Понятия комбинированного газопарового цикла

Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
Понятия комбинированного газопарового цикла
Основной вопрос в проектировании электростанции комбинированного цикла с
газовой турбиной - как перенести теплоту выхлопных газов газовой турбины
водному/паровому циклу, чтобы достигнуть оптимальной выходной мощности
паровой турбины. Основное внимание уделяется котлу-утилизатору, в котором
происходит теплопередача между газовым циклом и водным/паровым циклом.
Диаграмма 4-1 показывает энергообмен, который имел бы место в идеальном
теплообменнике, в котором передача энергии (тепла) на единицу температуры
должна быть одинаковой в обеих средах, чтобы избежать потерь энергии.
Диаграмма 4-1. Теплоотдача в зависимости от температуры в идеальном теплообменнике.
Для передачи энергии необходимо, чтобы был перепад температур между двумя
средами. Чем меньше перепад температур, тем больше поверхность теплообмена.
Потери энергии в котле-утилизаторе обусловлены тремя основными причинами:
- Физическими свойствами воды, пара и выхлопных газов, которые имеют разные
эксергетические и энергетические потери
- Поверхность теплоотдачи не может быть бесконечно большой
- Температура питательной воды должна быть достаточно высокой, чтобы
предотвратить образование коррозийной кислоты в отработанном газе, где он
входит в контакт с холодными трубами экономайзера. Это ограничивает
1
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
использование энергии, т.к. ограничивается температура, до которой выхлопной
(уходящий) газ может быть охлажден.
Насколько эти потери могут быть минимизированы (и максимально использовано
тепло выхлопных газов газовой турбины), зависит от типа парогазовой установки
и параметров цикла. В более комплексном цикле теплота будет использоваться
более эффективно, улучшая работу, но также и увеличивая стоимость парогазовой
установки.
Основные Понятия Комбинированного цикла
Тепловой баланс парогазовой установки базируется ISO стандартах
Международной Организации по Стандартизации (температура окружающей
среды 15°C, (59°F); давление 1.013 бар, (14.7 psia); относительная влажность 60 %;
вакуум в конденсаторе 0.045
bar (1.3 мм Hg); с одной
АВВ GT24
последовательной газовой турбиной сгорания мощностью в 178 МВТ и паровой
турбиной с водяным охлаждением конденсатора. Газовая турбина оборудована
воздушными охладителями. Выхлопные газы генерируют дополнительный пар для
водного/парового цикла и поднимают выходную мощность паровой турбины.
Поскольку эти характеристики те же самые для всех тепловых балансов разных
типов парогазовых установок, поэтому сравнивается степень утилизации тепла в
различных типах газопаровых установок.
Дополнительно исследуется: каким образом основные параметры цикла (
температура и давление пара на выходе из котла-утилизатора) и конструктивные
особенности котла-утилизатора влияют на работу цикла. Поскольку в газопаровых
установках без дополнительного подвода теплоты весь пар генерируется за счет
использования тепла выхлопных газов газовой турбины, то и к.п.д. парового цикла
всегда пропорционален выходной мощности паровой турбины. Однако доля
паровой турбины в комбинированном цикле составляет около 30-40% от выходной
мощности всего цикла, т.о. влияние оптимизации парогенерирующего процесса в
цикле тоже частично.
Хотя исследуемые здесь газопаровые установки имеют только одну газовую
турбину, основные понятия и результаты исследований можно распространить на
на циклы, которые имеют несколько газовых турбин и котлов-утилизаторов такого
же типоразмера.
SINGLE- PRESSURE CYCLE ( условно – цикл «одного давления»,
далее SP цикл )
Это самый простой вид комбинированного цикла, называемый так потому, что
котел-утилизатор генерирует пар для турбины только одного параметра давления.
Принципиальная схема потоков представлена на рис. 4-2.
