Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том II. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке - файл n1.doc

Труды XIII международной научно-технической конференции по компрессоростроению. Том II. Компрессорная техника и пневматика в XXI веке
скачать (35174.8 kb.)
Доступные файлы (4):
n1.doc17611kb.13.09.2004 09:14скачать
n2.docскачать
n3.doc68kb.13.09.2004 09:14скачать
n4.doc118kb.13.09.2004 09:14скачать

n1.doc

1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

Рисунок 13 - Характеристики трех сменных проточных частей для дожимных нагнетателей мощностью 16 – 18 тыс. кВт:

О – СПЧ НЦ-16/76-1.7 (ЛД);  – СПЧ-18/70-1.7 (БЛД);  – СПЧ-18/61-1.64 (БЛД); /р – сплошная линия;  – пунктир



При анализе учтем, что СПЧ НЦ-16/76-1.7 имеет наименьшую мощность, наибольшее конечное давление и наибольшее отношение давлений. При одинаковой скорости вращения ротора (5300 об/мин) у всех трех СПЧ, быстроходность
НЦ-16/76-1.7 наименьшая. Так как во всех трех случаях быстроходность существенно меньше оптимальной, более высокий КПД НЦ-16/76-1.7 следует считать заметным преимуществом лопаточного диффузора.

Недостаток лопаточных диффузоров – сильное снижение КПД при нерасчетных расходах, при которых лопатки диффузора обтекаются с углами атаки – возникают «ударные» потери. У безлопаточных диффузоров ударных потерь нет. Они лучше работают на нерасчетных режимах, особенно при Ф > Фр.

У сопоставляемой на рис.13 СПЧ (выше) при лопаточным диффузоре зона устойчивой и экономичной работы уже, чем у СПЧ с безлопаточными диффузорами. Это соответствует общей тенденции. Следует иметь в виду, однако, при использовании высоконапорных рабочих колес в правой части характеристики потребляемая мощность возрастает так быстро, что мощности приводной газовой турбины недостаточно для эксплуатации ЦБН. То есть, режимы с расходом существенно больше расчетного практически невозможны и характеристика ЦБН в этой части не представляет практического интереса.

При рассмотрении левой ветви характеристики следует иметь в виду, что граница помпажа при высоконапорных рабочих колесах приближена к расчетному режиму из-за пологости напорной характеристики. У СПЧ НЦ-16/76-1.7 коэффициент теоретического напора равен Тр = 0.75, а у двух других сопоставляемых СПЧ коэффициент напора на 15% меньше. Негативная роль лопаточного диффузора у РК с Тр = 0.75 с очень пологой напорной характеристикой просто «не успевает» проявить себя. Использование ЛД в сочетании с РК той же напорности, что у СПЧ СПЧ-18/70-1.7 и СПЧ-18/61-1.64 имеющих более крутую напорную характеристику, привело бы к меньшему смещению границы помпажа и характеристика приблизилась бы к характеристикам СПЧ, имеющих безлопаточные диффузоры.

Опыт проектирования показывает, что установка безлопаточного диффузора в проточные части со средненапорными и высоконапроными колесами (Тр > 0.60) безусловно ведет к снижению максимального КПД и не обязательно улучшает левую, наиболее важную для ЦБН, часть характеристики. Тенденция отказа от применения лопаточных диффузоров в современных ЦБН в данном случае может быть неоправданной. Отказ от лопаточных диффузоров у малорасходных ступеней так же влечет заметное понижение максимального КПД. Это связано с большими потерями трения в узких безлопаточных диффузорах, в то время, как лопаточные диффузоры могут быть сделаны более широкими.

У наиболее перспективных ЦБН с низконапорными колесами Тр  0.5 роль замедления потока в диффузоре уменьшается. В результате тщательно оптимизированные модельные ступени нового поколения кафедры КВХТ имеют даже более высокий КПД, чем ступени предыдущего поколения ЦБН с лопаточными диффузорами – рис.14. При сопоставлении КПД за расчётное значение р принят максимум КПД ступени Н395 с лопаточным диффузором.

В сочетании с низконапорными колесами, безлопаточные диффузоры обеспечивают широкую зону работы ступеней типа 048/2 и 060/2. Особо следует подчеркнуть, что у них очень короткие диффузоры с D4/D2 = 1.45. При увеличении радиальной протяженности диффузора до отношения D4/D2 = 1.55 максимальный КПД возрастает еще на 1%.

