого початку відрахунку визначити питому ентропію у кінці кожного під інтервалу.

У розрахунках сили використати співвідношення:

(5.2)

де: — зміна ентропії РТ у підінтервалі ;

— темпаратура РТ на початку підінтервалу К,

— темпаратура РТ у кінці підінтервалу, К, Оскільки при дослідженні термодинамічних процесів важливо знати не абсолютне значення ентропії, а тільки її зміну, то початок її відліку можна вибрати довільним, і приймемо його при мінімальній темпаратурі циклу. Розрахунки заносимо в таблицю 5.2

Таблиця 5.2

Характерні точки для побудови теплової діаграми циклу ГТУ і Карно

6. Енергетичні і економічні характеристики циклів ГТУ

6.1 Характеристика циклу ГТУ з регенерацією Термічний коефіцієнт корисної дії знаходимо за формулою:

(6.1)

де значення та знаходимо як:

(6.2)

Питому теплоту, яка підведена для робочого тіла, знайдемо за формулою:

(6.3)

Питома теплота відведена від тіла

(6.4)

Питома робота адіабатного стиску робочого тіла:

(6.5)

де — масова теплоємність при сталому об'ємі, яку знаходимо за формулою:

(6.6)

тоді:

(6.7)

Питома робота адіабатного розширення робочого тіла:

(6.8)

Питома робота компрессора:

(6.9)

Питома робота турбіни:

(6.10)

Питому роботу циклу знайдемо за формулою:

(6.11)

Розрахуємо термічний ККД циклу ГТУ з регенерацією теплоти за формулою:

(6.12)

де — передана теплота у регенераторі, визначаємо за формулою:

(6.13)

де — ступінь регенерації,

— наявна питома теплота, яка теоретично може бути передана у регенераторі гарячим теплоносієм холодному, знаходимо за формулою:

(6.14)

Тоді:

6.2 Характеристики циклу Карно Термічний коефіцієнт корисної дії знаходимо за формулою:

(6.15)

Питома теплота, підведена до робочого тіла:

(6.16)

Питома теплота, відведена від робочого тіла:

(6.17)

Питома робота циклу Карно дорівнює:

(6.18)

Визначення площі теплообмінника Площа поверхні теплообміну регенератора визначається за формулою:

(6.19)

де: — секунда витрати теплоносія,.

— середнє значення коефіцієнта теплопередачі у регенераторі

— середня різниця температури у регенераторі К.

Середня різниця температури (температурний перепад) для теплообмінних апаратів з прямотічною схемою руху теплоносіїв:

де — температура гарячого теплоносія на вході у теплообмінник;

— температура гарячого теплоносія на виході з телообмінника;

— температура холодного теплоносія на вході;

— темпаратура холодного теплоносія на виході.

Температура гарячого теплоносія на вході у теплообмінник, визначаємо за формулою:

Температура гарячого теплоносія на виході з теплообмінника

де — водяний еквівалент теплоносія, який визначається за формулою:

тоді:

Температура холодного теплоносія на вході у теплообмінник Температура холодного теплоносія на виході з теплообмінника тоді:

.

6.3 Параметри стану робочого тіла у точках 5 і 6 циклу ГТУ з регенерацією теплоти.

Визначаємо за наступними залежностями параметри стану:

Абсолютні тиски:

(6.27)

абсолютна температура

(6.28)

питомі об'єми

(6.29)

зміна питомої ентропії

(6.3)

газотранспортний трубопровід енергетичний цикл

7. Паливо і продукти його згорання Нижча теплота згорання газоподібного палива при температурі і тиску p = 101,3 кПа визначається за формулою:

(7.1)

де: — нижча теплота згорання палива,;

— об'ємна концентрація відповідно водню, метану і т.д. у паливі, %.

Оскільки тип палива — газ із Шатликського родовища, то відповідно для нього об'ємна концентрація елементів становить:

Підставивши значення у формулу отримаємо:

Стехіометрична витрата сухого повітря для згорання газоподібного палива:

(7.2)

де: — стехіометрична витрата повітря, ,

— об'ємна концентрація у паливі відповідно моно оксиду вуглецю, водню, сірководню, %

n, m — кількість атомів відповідно вуглецю і водню у хімічному з'єднанні .

Об'єм складових продуктів згоряння 1 газоподібного палива при коефіцієнті надлишку повітря =1,05:

Діоксид вуглецю:

(7.3)

Кисень:

(7.4)

Азот:

(7.5)

Діоксид сірки:

(7.6)

Водяна пара:

(7.7)

де d — кількість вологи у газоподібному паливі, г/м³, приймаємо d=19,4 г/м³.