2
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
1
Compressor
Gas Turbine
7
8
3
Superheater
9
Steam Turbine
Steam Turbine
Bypass
Condenser
4
Evaporator
10
Condensate Pump
5
Economizer
11
Feedvvater Tank /
Deaerator
2
12
13
14
Feedwater pump
Gas Turbine Cooler Pum
p
Pegging steam line
7
6
Drum
G 8
S
a S
E
u
s 10
E
vp 11
D
ca
e
T
ro
p
ru
u
n
o
h
r
m
o
re
b
m
a
i
itn
zo
e
e
r
r
Steam Turbine
Steam Turbine Bypass
Condenser
Condensate Pump
Feedvvater Tank/D%aerator
12
13
14
Feedwat r Pump
Gas
e Turbine
Pegging
ileam
Cooler
s
Line
m
Line
Рис. 4-2 Принципиальная схема потоков в SP цикле.
Паровая турбина 7 имеет байпас 8 (обводную линию), если по какой-либо причине
пар не может быть направлен в турбину, то он направляется в конденсатор 9 (
например, в пусковой период или если турбина по какой-либо причине находится в
нерабочем состоянии). После конденсатора конденсат направляется конденсатным
питательным насосом 10 в емкость питательной воды или деаэратор 11, и затем
питательным насосом 12 возвращается в котел-утилизатор. Греюший пар в
деаэратор подается из отбора низкой ступени паровой турбины и из барабана котла
6 в случае, если давление пара из низкой ступени турбины ниже расчетного.
Котел-утилизатор состоит из трех теплообменных поверхностей : экономайзер 5,
испаритель 4, пароперегреватель 3. В экономайзере питательная вода нагревается
до температуры насыщения при заданном давлении. Нагретая в экономайзере вода
испаряется в испарителе при постоянной температуре и давлении до состояния
насыщенного пара. Вода и насыщенный пар сепарируются (разделяются) в
барабане 6 и затем пар поступает в пароперегреватель 3, где перегревается до
расчетной температуры острого пара, который поступает в турбину.
3
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
Pinch Point
Рис 4-3 Теплообмен между греющей и нагреваемой средой в водно-паровом процессе КУ.
На диаграмме 4-3 представлен теплообмен между греющей средой (выхлопными
газами газовой турбины) и нагреваемой средой (вода-пар) в зависимости от
температуры.
На диаграмме ясно виден теплообмен в трех поверхностях нагрева. Если сравнить с
диаграммой идеального теплообменника
4-1, то становится понятным
насколько реальный цикл далёк от идеального и, главным образом, из-за того
факта, что вода испаряется при постоянной температуре. Зона между линиями
выхлопного газа и и воды-пара поясняет эксергетические потери выхлопных газов
и водно-парового цикла. Даже при бесконечно большой поверхности теплоотдачи
эксергетические потери не могут быть сведены к нулю, и процесс теплообмена в
котле никогда не может быть идеальным.
Два важных, определяющих котел-утилизатор, параметра отмечены на диаграмме.
Температура точки «сближения» (Approach Temperature) – разность между
температурой насыщения воды в барабане и температурой на выходе из
экономайзера. Эта разность типично составляет 5 -12 К, что помогает избегать
парообразования в экономайзере в нерасчетных условиях.
Точка «повышения» ( Pinch Point) – разность между температурой пара
(нагреваемой среды) на выходе из испарителя и температурой выхлопных
(уходящих) газов (греющая среда). Имеет важное значение в определении площади
поверхности нагрева и эффективности работы котла-утилизатора. Чем меньше
значение точки «повышения», тем больше площадь поверхности нагрева и
4
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
большее количество генерируемого пара. Эта разность типично составляет 8 - 15
К в зависимости от технико-экономических показателей газопаровой установки.
На рис. 4-4 представлен тепловой баланс для SP цикла с параметрами:
расход острого пара - 73,3 kg/s (579 400 lb/hr)
давление острого пара - 105 bar ( 1, 508 psig)
температура острого пара - 568 oC (1,054 oF)
Рис. 4-4 Тепловой баланс SP цикла (178 MW вырабатывает газовая турбина)
Потери температуры и давления в линии острого пара отмечены после того как
пар рассширился в паровой турбине и выработка электрической энергии
составляет 94,8 МW.