Следует сказать, что попытка дальнейшего повышения КПД тщательно отработанных низконапорных ступеней путем «возврата» к лопаточным диффузорам пока не дала результатов у ступеней промежуточного типа с высокоэффективными обратно-направляющими аппаратами. Коэффициент потерь кольцевых сборных камер концевых ступеней почти вдвое больше, поэтому лопаточные диффузоры там более перспективны. Кафедра КВХТ ведет исследования, направленные на отработку ступеней с лопаточными диффузорами, не уступающими в левой части характеристики ступеням с безлопаточными диффузорами и превосходящими их по КПД – хотя бы применительно к концевым ступеням. Проведенные исследования роли густоты лопаточных решеток диффузоров показали, что в ряде случаев рекомендуемые значения [20] могут быть откорректированы в сторону меньших значений.

Рисунок 14 - Сопоставление газодинамических характеристик традиционных ступеней (ЛД) и ступеней нового поколения (БЛД):

 – НЦ-16 (ЛД);  – Н395 (ЛД); О – 048/2 (БЛД);  – 060/2 (БЛД).

Ступени нового поколения – сплошная линия; традиционные ступени – пунктир


8. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Центробежные компрессоры нового поколения всех основных типов и параметров, нужных для газовой промышленности, созданы предприятиями России и Украины. Благодаря учету опыта и потребности газотранспортных предприятий и передовых методов газодинамического проектирования, эти ЦБН отличаются наивысшим возможным КПД, максимально широкой зоной работы и благоприятной характеристикой потребляемой мощности. Ряд принципов рационального проектирования обсужден выше. Работу по замене существующих ЦБН машинами нового поколения следует продолжить.

2. Препятствием для дальнейшего существенного повышения технического уровня ЦБН является пониженная быстроходность приводных ГТД, используемых в газовой промышленности России и Украины. По мнению специалистов турбостроения и в соответствии с зарубежным опытом, скорость вращения силовых турбин может быть увеличена на 20 – 70%. В этом случае будет получено пропорциональное уменьшение радиальных размеров проточной части, уменьшение ее массы пропорциональное квадрату этого отношения, оптимальные газодинамические характеристики не только для линейных ЦБН, но и для СПЧ с повышенным отношением давления, дожимных ЦБН и ЦБН для подземных хранилищ газа.

3. В ЦБН предприятий России и Украины недостаточно применяются высокорасходные ступени с современными пространственными осерадиальными рабочими колесами. Такие ступени нужны в настоящее время и станут особенно актуальны при повышении скорости вращения силовых турбин. Кафедра КВХТ располагает теоретическим заделом и практическим опытом, нужным для эффективного участия в программе разработки высокорасходных модельных ступеней и новых ЦБН на их основе.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Деммер М. Турбоустановки. Программа “Retrofit”. Труды 2-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. - СПб, 1996.

  2. Шайхутдинов А.З., Хабибулин М.Г., Хисамеев И.Г., Проккоев В.В. Некоторые результаты совместной деятельности потребителей и производителей в области создания новых и реконструкции действующих ГПА для предприятий ОАО ”Газпром”. Труды 5-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1999.

  3. Косачев В.П. Некоторые проблемы реконструкции компрееорных станций газотранспортной системы “Тюментрансгаз”. Труды 1-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1994.

  4. Барцев И.В., Галиуллин З.Т., Музалевский В.И. Требования в газовой промышленности к конструкции нового поколения компрессоров. Труды 1-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1994.

  5. Ревзин Б.С., Скороходов А.В., Тарасов А.В., Васин О.Е., Степаненко О.А. Зависимость эффективности работы газокомпрессорной станции от вида характеристики центробежного нагнетателя. «Компрессорная техника и пневматика», 2001. - №3. - М. - С. 8 – 9.

  6. Седых А.Д., Развитие и опыт эксплуатации компрессорной техники в газовой промышленности. Труды 5-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1999.

  7. Завальный П.Н., Ревзин Б.С., Тарасов А.В. К оптимизации характеристик нагнетателей природного газа для компрессорных станций газопроводов. Труды 4-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1998.

  8. Галеркин и др. Труды научной школы компрессоростроения СПбГТУ. Под редакцией проф. Ю.Б.Галеркина. Санкт-Петербург, 2000. - 443 с.