Об'єм продуктів згорання 1 м³ газоподібного палива визначається за формулою:

(7.8)

8. Енергетичні характеристики ГТУ Теоретична потужність ГТУ:

(8.1)

де: — масова витрата робочого тіла .

Секундна витрата рідкого палива :

(8.2)

Секунда витрата повітря для згоряння палива:

(8.3)

Секундне утворення продуктів згоряння:

(8.4)

9. Вибір обладнання

9.1 Теплообмінники При виборі типу теплообмінника (ТО) враховуємо такі його характеристики, як можливість досягнення високих швидкостей теплоносіїв, масу і габарити, вартість виготовлення та експлуатації, дію теплоносіїв на поверхню теплообміну, гідравлічний опір.

Основні параметри цих ТО стандартизовані.

За значенням F вибираємо тип ТО. За проведеними розрахунками маємо F=120,129 м²; з таблиці вибираємо теплообмінник з паровим кожухом за ГОСТ 15 120– — 79 з наступними параметрами:

D=800…2800;

t=-30…+450;

P_YT=1,6…4,0;

P_YK=1,0…2,5;

F_p=38…448;

9.2 Вентилятори і димососи Вентилятори і димососи вибираємо за значенням секундної витрати відповідно до значень секундної витрати повітря і продуктів згорання з врахуванням 10−30% запасу по подачі.

Подача дорівнює:

(9.1)

Згідно до витрати за годину вибираємо дуттєвий вентилятор ВД-10 з подачею Тиск Р=2650 Па Температура

Частота обертання

ККД

Виберемо димосос

(9.2)

Д-10 подача

тиск Р=1650 Па температура

частота обертання

ККД

Завод виробник: Бійський котельний завод

9.3 Форсунки і пальники Для спалювання газоподібного палива використовують пальник без попереднього змішування палива з повітрям і частковим попереднім змішуванням (V_r=0,2…4м³/с).

Вибираємо щілинний пальник ТКЗ:

Вид палива — повітря;

Продуктивність по газу, м³/с — 3−4;

Швидкість газоподібної суміші на виході з амбразури, м³/с — 20−30;

Тиск газу перед пальником — 1−3;

Підігрів повітря, С — 250 — 400.

Висновки Результати розрахунків проведених в даній роботі, вказують на те, що ГТУ є перспективними двигунами. Маючи відносно малі габарити, такі установки дають можливість передавати через них великі енергетичні потоки і отримувати велику енергетичну потужність.

На основі побудованих робочої і теплової діаграм циклу ГТУ можна зробити висновок, що термічний ККД циклу є досить високим. Проте його значення можна підвищити, якщо значно збільшити початкову температуру газу перед входом в турбіну. Однак для цього необхідні нові жароміцні сталі і це є однією із серйозних проблем подальшого широкого застосування ГТУ, тому що найвідповідальніші елементи конструкції установки також вимагають покращення якості жароміцних матеріалів.

Для збільшення економічності газотурбінної установки можна рекомендувати збільшити ККД компресора, який входить в систему установки, оскільки приблизно 75% потужності газової турбіни витрачається на привід компресора і тому ефективний ККД ГТУ головним чином залежить від якості його роботи.

Список посилань на джерела

1. Козак Ф. В. Расчеты теплоемкостей и характеристик газовых смесей. — Киев: УМК 160, 1989.-89 c.

2. Алексеев Г. Н. Общая теплотехника. — М: Высшая школа, 1980.-78 c.

3. Нащокин В. В. Техническая термодинамика и теплопередача. — М: Высшая школа, 1975.-496 с.

5. Теплотехнический справочник / Под ред. В. Н. Юренова и П. Д. Лебедева, Т." - М: Энергия, 1975.-744 с.

Додаток, А Рисунок А.1 — Робоча діаграма циклу ГТУ

p — абсолютний тиск; v — питомий об'єм

p₁ = p₅ = p₄ =263 МПа; p₂ = p₆ = p₃ = 1,33 МПа.

v₁ = 0,375 м³/кг; v₂ = 0,084 м³/кг; v₃ = 0,174 м³/кг;v₄ = 0,777 м³/кг;

v₅ = 0,693 м³/кг; v₆ = 0,099 м³/кг

Додаток Б Рисунок Б.1 — Теплова діаграма циклу ГТУ і Карно Т — абсолютна температура;S — питома ентропія.

T₁ = 294,15K; T₂ = 460,06K; T₃ = 953,15K; T₄ = 609,067K; T₅ = 678,989K; T₆ = 524,734K;

S₁ = S₂ = 1,0 кДж/(кг· К); S₅ = 0,912 кДж/(кг· К);

S₃ = S₄ = 2,053 кДж/(кг· К); S₆ =0,207 кДж/(кг· К);

Рисунок Б.2 Схема потоків у теплообмінних апаратах