Результирующий брутто электрический к.п.д. цикла
составляет 57,7 %.
Энергетическая утилизация тепла выхлопных газов относительно низкая, считая,
что температура питательной воды составляет 60 оС, а температура выхлопных
газов на выходе из трубы составляет 133оС.
На диаграмме энергетических потоков для комбиэлектростанции газо-парового SP
цикла (рис. 4-5) показано, что 11,4 % энергетического потенциала топлива
(природный газ) уходит в дымовую трубу, 29,9 % теряется в конденсаторе и 1%
суммарно составляют потери в основном оборудовании ( КУ, ГТ, ПТ).
5
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
Конструктивные особенности SP цикла
На электростанции комбицикла высокое давление острого пара не обязательно
означает
высокий КПД цикла. Рис. 4-6 показывает, как производительность
паровой турбины и к.п.д. котла-утилизатора
изменяются с изменением
давления острого пара. Более высокое давление острого пара на входе в турбину
увеличивает производительность паровой турбины вследствие большего перепада
энтальпий пара в паровой турбине. Однако, вследствие более высокой
температуры испарения
будет произведено количественно меньше пара, а
вследствие этого повысится температура уходящих газов и снизится к.п.д. котлаутилизатора. Оптимальное решение должно находится между этими двумя
факторами. В указанном примере влияние энтальпии пара в паровой турбине
является доминирующим.
6
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
10
20
30
40
50
60
70
80
90 100 110
Live Steam Pressure (bar)
Рис. 4-6 Зависимость производительности ПТ и к.п.д. КУ от давления острого пара.
Интересно, что высокий к.п.д. котла-утилизатора не соответствует высокой
выходной мощности паровой турбины. При более низком давлении острого пара
температура уходящих газов тоже более низкая и теплота выхлопных газов газовой
турбины используется лучше. Однако, мощность на выходе из турбины снижается
при болеее низком давлении острого пара из-за высоких эксергетических потерь в
котле-утилизаторе. Противоположные явления происходят при высоких давлениях
острого пара. Это показывает почему эксергия является большей доминантой, чем
энергия в определении выходной мощности паровой турбины.
Это явление проиллюстрировано диаграммой энергия-температура на рис. 4-7
для двух различных SP циклов с давлением острого пара соответственно 40 и 105
бар.
7
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
При более низком давлении острого пара необходимо больше тепловой энергии
для испарения и пароперегрева, т.к. и температура испарения соответственно ниже.
Точка «повышения» ( Pinch Point) испарителя при этом одинакова для двух циклов.
Как результат температура уходящих газов в цикле при давлении острого пара 40
бар приблизительно на 11оС ниже, чем в цикле при давлении 105 бар, что означает
большее использование тепла выхлопных газов.
Одним негативным аспектом SP цикла высокого давления является увеличение
влагосодержания пара в нижней ступени паровой турбины. Слишком высокое
влагосодержание способствует более интенсивному износу лопаток в нижней
ступени паровой турбины. Предельное влагосодержание составляет 16 %.
Изменение параметров острого пара влияет на количество теплоты, которое
необходимо отвести в конденсаторе от отработавшего пара вследствие изменения
массового расхода пара (см. рис. 4-8).
Экономические преимущества от повышения давления острого пара:
- меньшее выходное сечение паровой турбины
- меньшие объёмные расходы пара уменьшают диаметр труб паропровода острого
пара и типоразмер задвижек
8
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
- уменьшается размер вакуумного конденсатора
- уменьшается расход охлаждающей воды на конденсатор
Это может иметь значительное влияние на снижение затрат особенно для
электростанций с дорогими конденсаторами воздушного охлаждения..
Вообще, общее количество острого пара может также влиять на оптимальное
давление острого пара, потому что это оказывает влияние на к.п.д. паровой
турбины. Увеличение количества острого пара увеличивает объемный расход пара
и соответственно размер лопаток входной ступени турбины, снижая потери на
лопатках второй ступени.