  9. Галеркин Ю.Б., Данилов К.А., Митрофанов В.П., Попова Е.Ю. К использованию численных методов при проектировании проточной части центробежных компрессоров. Санкт-Петербург, Издательско-полиграфический центр СПбГТУ, 1996. - 68 с.

  10. Галеркин Ю.Б. Формирование взглядов на рабочие процессы и современное состояние газодинамического метода проектирования промышленных центробежных компрессоров. «Компрессорная техника и пневматика» №2, 2000, М. - С. 9 – 14.

  11. Галеркин Ю.Б., Митрофанов В.П., Данилов К.А. Анализ особенностей и оптимизация проточной части центробежных компрессоров природного газа. «Компрессорная техника и пневматика» №4, 2000, М. - С. 4 – 7.

  12. Галеркин Ю.Б., Прокофьев А.Ю. Метод универсального моделирования центробежных компрессорных ступеней в квазитрехмерной постановке. Часть 1, часть 2. «Компрессорная техника и пневматика» №3, 4, 2004, М. - С. 12 – 21.

  13. Галеркин Ю.Б., Митрофанов В.П., Хенталов В.И., Зараев В.И., Данилов К.А., Попова Е.Ю., Сергачева Э.И. Новое поколение модельных ступеней с безлопаточными диффузорами для модернизации линейных нагнетателей природного газа. Труды 5-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1999.

  14. Бакаев Б.В., Васильев А.В., Гонтарь Ю.С., Денисенко В.В., Калинин Н.А., Петров П.С., Писарев Ю.Н., Твердохлебов В.И., Галеркин Ю.Б., Данилов К.А., Митрофанов В.П. Нагнетатели нового поколения производства ОАО “Компрессорный комплекс” для линейных и дожимных компрессорных станций ОАО “Газпром”. «Компрессорная техника и пневматика» №6, 2001, М. - С. 3 – 5.

  15. Соколовский М.И., Варин В.В., Глушков Б.К., Селянская Е.Л. Проектирование и изготовление центробежных компрессоров серии «Урал» в ОАО «НПО «Искра» в сотрудничестве с кафедрой КВХТ СПбГПУ. «Компрессорная техника и пневматика» №1, 2004, М. - С.14 - 20.

  16. Васильев Ю.С. (СПбГТУ), Родионов П.И. (ОАО “ГАЗПРОМ”), Соколовский М.И. (ОАО НПО “Искра”). Высокоэффективные центробежные компрессоры нового поколения. Научные основы расчета, разработка методов оптимального проектирования и освоение производства. “Промышленность России”, № 10-11 (42-43), октябрь-ноябрь 2000 г., М. - С. 78-85.

  17. Селезнев К.П., Галеркин Ю.Б. Центробежные компрессоры, Машиностроение, Ленинград, 1982. - 272 с.

  18. Галеркин Ю.Б., Данилов К.А., Попова Е.Ю. О влиянии объемных потерь на характеристики копмпрессоров. Анализ на базе нового варианта метода универсального моделирования. Часть 1, часть 2. «Компрессорная техника и пневматика» №1, 2, 2003, М. -С.14 – 20 и 11 - 16.

  19. Ревзин Б.С., Тарасов А.В., Варивода О.А. О преимуществах совместной оптимизации центробежного нагнетателя природного газа и приводящей его силовой турбины при их проектировании. Труды 5-го международного симпозиума “Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования”. СПб, 1999.

  20. Рис B.Ф. Центробежные компрессорные машины. - 3-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1981. - 351 с.


УДК 632.680
ДОЖИМНОЙ ГАЗОВЫЙ КОМПРЕССОР ДЛЯ МАЛОДЕБИТНЫХ СКВАЖИН
ТимошадченкоД.Н., Письменный В.И.

ГП Запорожское машиностроительное конструкторское бюро «Прогресс» им. А.Г. Ивченко, г. Запорожье, Украина


Дожимные газовые компрессора (ДГК) широко используются в нефте- и газодобывающей, топливно-энергетической и химической промышленности. На территории Украины существует более полусотни низкодебетных месторождений с давлением газа в скважине от 1,0 до 2,5 МПа. Эксплуатация таких скважин может продолжаться десятилетиями. Учитывая, что основная статья импорта Украины – это природный газ, считаем целесообразным разработку и производство ДГК для добычи газа на низкодебетных месторождениях. В соответствие с техническим заданием на проектирование [1] ДГК предназначен для:

Компрессор должен соответствовать следующим требованиям:

Определение конструктивного облика ДГК оказалось наиболее интересным и сложным этапом данного проекта. Это связано с противоречивыми требованиями, предъявленными на этапе проектирования к данному проекту:

Столь противоречивые требования обусловили многократные варианты расчетов аэродинамики и прочности центробежных ступеней (ЦС) и длительность проекта.

Задачу аэродинамического проектирования ДГК можно сформулировать следующим образом:

получить максимальное значение адиабатического КПД компрессора при достаточном запасе по расходу. Алгоритм решения можно представить в виде блок-схемы (рис.1)


Рисунок 1 - Алгоритм решения


В результате реализации данного алгоритма получено = 4, = 40000 об/мин. Распределение степеней сжатия по ступеням выглядит следующим образом:

=1,683; =1,496; =1,390; =1,286; =4,5.
Компрессор спроектирован на газ Летнянского месторождения со следующими параметрами:

Удельная газовая постоянная R=463,7 Дж/(кг.К);

Показатель адиабаты k=1,3;

Плотность газа по воздуху составляет 0,7.
Параметры расчетной точки:

Расход газа, кг/с,………………….……………………….…………….2,067

Давление газа на входе, МПа (кгс/см2)……………………...……….1,0 (10,0)

Температура газа на входе, К…………………………………………..313

Частота вращения, об/мин……………………………………..…….…40000

Степень сжатия……………………………………………………….….4,5

Потребляемая мощность, кВт…………………………………….…..800
Межлопаточные каналы рабочих колес спрофилированы при соблюдении условий [2]:

Ширины РК на выходе малы и составляют 4,5; 4; 3,5; и 3 мм, соответственно.

Для увеличения диапазона по расходу пришлось отказаться от применения в конструкции ступеней лопаточных диффузоров, что привело к некоторому увеличению потерь в выходной системе.

Все рабочие колеса имеют осевой вход (нет закрутки потока на входе) и радиальную лопатку на выходе (лопаточный угол равен 90 градусов). Данная геометрия рабочих колес выбрана из условия получения максимального напора.

Расчетные характеристики =f() и =f() первого блока представлены на рис. 2, а всего компрессора - на рис. 3.



Рисунок 2 - Расчетная характеристика первого блока


Все ступени соединены последовательно. Между 2-й и 3-й ступенями предусмотрена установка аппарата воздушного охлаждения (АВО I) газа. Такой же аппарат устанавливается на выходе из ДГК (АВО II).

Конструктивно ДГК представляет собой четырехступенчатый компрессор. Четыре рабочих колеса устанавливаются на вал-шестернях мультипликатора и образуют два ротора. На роторе низкого давления (НД) располагаются 1-я и 2-я ступени, образуя первый блок ступеней, а на роторе высокого давления (ВД) располагаются 3-я и 4-я ступени компрессора, образуя второй блок. Применение двухступенчатого мультипликатора позволяет использовать различные привода с оборотами выходного вала от 3000 об/мин до 8000 об/мин путем замены зубчатых колес первой ступени. Консольное расположение рабочих колес позволило унифицировать посадочные места крепления как самих рабочих колес так и места крепления улиток, при том, что модификация проточной части под различные требования заказчика бесприцендентна по своим возможностям







Рисунок 3 - Расчетная характеристика всего компрессора




Для испытаний каждая ступень препарирована следующим образом: три гребенки по три точки полного давления, три гребенки по три точки полной температуры – на входе в ступень, то же – на выходе из улитки, на входе в БЛД установлено 6 приемников полного давления. Кроме этого, в особых случаях предусматривается замер статического давления на крышках РК не менее чем в шести точках. Замер расхода воздуха осуществляется расходомерами ЦАГИ – 30 и ЦАГИ – 50, установленными перед ступенью в стендовой входной системе. На выходе из ступени устанавливается датчик пульсаций статического давления для фиксации начала неустойчивой работы.