Из этого следует, что оптимальное давление острого пара также зависит от
типа газовой турбины, потому что параметры выхлопных газов газовой турбины
определяют расход острого пара для данного давления острого пара. Однако, в
примере было выбрано давление в 105 бар потому, что это более высокое давление
острого пара возможно без чрезмерного влагосодержания пара на выходе из
турбины.
Температура острого пара
Для выбранного давления острого пара увеличение температуры острого пара
оказывает очень низкое влияние на снижение выходной мощности паровой
турбины (см. рис. 4.9)
400
450
500
550
600
Live Steam Temperature (°O)
Рис. 4-9 Влияние температуры острого пара на выработку паровой турбины, к.п.д. КУ и
влагосодержание пара на выходе из турбины для SP цикла при давлении острого пара 105 бар.
Это - результат двух противоположных действий.
9
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
Во-первых, увеличение температуры острого пара, т.к. давление острого пара
увеличено, дает больший перепад энтальпий в паровой турбине.
Во-вторых, в то же время дополнительный пароперегрев отбирает тепловую
энергию от выхлопных газов, которая могла бы быть использована для
генерирования пара, что, таким образом, снижает расход пара, отчего снижается
выходная мощность паровой турбины и увеличивается температура уходящих
газов. Последнее является доминирующим эффектом в данном случае.
Температура острого пара не может быть ниже некоторого предела для данного
давления острого пара, потому что в результате увеличивается влагосодержание
пара в низкой ступени паровой турбины. Чтобы использовать более низкую
температуру острого пара, давление острого пара нужно снизить, но это оказывает
более негативный эффект на выходную мощность паровой турбины, чем
увеличение температуры острого пара.
В примере с давлением острого пара 105 бар была выбрана температура в 568оС,
которая ниже верхнего практического предела.
Для газовых турбин с более низкими температурами выхлопных газов следует
выбирать более низкое давление острого пара.
Конструктивные параметры котла-утилизатора (HRSG)
Важным параметром оптимизации парового цикла является точка «повышения» (
Pinch Point) котла –утилизатора, которая непосредственно влияет на количество
генерируемого пара. На рис. 4.10. показано, каким образом снижение значения
точки «повышения» влияет на увеличение выходной мощности паровой турбины.
Это связано с увеличением степени утилизации теплоты выхлопных газов в котлеутилизаторе. Однако, площадь теплообменной поверхности и соответственно
стоимость котла-утилизатора растут экспоненциально по мере того, как значение
точки «повышения» стремится к нулю. В указанном примере выбрано значение
точки «повышения» равным 12оС.
10
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
------- HRSG Heating Surface, _______ Steam Turbine Output
2 4
6
8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28
Pinch Point Temperature (oC)
Рис. 4.10 Влияние температуры точки «повышения» ( Pinch Point) на относительную выработку
паровой турбины и поверхностей котла-утилизатора.
Точно так же меньшая температура точки «сближения» (Approach Temperature)
улучшает использование тепла, но увеличивает теплообменную поверхность
котла-утилизатора HRSG . Для барабанного типа котла-утилизатора нижний
предел точки «сближения» (Approach Temperature)
устанавливается
необходимостью минимизировать парообразование
в экономайзерах для
нерасчетных точек.
Наши примеры используют 5 K (9°R) для температуры точки «сближения»
(Approach Temperature).
Это сумма значений температур точки «повышения» ( Pinch Point) и точки
«сближения» (Approach Temperature), которая определяет паропроизводительность
котла-утилизатора при заданном давлении и температуре острого пара. Это
означает, что у котла-утилизатора со значением температуры точки «повышения»
( Pinch Point) 10 К и точки «сближения» (Approach Temperature) 5 К будет такая же
паропроизводительность как и при значении температуры точки «повышения» (
Pinch Point) 5 К и точки «сближения» (Approach Temperature) 10 К. Однако,
поверхность котла-утилизатора не обязательно будет та же самая в каждом случае,
так что оптимальное значение поверхности КУ зависит от расхода пара на
пропарку в экономайзерах.
Дальнейшее влияние располагаемой энергии в процессе испарения и
пароперегрева сказывается в падении давления в пароперегревателе. Высокое
11
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
значение давления острого пара означает, что имеет место испарение при
соответственно более высоком давлении и температуре, при котором остается
меньше энергии для производства пара. Другие потери давления, как например, в
экономайзерах, не оказывают влияние на паропроизводительность, но влияют на
потребление электроэнергии насосами питательной воды.
Конструкция котла-утилизатора должна быть такой, чтобы сопротивление
по газовому тракту было минимальным. Это очень влияет на к.п.д. газовой
турбины, потому что увеличение противодавления уменьшает перепад энтальпий
в газовой турбине. Часть потерь, однако, компенсируется при утилизации теплоты
более горячих выхлопных газов в паровом цикле. Этот эффект показан рис. 4-11.
Поверхности теплообмена котла-утилизатора больше при более низком
сопротивлении по газовому тракту, что в свою очередь ухудшает теплопередачу
из-за низких скоростей выхлопных газов, омывающих трубные пучки. Типичное
сопротивление по газовому тракту котла-утилизатора составляет 25 – 30 мбар. В
данном примере – 25 мбар.
Подогрев питательной воды
Чтобы достичь хорошего коэффициента использования тепла выхлопного газа,
температура питательной воды на входе в экономайзер должна быть настолько
низкой насколько возможно. Рис. 4-12 демонстрирует, как для циклов с только
одной ступенью подогрева, используя пар из отбора на выходе паровой турбины,
мощность и
КПД резко падают, если температура питательной воды
увеличивается. Это потому, что выхлопные газы могут быть идеально охлаждены
до температуры на 10 K – 15 K (18 к 27°R) выше температуры питательной воды.
12
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
Чем выше температура пит.воды, тем более горячие газы, выпускаемые в
атмосферу через дымовую трубу и больше энергии потрачено впустую.
Это – одно из существенных различий между обычными парогенерирующими
станциями и паровым процессом на электростанции комбинированного цикла с
высокой температурой питательной воды.
Обычный парогенератор достигает лучшего к.п.д., если температура питательной
воды более высокая, что достигается
посредством многоступенчатого
подогревания. Есть две причины для этого различия.
Во- первых – обычный парогенератор обычно оборудуется регенеративным
подогревателем воздуха, который может далее использовать энергию, остающуюся
в топочных газах после экономайзера. Дело обстоит не так в HRSG котлеутилизаторе, где энергия, остающаяся в отработанных газах после экономайзера,
потеряна. В принципе воздух, подаваемый в камеру сгорания газовой турбины, мог
бы быть также подогрет и уменьшилась бы температура уходящих в дымовую
трубу газов, но это значительно снизит выработку станции из-за уменьшения
плотности воздуха на входе в компрессор, и исходя из того факта, что газовые
турбины – объемные машины, и следовательно расход воздуха (подача) должен
быть всегда постоянным.
13
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
Во - вторых – (как показано на рис. 4-13) меньшая температурная разность между
водой и отработанными газами в экономайзере HRSG находится в более теплом
конце теплообменника. Это означает, что возможная паропроизводительность, не
зависит от температуры питательной воды. В обычном парогенераторе, с другой
стороны, меньшая температурная разность находится в холодном конце
экономайзера, и потому что расход воды намного больше в соотношении с
расходом газа в газоходе. В результате, в обычных котлах возможная
паропроизводительность зависит от температуры питательной воды.
Рис. 4-14 показывает два примера обычных парогенераторов с различными
температурами питательной воды. Очевидно, что с той же самой температурной
разностью в конце экономайзера, располагаемая теплота для парообразования и
перегревания является значительно большей там, где температура питательной
воды более высока. Поэтому увеличивая температуру питательной воды, можно
увеличить количество острого пара, произведенного обычным котлом. Далее, с
подогревом питательной воды водный/паровой КПД цикла котла увеличивается
вследствие того, что больше пара полностью используется, и меньше энергии
рассеяно в конденсаторе.
В примере SP цикла (рис. 4-4), есть единственная ступень подогревания в
баке/деаэраторе питательной воды, и температура питательной воды относительно
низка, 60°C (140°F). Однако, температура уходящих газов - 133°C (271°F) и
содержит энергию, которая могла быть использована для предварительного
подогрева питательной воды. Один способ сделать это, увеличить поверхность
экономайзера и рециркулировать часть нагретой воды назад в бак с питательный
водой, чтобы подогреть конденсат. При входе в бак питательной воды, в нагретой
воде происходит резкое падение давления, что способствует вскипанию, что
позволяет и подогревать, и деаэраровать воду. Поскольку больше нет
необходимости отбирать пар из паровой турбины для подогрева питательной воды,
то это дает увеличение в выходной мощности паровой турбины.
14
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
60
70
80
90
100 Energy Trasfer (%)
Рис. 4-14 Диаграмма энергия-температура для обычного парогенератора.
Если весь подогрев в примере сделать с рециркуляцией, то выходная мощность
цикла увеличивается на 630 kW и КПД брутто от 57.7 % до 57.8 %. Температура
уходящих газов падает от 133 до 112°C (271 к 234°F), таким образом лучше
используется энергия отработанного газа ГТ. Отрицательной стороной при этом
является увеличение тепообменной поверхности HRSG, которое увеличивает
стоимость HRSG котла-утилизатора.
Больший объемный расход произведенного пара может также привести к
увеличенным затратам в паровой турбине и конденсаторе, потому что их размеры
должны быть увеличены. Увеличение в тепловой нагрузке конденсатора – больше,
чем пропорциональное увеличение в отдаваемой мощности. Энергетический
коэффициент использования HRSG увеличивается примерно до 4 %, в то время
как отдаваемая мощность от паровой турбины увеличивается только на 0.6 % ,
потому что дополнительно используемая теплота в произведенном паре более
низкого температурного уровня. Коэффициент преобразования этого тепла в
механическую энергию поэтому низок. Чтобы определить: является ли эта
дополнительная инвестиция заслуживающей внимания для дополнительной
отдаваемой мощности и КПД, нужно рассмотреть, как изменяются экономические
параметры станции.
Этот решение с рециркуляцией экономайзера возможно только при том, что
температура питательной воды относительно низкая и необходимая энергия для
нагрева находится в отработанном газе после испарителя. Это не возможно, если
температура питательной воды должна быть увеличена, чтобы избежать
15
Loeng on koostatud Kehofer, R., Bachman, R., Nielson,N., Warner,J. Combined-Cycle Gas Steam Turbine
Power Plant. 2-nd edition, 1999. materjalide alusel.
низкотемпературной коррозии в экономайзере LP. Это - химическое
ограничение на энергетическое использование отработанного газа. Коррозия,
вызванная водяным паром и серной кислотой в отработанном газе,
происходит всякий раз, когда газ охлажден ниже точки росы этих паров.
В HRSG, теплопередача на стороне выхлопных газов является более низкой
чем по водяной или паровой стороне. По этой причине, температура поверхности
труб по газовой стороне приблизительно та же самая как и по стороне воды или
пара. Если эти трубопроводы должны быть предохранены от низкотемпературной
коррозии, то температура питательной воды должна не ниже температуры точки
росы. Таким образом, высокая температура отработанных газов в дымовой трубе
плохо сказывается, если температура питательной воды слишком низкая. Низкотемпературная коррозия может произойти даже при сжигании низкосернистого
топлива, если температура поверхности будет ниже точки росы. Это - вообще
между 40 и 45°C .
Сернокислотная температура точки росы для топлива зависит от количества серы в
том топливе. Температура питательной воды 60°C (140°F) как в нашем примере
соответствует газообразному топливу с низким содержанием серы (< 3ppm серы в
топливе). Нефть имеет тенденцию иметь больше серы, что соответствует
температурам питательной воды приблизительно 120 к 160°C (248 к 320°F). Здесь
многоступенчатое подогревание, как в обычном цикле, увеличило бы КПД, но
вообще SP циклы используются там, где значение к.п.д. не переоценивается, и
дальнейшая инвестиция не была бы экономически жизнеспособна.
16