Испытания необходимы для газодинамической доводки каждой ступени в отдельности, блоков ступеней и всего компрессора в целом; проверки согласования ступеней друг с другом в пределах блоков, а также согласования первого и второго блоков друг с другом с учетом АВО между ними. Кроме этого, испытания нужны для оценки работоспособности элементов конструкции: опор, газовых уплотнений, зубчатых зацеплений, в условиях, приближенных к рабочим

Вначале испытывается каждая ступень в отдельности. После этого анализируются их характеристики и делается вывод о их согласованности между собой. Затем снимаются характеристики 1 и 2 блоков. После снятия характеристик блоков снимается характеристика всего компрессора, с теплообменником между первым и вторым блоками. Испытания производятся вначале на атмосферном воздухе, затем – на воздухе с рабочим давлением, и на заключительном этапе - на природном газе в рабочих условиях непосредственно на станции.

Вследствие конструктивных особенностей компрессора нет необходимости собирать весь компрессор: при испытании какой-либо из ступеней может быть установлена только одна, а все остальные могут дорабатываться, что исключает простой стендового оборудования и существенно сокращает время испытаний. Кроме этого, конструкция компрессора и его препарировка позволяет снять характеристики ступеней как в случае испытания их по отдельности, так и в составе блока и всего компрессора, что поможет более эффективно согласовать ступени между собой, а также – получить интересный статистический материал по совместной работе ступеней центробежного компрессора, и по использованию АВО для промежуточного охлаждения при сжатии газов.

Предполагаемый срок эксплуатации Летнянского месторождения – 10 лет. Ожидаемое изменение параметров на входе в компрессор за это время (давление на входе в компрессор , и нормальная производительность ) представлено в таблице 1. Исходя из того, что давление на выходе из компрессора за все время эксплуатации должно оставаться неизменным (=4,5 МПа), была рассчитана средняя потребная степень сжатия установки на текущем году эксплуатации, а так же – объемный расход газа по параметрам на входе в первую ступень , массовый расход газа при температуре на входе 288 К и приведенный к нормальным атмосферным условиям массовый расход (табл. 1).

frame4
Если нанести зависимость =f() на характеристики первого блока и всего компрессора, очевидно, что первые четыре года эксплуатации можно использовать только первый блок, а второй имеет смысл использовать с пятого года эксплуатации.

Таким образом, первые четыре года планируется использовать первую и вторую ступени, остальные шесть лет – все четыре.

SUMMARY
Auxiliary gas compressor for Letnyansky region is designed. Basic phases of design process, operational development and also possible plan of operation of this compressor are posted.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Техническое задание на разработку и проектирование газоперекачивающего агрегата ГПА-Ц-0,7/45-5.

  2. Методика газодинамического расчета и профилирования высоконапорных ступеней центробежного компрессора / В.И. Дмитриевский, Л.Л. Левашов, А.П. Черняк, М.Н. Этингоф // ЦИАМ, 1977.


О перспективах применения энерго-технологических систем для компрессорных станций магистральных газопроводов

Щуровский В.А. –

ООО «ВНИИГАЗ», Московская обл., г.Видное, Россия
Несмотря на преимущественное использование газотурбинных установок в магистральном транспорте природного газа периодически возникает дискуссия о сравнительной эффективности газотурбинного и электрического привода газовых компрессоров (нагнетателей). Одной из сторон дискуссии является идея электроснабжения компрессорных станций с помощью собственных парогазовых (газотурбинных) электростанций [1]. Интерес к этому решению вызван: а) современными достижениями мощного электропривода (регулирование частоты вращения, магнитный «подвес» роторов – безмасляный газоперекачивающий агрегат); б) экологическими соображениями; в) активностью в продвижении мощных ГТУ на компрессорный рынок.

Возможные технологические варианты показаны на рис. 1: а) два параллельных газопровода – два электроприводных компрессорных цеха (КЦ) с рабочей мощностью по 40-50 МВт каждый – одна электростанция (ЭС) для их обеспечения; б) схема по пункту «а» для 3-6-ти ниток газопровода; в) один газопровод – три последовательно размещенных через 100 км электроприводных КЦ – одна электростанция для их обеспечения; г) схема по пункту «в» для 2-3 ниток газопровода. Альтернативный (базовый) вариант – традиционный газотурбинный привод с единичной мощностью 16-25 МВт. В настоящее время многониточные системы формируются длительное время (5-10 лет), поэтому «технологическая» электростанция должна развиваться синхронно, т.е постепенным добавлением блоков небольшой или средней мощности. Уровень резервирования, т.е. соотношение работающих и резервных (ремонтных) агрегатов должен быть приблизительно одинаков для КЦ и ЭС (2+1, 3+1).

Таким образом, технологические факторы определяют диапазоны единичных мощностей: газоперекачивающие агрегаты (ГПА) –16-25МВт, электроагрегаты – 50-150 МВт.

Сравнение вариантов традиционной газотурбинной КС и электроприводной КС, обеспечиваемой прилегающей «технологической» электростанцией проводится при следующих методических условиях:





Рисунок 1 – Схемы электроснабжения КС


Показатели эффективности и бюджетные стоимости поставки газотурбинного и парогазового оборудования приведены на рис.2-6 по справочным данным [3].




Показатели к.п.д. приведены в станционных условиях: данные первоисточника по условиям ИСО (без сопротивлений входного и выхлопного трактов) откорректированы на 0,5 % абс.; для ГТУ механического привода к.п.д. определён на муфте ГТУ-газовый компрессор; для газотурбинных электроагрегатов (ГТЭ) и парогазовых установок – на клеммах электрогенераторов.

Для данного анализа приняты величины к.п.д.: ГТУ-35 %, ПГУ-52,5 %.

Бюджетные цены оборудования определяются для следующих объёмов поставки: ГТУ на раме, со стартёром, САУ и вспомогательным оборудованием; ГТЭ – дополнительно включен электрогенератор; ПГУ (оборудование под «ключ») – ГТУ, паровая турбина, котёл-утилизатор, электрогенераторы, «баланс» (вспомогательное оборудование) станции. Подстанции и строительно-монтажные работы – не включены в объём поставки. Стоимость электростанции «под ключ» оценивается в 1,6-2 раза больше указанных бюджетных цен оборудования.

Для данного анализа принята стоимость газотурбинного привода малоэмиссионной конструкции – 300 долл/кВт. Для ЭС учтена возможность совместного использования некоторых объектов технической инфраструктуры для КС и ЭС и стоимость ЭС принята с коэффициентом 1,3 по отношению к ПГУ, т.е. 700 долл/кВт.

Удельная стоимость регулируемого электропривода оценивается 70-77 % стоимости газотурбинного привода [4], или укрупнённо 75 % для мощного привода [5]. С учётом некоторых неопубликованных источников принято 70 %, т.е. 210 долл/кВт.

Мировые цены на энергетическое оборудование достаточно стабильны. Регулярно проводимый анализ [3] показывает, что текущие цены ПГУ и ГТУ в настоящее время вернулись к уровню 1998 г.; колебания цен определяются, главным образом, состоянием макропоказателей мировой экономики.

Удельные затраты на ремонтно-техническое обслуживание составляют 1,5 – 3 долл/МВтч; приняты одинаковыми для ПГУ и ГТУ в размере 3 долл/МВтч (обслуживание электропривода условно не учтено).

Потери электроэнергии от расположенной рядом с КС электростанции (от клемм генератора до муфты газового компрессора) приняты 5,0 %.

Из равенства «стоимости жизненного цикла» (СЖЦ) можно получить следующую формулу для цены природного газа



где К – удельные капитальные затраты соответственно парогазовой электростанции (ПГУ), электропривода (ЭП) и газотурбинного привода (ГТУ), долл/кВт;

fc = 1,05 – коэффициент учёта потерь электроэнергии;

t – коэффициент дисконтирования (норма Е=0,1);

t – расчётный шаг (годы);

Т – срок жизненного цикла (20 лет) или окупаемости (6 лет);

Тр = 6570 ч – время работы агрегатов;

qГТУ – удельный расход топливного газа ГТУ (0,307 м3/кВтч, к.п.д. 35 %)

qПГУ – удельный расход топливного газа ПГУ (0,226 м3/кВтч, к.п.д. 50 % с учётом потери электроэнергии).

Таким образом можно получить следующие цены на топливный газ, при которых варианты с «технологической» электростанцией и прямым газотурбинным приводом равноэффективны (при разных соотношениях стоимости ЭП и ГТУ, включая гипотетический вариант =0):

Отношение стоимости



Стоимость газа, долл/тыс.м3, по критериям

СЖЦ

Срока окупаемости

0,7

0,5

0

124

113

84

220

201

150
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10


Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации