Grup Electric DE 330 Mw

CUPRINS

CAPITOLUL I PREZENTAREA GENERALĂ A GRUPULUI ELECTRIC DE 330 MW 1

1.1. Generalități privind sistemul de răcire 1

1.2. Generatorul de abur 2

1.3. Caracteristici tehnice ale turbinei FIC-330 MW 4

1.4. Turbogeneratorul 5

1.5. Condensatorul 6

1.6. Instalația de extragere a aerului 6

1.7. Electropompele de aer 7

1.8. Pompele de alimentare 7

1.9. Electropompa de alimentare 8

1.10. Pompele de condensat 8

1.11. Răcirea în circuit închis 8

CAPITOLUL II CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC 11

2.1. Destinderea aburului în turbine 11

2.2. Calculul circuitului de preîncălzire regenerativă 18

2.3. Calculul entalpiilor la prize 21

2.4. Calculul debitelor la prize 22

2.4.1. Calculul debitului turbopompei de alimentare 24 2.4.2. Calculul de bilanț 24

CAPITOLUL III CALCULUL INDICILOR DE PERFORMANȚĂ AI GRUPULUI 26

CAPITOLUL IV CALCULUL DE DIMENSIONARE AL CONDENSATORULUI 28

4.1. Date tehnice 28

4.2. Determinarea parametrilor pe partea apei 28

4.3. Determinarea parametrilor pe partea condensatului 29

4.4. Determinarea suprafeței de transfer 29

CAPITOLUL V CALCULUL TURNULUI DE RĂCIRE 34

Generalități 34

Tirajul turnurilor de răcire 37

5.2.1. Tirajul natural 38

5.3. Calc. turnului de răcire cu tiraj natural prin metoda exactă Berman 38

5.3.1. Determinarea datelor principale pentru apă 39

5.3.2. Calculul cantității teoretice de aer 41

5.3.3. Alegerea cantității reale de aer 42

5.3.4. Calculul indicelui de suprafață specifică Ω, pentru cazul aerului nesaturat 43

5.4. Calculul dimensiunilor geometrice 46

CAPITOLUL VI STUDIUL POSIBILITĂȚII DE ECHIPARE A GRUPULUI CU UN TURN CU TIRAJ FORȚAT 48

6.1. Tirajul artificial 48

6.2. Comparație între turnurile cu tiraj forțat și cele cu tiraj natural 49

CAPITOLUL VII CALCULUL INSTALAȚIEI DE ALIMENTARE CU ENERGIE ELECTRICĂ A POMPELOR DE APĂ DE RĂCIRE 56

7.1. Alegerea tipului de motor 56

7.2. Alegerea și verificarea secțiunii conductoarelor electrice de alimentare cu energie electrică a motoarelor pompelor de răcire 59

7.3. Verificarea secțiunii cablului la restricțiile tehnice 61

7.4. Protecția motoarelor de antrenare a pompei 62

=== l ===

CAPITOLUL I

PREZENTAREA GENERALĂ A GRUPULUI ELECTRIC DE 330 MW

Generalități privind sistemul de răcire

Puterea din ce în ce mai mare a centralelor are drept consecință că, adesea debitul minim al râurilor nu mai este suficient pentru condensarea întregului debit de abur al turbinelor.

Debitul râurilor este suprasolicitat în special de consumul mare de apă al regiunilor industriale moderne. Încălzirea locuințelor cu ajutorul centralelor de termoficare sau a căldurii industriale evacuate ia amploare, și la mai multe centrale se constată vara, din cauza fluctuațiilor sezoniere ale debitului de apă, temperaturi foarte ridicate la ieșirea apei de răcire.

Aceasta influențează asupra consumului specific de căldură și asupra puterii disponibile a grupurilor.

Trebuie să se dea o deosebită atenție faptului că cea mai mare temperatură de ieșire a apei de răcire s-a stabilit în Europa Centrală în general la 30oC pentru protejarea populației împotriva epidemiilor și pentru a se evita moartea peștilor din avalul râurilor în care deversează apa de răcire. De aceea, la o serie de centrale, pentru a se face față pierderilor de putere în timpul verii, trebuie să se construiască turnuri de răcire. În fiecare caz particular, trebuie ca prin studii amănunțite să se găsească soluția cea mai bună, corespunzătoare condițiilor atât de variate, care se întâlnesc în practică. Există diferite modalități de a folosi turnurile de răcire. Dispoziția turnurilor de răcire este de multe ori diferită deoarece condițiile geodezice și hidraulice necesită o proiectare specială de la caz la caz.

Până acum se obișnuia să se aleagă un vid cât mai încintat în condensator pentru a se mări pe cât posibil căderea în turbină și să se amelioreze consumul de căldură. Când este însă vorba de unități mari, secțiunea de ieșire a aburului din turbină este limitată, deoarece, la o turație dată, lungimea ultimelor palete ale turbinei nu poate fi mărită peste o anumită dimensiune, din cauza eforturilor centrifuge mari.

De aceea, în partea aburului evacuat, există numai două posibilități de a se mări puterea unității:

Mărirea secțiunii de ieșire a aburului, prin prevederea părții de joasă presiune cu mai multe fluxuri.

Mărirea presiunii în condensator, secțiunea rămânând aceeași, prin ultimul rând de palete se poate scurge o cantitate mai mare de abur, cu aceeași viteză de ieșire.

Dacă temperatura de saturație a condensatorului scade prin mărirea vidului, se obține prin mărirea căderii în turbină o putere mai mare, fără să se mărească consumul de căldură.

Această creștere de putere rezultă fără cheltuială de combustibil. Scăderea temperaturii în condensator se poate obține însă numai prin cheltuieli mai mari în sistemul de răcire.

În circuitul de răcire aceasta ar însemna, ca exemplu, la o temperatură dată tw a apei reci, cantitatea de apă de răcire trebuie să fie mărită, din care cauză secțiunea țevilor și prin brumare și cheltuielile de investiție ale circuitului de răcire cresc.

În afară de aceasta, pompele de apă de răcire trebuie să aibă putere mai mare. Dacă cota de combustibil din prețul de cost al energiei electrice este aproximativ egală cu cota din cheltuielile de investiție, se poate admite că trebuie să se facă uz, pentru calculul cheltuielilor anuale, numai de cota din cheltuielile de investiție pentru câștigul de putere și surplusul de putere în sistemul de răcire.

Dacă se compară câștigul anual cu surplusul anual de cheltuieli ale sistemului de răcire, rezultă o valoare optimă cu condiția ca câștigul net care rămâne să fie maxim.

Generatorul de abur

Cazanul este conceput pe principiul circulației forțate unice și construit pentru producerea aburului supraîncălzit cu un debit ce poate varia între 415 t/h și 1035 t/h, utilizat la un turboagregat de 330 MW.

Parametrii nominali ai cazanului sunt:

Debitul nominal:1035,4 t/h;

Presiunea nominală a aburului viu:192 bar;

Temperatura nominală a apei de alimentare:260 oC;

Presiunea nominală a apei de alimentare:260 bar.

Cazanul este executat în formă de turn cu un singur drum, fără schimbarea direcției de curgere a gazelor de ardere pentru a reduce eroziunea provocată de cenușa din gazele de ardere asupra țevilor sistemului convectiv.

Cazanul este suspendat de scheletul de susținere, care se compune dintr-o parte metalică ce servește la susținerea tuturor schimbătoarelor de căldură și dintr-o parte de beton ce servește la susținerea agregatelor auxiliare ale cazanului montate pe cota +92m.

Scheletul metalic de susținere este alcătuit din patru stâlpi în cruce legați între ei la cota +45 m prin grinzi orizontale. Deasupra cotei +45 m, stâlpii sunt legați între ei pe pereții din față și spate de alte grinzi, de care sunt atârnate toate suprafețele de schimb de căldură ale cazanului.

Scheletul din beton este alcătuit din șase coloane tubulare cilindrice de diametru mare situate pe partea din față și spate a cazanului, care, între cotele +45 m și +12 m servesc și ca buncări de cărbune și din patru coloane tubulare cilindrice de diametru mai mic, situate două în stânga și două în dreapta cazanului. Aceste coloane susțin planșeul de beton de la cota +92 m, pe care sunt montate preîncălzitoarele de aer, ventilatoarele de aer și gaze de ardere și electrofiltrele cazanului.

Pentru a evita înzidirea exterioară a cazanului și pentru a permite înlocuirea acesteia cu o izolație ușoară, pereții focarului și ai tirajului convectiv sunt de tipul membrană. Cazanul nu are o secțiune transversală constantă de jos până sus, ci prezintă o micșorare a secțiunii pe pereții din față și spate și la trecerea de la focar la zona convectivă. Cazanul este orientat cu frontul spre coșul de fum și funcționează cu următoarele tipuri de combustibil:

Lignit, cu putere calorifică inferioară valoare de proiect 5854,1-7526,7 kJ/kg;

Păcură, cu putere calorifică inferioară valoare de proiect 39.724,25 kJ/kg, folosită drept combustibil de pornire și stabilizare a flăcării (în cazul în care cazanul funcționează în mixaj lignit-păcură) sau drept combustibil de bază (în cazul în care cazanul funcționează numai cu păcură);

Gaze naturale (combustibil suport).

La cota +0 m sunt amplasate morile de cărbune și instalația de evacuare a zgurii, iar la cota +12 m instalația de alimentare cu cărbune.

Caracteristici tehnice ale turbinei FIC-330 MW

Turbina cu abur FIC-330 MW este o turbină cu condensație, cu acțiune având o singură linie de arbori.

Ea se compune din patru corpuri:

Un corp de înaltă presiune;

Un corp de medie presiune;

Două corpuri de joasă presiune cu câte două fluxuri fiecare.

Fluxurile de înaltă și medie presiune sunt opuse, la fel și fluxurile din fiecare corp de joasă presiune.

Pentru echilibrarea axială a turbinei, destinderea aburului se produce în fluxuri opuse în CIP, respectiv în CMP. Aburul viu se destinde în corpul de înaltă presiune al turbinei, iar fluxul principal de abur de la eșaparea CIP este reîncălzit în sistemul de supraîncălzire intermediară al cazanului.

Pentru preîncălzirea apei de alimentare a cazanului, turbina este prevăzută cu șapte prize fixe. Aceste prize alimentează cu abur instalația de preîncălzire regenerativă care este compusă din trei preîncălzitoare de suprafață de joasă presiune (PJP), un preîncălzitor de amestec-degazor și trei preîncălzitoare de suprafață de înaltă presiune (PIP).

Turbina este prevăzută cu șapte prize regenerative, în vederea preîncălzirii apei de alimentare a cazanului și pentru optimizarea consumului specific de căldură în ciclu. Turbina poate funcționa fără măsuri speciale la sarcini reduse până la puterea de minim tehnic de 30 MW.

Particularități constructive:

Rotoarele turbinei de tip monobloc, forjate din oțel aliat;

Rezemarea rotoarelor turbinei se face pe cinci lagăre, turbogeneratorul având încă două;

Eforturile axiale sunt preluate de un lagăr axial, amplasat între corpul de înaltă și corpul de medie presiune;

Sistemul de reglaj al turbinei este de tip electrohidraulic, asigurând pornirea, ridicarea turației, preluarea sarcinii, dar și menținerea turației în timpul funcționării.

1.4. Turbogeneratorul

Turbogeneratorul este antrenat prin intermediul unui cuplaj rigid de către turbina FIC – 330. Rotorul generatorului este răcit cu hidrogen, iar statorul cu apă. Turbogeneratorul are următoarele caracteristici tehnice:

Puterea aparentă nominală: 388 [MVA];

Puterea aparentă maximă: 405 [MVA];

Viteza de rotație : 3000[rot/min];

Factorul de putere: cosφ = 0,85;

Frecvența: 50 [Hz];

Tensiunea: 25 [kV];

Conexiunea fazelor: stea;

Raportul de scurtcircuit: 0,5.

1.5.Condensatorul

Turbina de 330 MW este prevăzută cu un condensator de suprafață de formă paralelipipedică, cu un singur drum de trecere a apei de răcire, cu fascicul orizontal de țevi și cu posibilitatea de curățire în mers.

Randamentul întregii instalații de preîncălzire a grupului este îmbunătățit datorită tipului constructiv al condensatorului ce previne subrăcirea condensatului.

Condensatorul are două răcitoare de aer amplasate la partea inferioară a fascicolului de țevi și care prin răcirea amestecului de aer și abur necondensat, micșorează cantitatea de abur aspirat de instalația de vid.

Din punt de vedere constructiv, condensatorul are următoarele caracteristici:

protecție împotriva creșterii presiunii;

capacul camerei de apă este rabatabil și divizat;

sprijinirea condensatorului se face prin resorturi;

materialul din care sunt confecționate țevile este alama.

1.6. Instalația de extragere a aerului

Această instalație de extragere a aerului are rolul de a îndepărta aerul infiltrat în condensatorul turbinei principale și în cel al TPA prin diferite neetanșeități din apă – abur, compunându-se din două tipuri de agregate:

unul destinat pentru extragerea aerului la pornirea grupului, folosind un ejector;

altul destinat extragerii aerului în timpul funcționării, compus din două pompe de aer tip SCAM LEBLANC – 21 (una fiind în rezervă).

1.7. Electropompele de aer

Pompa de aer este pusă în funcțiune în momentul în care în condensator s-a atins un vid de 50%.

Vidul este menținut de două pompe: una în funcțiune și alta în rezervă, fiecare fiind prevăzută cu un rezervor propriu de apă, aceasta fiind vehiculată în circuit închis după umplerea rezervorului.

1.8. Pompele de alimentare

Grupul de 330 MW este dotat cu o turbopompă pentru 110% debit pentru funcționarea de bază și o rezervă de 110 % în electropompe (2 · 55%).

Pentru a preveni apariția fenomenului de cavitație la variații de sarcină, fiecare pompă de alimentare este prevăzută cu o pompă de prealimentare.

Turbopompa de alimentare este dimensionată pentru a putea vehicula tot debitul de apă al cazanului.

Această instalație cuprinde:

turbina de antrenare a pompelor;

condensatorul turbinei de antrenare,

reductorul de viteză pentru antrenarea pompei;

pompa de prealimentare debit 110%;

pompa de alimentare debit 110%.

Turbina de antrenare a pompelor este de tipul cu acțiune într-un singur corp cu condensație, are două ieșiri spre arbore, pentru antrenarea directă a pompei de alimentare și pentru antrenarea prin reductor a pompei de prealimentare.

1.9. Electropompa de alimentare

Electropompele de alimentare sunt în număr de două pentru un grup și asigură fiecare 55 % din debitul de apă al cazanului.

Electropompa de alimentare se compune din:

motor electric pentru antrenarea pompelor;

multiplicator de viteză;

cupla multiplicatoare de viteză pentru antrenarea pompei de alimentare;

pompa de prealimentare;

pompa de alimentare.

Cuzineții se ung cu ajutorul unui circuit separat, nu din circuitul principal al turbinei.

1.10. Pompele de condensat

Grupul de 330 MW este echipat cu pompe de condensat în două trepte, fiecare având în componență electropompe cu debit de 100 % în funcțiune:

pompa de condensat treapta I – este de tip centrifug cu ax vertical;

pompa de condensat treapta II – este amplasată pe refularea pompelor treapta I neexistând pericolul cavitației și este de tip centrifugal cu ax orizontal.

1.11. Răcirea în circuit închis

Se folosește în situația când nu se dispune de apă suficientă pentru răcirea în circuit deschis, s-au când aceasta duce la soluții dezavantajoase din punct de vedere tehnico-economic.

Apa de răcire care circulă în circuit închis cedează căldura preluată de la condensator în turnul de răcire cu tiraj natural (sau tiraj forțat).

8

1 3

5 2 9

7 6 4

fig. 1.11.1

unde:

1- bazin apă răcită;

2 – conductă apă răcită;

3 – pompă de răcire;

4 – conductă apă caldă;

5 – turn de răcire;

6 – conductă apă răcită de turn;

7 – purjarea circuitului;

8 – apa de adaos;

9 – condensator.

Temperatura apei de răcire în sistemele de răcire în circuit închis este mai ridicată decât temperatura apei de răcire.

Valoarea depinde de tipul răcitoarelor folosite. În timpul verii temperatura apei răcite poate depăși chiar 32 – 33 oC. Prin aceasta randamentul circuitului termic scade. Diferența de randament într-o centrală termoelectrică cu răcirea în circuit deschis și una cu răcire în circuit închis cu turnuri de răcire cu tiraj natural este de ≈ 2 %.

Pompele de apă de răcire au o înălțime de refulare mai mare la instalațiile de răcire în circuit închis (16 – 20 m) față de cele de la instalațiile în circuit deschis (6 – 10 m), aceasta atrăgând după sine o majorare cu ≈ 1 % a cotei de consum a serviciilor interne ale centralei.

Apa rece este preluată de pompa de răcire din bazinul 1 , unde se aduce și apa de adaos. Conducta cu apă răcită duce apa până în fața sălii mașinilor de unde pompa de răcire o refulează prin condensator și apoi prin conducta de apă caldă sub presiune, la turnul de răcire. Apa răcită în turn se scurge prin conducta 6, iar purjarea se face prin conducta 7.

CAPITOLUL II

CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC

2.1. Destinderea aburului în turbine

Pornesc, pentru calculul circuitului termic, de la parametrii inițiali și țin cont pe parcurs de pierderile de entalpie, temperatură și presiune, conturându-se procesul destinderii aburului în turbină.

Schema termică de calcul este dată în figura 2.1.

Punctul 0 :

p0=186 [bar];

t0=535 [oC];

din diagrama i – s citim:

i0=3366,72 [kJ/kg];

v0=0,0175 [m3/kg].

Punctul 1:

∆p0-1=00,05·p0 [bar];

∆p0-1=9,3 [bar];

p1 = p0-∆p0-1 [bar];

p1 = 176,7 [bar];

∆i(0-1) = (1,5 – 2,5) [kJ/kg]; – pierderea de entalpie pe conducta dintre pc. 0 și 1;

i1 = i0 – ∆i(0-1) = 3364,50 [kJ/kg];

t1 = 530 [0C];

Punctul. 2:

∆p1-2 = (0,03 – 0,04) ·p0 = 6,7 [bar];

p2 = p1 – ∆p1-2 = 176,7 – 6,7 = 170 [bar];

i1 = i2 = 3364,50 [kj/kg];

Deci vom avea:

p2 = 170 [bar];

t2 = 527 [ºC];

i2 = 3364,50 [kj/kg];

Punctul 3t: Randamentul intern al treptei de reglaj se montează cu ηITR

Se consideră debitul de intrare în turbină :

D2=D0=3Pb t/h =275 [kg/s]; (2.1)

Deci, vom avea :

ηITR = 0,83 – = 0,802; (2.2)

Consider căderea de entalpie pe treapta de reglaj:

∆ITR = 56,5 [kJ/kg];

p3t = 130 [bar];

i3t =3308 [kJ/kg];

Punctul 3:

i3 = i2 – (i2 – i3t)·ηITR = 3319,187 [kJ/kg];

p3 = 130 [bar];

t3 = 495 [0C];

v3 = 0,0258 [m3/kg].

Punctul 4t:

Presiunea p4este:

p4 = (0,24 – 0,25)·p0 [bar];

p4 = 46 [bar].

Din diagramă, coborând din punctul 3 la entalpie constantă până la p4 = 46 bar, citim:

t4t = 350 [oC];

i4t = 3028 [kJ/kg];

v4t = 0,057 [m3/kg].

Randamentul corpului de înaltă presiune se notează cu ηiip și este dat de relația:

ηiip = (0,925-)(1+; (2.3)

în care: Hodip – căderea adiabatică de entalpie

∆Hrez – energia reziduală

∆Hrez =2,5 [kJ/kg];

vm= [m3/kg]; (2.4)

∆m = ∆2 =275 47 [kJ/kg];

ηiip =(0,925=0,857; (2.5)

i4' = i3- Hodip· ηiip =3069,9 [kJ/kg]; (2.6)

v4' = 0,06 [m3/kg];

vm" = = 0,0393 [m3/kg];

ηiip = 0,858;

i4' = 3969,5 [kJ/kg];

Punctul 4:

p4 = 46 [bar];

t4 =348 [oC];

i4 = 3069,5 [kJ/kg];

v4 = 0,06 [m3/kg];

∆p4-5 = 0,03 · pSii = 1,38 [bar];

p5 = p4 – ∆p4-5 = 44,62 [bar];

Pierderea estimată de temperatură:

∆t4-5 = 2 [ºC];

t5 = t4 – ∆p4-5 = 346 [ºC], i5 = 3066 [kj/kg];

Punctul 6:

∆t4-5 = (0,04 – 0,045)psii = (1,84 – 2,07)[bar];

p6 = p5 – ∆p5-6 = 42,5 [bar];

tsii = t6 = 550 [°C];

i6 = 3554 [kj/kg];

Punctul 7:

∆p6-7 = (0,03 – 0,035)psii = (0,03 – 0,035)[bar];

∆p6-7 = (1,38 – 1,61)[bar];

p7 = p6 -∆p6-7 = 41 [bar];

∆6-7 = 3 ºC, t7 = t6 – ∆6-7 = 547 [°C];

Deci vom avea: p7 = 41 [bar], t7 = 547 [ºC], i7 = 3544 [kj/kg], v7 = 0,096 [m3/kg];

Punctul 8t:

consider p8t = 3 [bar], în diagrama i-s, din 7 se coboară până la intersecția cu izobara de 3 bar și se obține:

i8t = 2824 [kj/kg];

v8t = 0,71 [m3/kg];

Punctul 8:

Calculez randamentul CMP:

ηiCMP = (0,925 – 0,5/DmVm)(1 + (HadCMP – 600)/20000)(1 – DHrez/HCMPad);

Vm = [m3/kg]

HCMPad = i7 – i8t = 720 kj/kg → ηiCMP = 0,919;

i8 = i7 – HadCMP · ηiCMP kj/kg = 2882,3 [kj/kg];

v8 = 0,76 [m3/kg];

vm = 0,27 [m3/kg];

Vom avea: p8 = 3 bar , i8 = 2882,3 [kj/kg], v8 = 0,76 [m3/kg], t8 = 209 [°C];

Punctul 9:

∆p8-9 = 0,02p8 = 0,06 [bar];

p9 = p8 – ∆p8 = 2,94 [bar];

∆t8-9 = 1 [ºC];

t9 = t8 – ∆t8-9 = 208 [°C];

Punctul 10t:

În diagrama i-s cobor din punctul 9 la entalpie constantă până la presiunea de condensație și găsesc punctul 10t, unde:

pc = p10t = 0,04 bar, i10t = 2220 kj/kg, v10 = 30 [m3/kg];

Punctul 10:

Consider într-o primă aproximație:

ηiCJP = 0,85;

ηiCJP = 0,87(1+; (2.7)

în care:HadCJP – căderea adiabatică în CJP,

Hu – căderea reală în domeniul aerului umed,

kmm – coeficient de corecție dependent de titlul aburului la ieșirea din turbină,

∆He – pierderea de energie cinetică la ieșirea din ultima treaptă din turbină.

HadCJP = i9-i10t = 660 [kJ/kg]; (2.8)

Kmm = a(1-bs)(1-xc/2);

În care: a – coeficient dependent de caracteristicile constructive și de presiunea aburului

bs- factor pentru eficiența separării picăturilor de apă

xc – titlul aburului.

a = 0,8

bs = 0,2

i10 = i9-HadCJP·ηiCJP = 2319,25 [kJ/kg];

v10 = 32,5 [m3/kg];

xc = 0,905;

Hu = 333 [kj/kg];

Kmm =0,0304;

∆He = 0,87·xc(0,65·xc+0,35)·∆Heo;

∆Heo – pierderea de energie reziduală și se citește în funcție de We (viteza reziduală)

We=;

în care: D2 – debitul masic de abur ieșit din turbină;

v2 – volumul specific al aburului saturat ieșit din turbină;

– numărul de fluxuri;

se – secțiunea de curgere la ieșirea dintr-un flux.

D2 = (1-a)D0 = 0,623·275;

Se = πdp·Ip·; (2.9)

În care:

dp = 1800 [mm];

Ip = 845 [mm];

Se = 5,05 [m2];

= 4 fluxuri;

We = 249,6 [m/s];

∆Heo = f(249,6) =40 [kJ/kg];

∆He = 29,55 [kj/kg];

ηiCJP = 0,834 ;

i10 = i9-HadCJP·ηiCJP = 2329,6 [kJ/kg];

v10 = 32,6 [m3/kg];

p10 = 0,04 [bar];

2.2. Calculul circuitului de preîncălzire regenerativă

Parametrii apei de alimentare la intrarea în cazan sunt aleși în funcție de parametrii aburului viu, astfel:

tal = (2/3 – 4/4)ts(p0) = (239,78 – 269,75) [°C]; (2.10)

Aleg: tal = 260 °C, pal = (1,35 – 1,4)p0 = (1,35 – 1,4)186 = (251,1 – 260,4) [bar];

Aleg: pal = 260 [bar];

Ținând cont de pierderile de presiune în PIP – uri estimez presiunea pompei de alimentare la 270 bar.

Cunoscând presiunea de degazare pdeg = 9 bar și considerând pierderile de presiune pe PJP – uri impun presiunea la refularea pompelor de condensat principal la 30 bar.

Punctul 22:

p22 = 260 bar , t22 = 260 °C, i22 = 1134,2 [kj/kg];

Punctul 11:

p11 = pc = 0,04 [bar];

t11 = tc – 0,5 = 29,98 – 0,5 = 29,48 [°C];

Consider o subrăcire a condensatului de 0,5 °C: i11 = 121,42 [kj/kg];

Punctul 12:

p12 = 30 [bar];

∆ipc = 8,58 [kj/kg];

t12 = 30,38 [°C];

Punctul 13:

Se consideră o creștere de temperatură pe RAL și RAS de aproximativ 10 [°C]:

t13 = 40 [°C];

p13 = p12 = 30 [bar];

i13 = 170,1 [kj/kg];

Punctul 14:

t14 = 50 [ºC];

p14 = p13 = 30 [bar];

i14 = 211,8 [kj/kg];

Calculul creșterii de entalpie pentru preîncălzitoarele de joasă și înaltă presiune.

∆ipjp = unde: nr. de preîncălzitoare de joasă presiune. (2.11)

Punctul 15:

p12 = 25 [bar];

i15 = i14 + ∆ipjp

∆ipjp = (i19 – i14)/zpjp;

Punctul 19:

p19 = pdeg = 9 [bar];

t19 = t(pdeg) = 173,35 [°C];

∆ipjp = 106,2 [kj/kg];

∆ipip = unde: Zpip – numărul de preîncălzitoare de înaltă presiune.

Punctul 20:

∆ipa = 17,2 [kj/kg], (creșterea de entalpie în pompa de alimentare);

i20 = i19 + ∆ipa = 760 [kj/kg];

p20 = 270 [bar];

t20 = 176,2 [ºC];

∆iPIP = = 124,73 [kj/kg];

Am considerat creșterea de entalpie constantă pentru fiecare preîncălzitor, iar pierderea de presiune de (4-5)bar.

Pentru punctul 15, 16, 17, 18, 21,23, 24, 25, 26, 27, 28 se va face calculul și se va trece tabelar:

Tab. 2.1.

2.3. Calculul entalpiilor la prize

Priza 7:

pp7 = p4 = 46 [bar];

tp7 = t4 = 348 [ºC];

ip7 = i4 = 3069,5 [kj/kg];

Priza 6:

tsp = t21 – (0-2) °C = 203 [°C];

psp6 = 16,55 [bar];

pp6 = psp6/0,95 = 17,42 [bar], presiunea este considerată ca fiind raportul dintre presiunea de saturație și 0,95.

ip6 = 3292 [kj/kg];

Priza 5:

psp = pdeg = 9 [bar];

pp = psp / 0,95;

pp5 = 9,47 [bar];

tsp5 175,37 [°C];

ips = 3124 [kj/kg];

Priza 4:

tsp4 = t18 + (4-6) °C = 155 [°C];

psp4 = 5,433 [bar];

pp4 = 5,72 [bar];

ip4 = 3008 [kj/kg];

Priza 3:

tsp3 = t17 + (4-6) °C = 131,8 [°C];

psp3 = 2,85 [bar];

pp3 = 3 [bar];

ip3 = 2884 [kj/kg];

Priza 2:

tsp2 = t16 + (4-6) °C = 105 [°C];

psp2 = 1,1207 [bar];

pp2 = 1,27 [bar];

ip2 = 2752 [kj/kg];

Priza 1:

tsp1 = t15 + (4-6) °C = 80 [°C];

psp1 = f(t15) = 0,4736 [bar];

pp1 = 0,5 [bar];

ip1 = 2620 [kj/kg];

2.4. Calculul debitelor la prize

Debitele se calculează pe baza ecuațiilor de bilanț pe preîncălzitoare:

PIP 7:

ap7(ip7 – i23) = 2Dipip rezultă ap7 = 2Dipip / (3069,5 – 896);

PIP6:

ap6(ip6 – i24) + (i23 – i24) ap7 = Dipip rezultă ap6 = 0,0446;

Degazor:

(1 – ap5 – ap6 – ap7)i18 + ap5ip5 + (ap6 + ap7)i24 = i19 rezultă ap5 =0,032;

PJP 4:

ap4(ip4 – i25) = (1 – ap5 – ap6 – ap7)(i18 – i17) rezultă ap4 = 0,035;

PJP3:

i25ap4 + ip3ap3 + i16(1 – ap7 – ap6 – ap5 – ap4 – ap3) = i17(1 – ap7 – ap6 – ap5), rezultă

ap3 = 0,0325;

PJP 2:

ap2(ip2 – i27) = [1 – (ap7 – ap6 – ap5 – ap4 – ap3)]Dipjp rezultă ap2 = 0,0328;

PJP 1:

ap1(ip2 – i28) = = [1 – (ap7 – ap6 – ap5 – ap4 – ap3)]Dipjp rezultă ap1 = 0,0312;

Punctul 24*:

t24* = tsp6 + (25-30) °C = 203 + (25-30) [°C]; (2.13)

t24* = 230 [°C];

i24* = 2866 [kj/kg];

Pentru calculul entalpiei din punctul 21 se scriu ecuațiile de bilanț:

i22 – i22* = ap6(ip7 – i24*);

i22* = i22 – ap7(ip7 – i24*) = 1117,16 [kj/kg];

i21 = i22* – 2Dipip = 867,7 [kj/kg];

p21 = 265 [bar];

t21 = 201 [°C];

t23 = t21 + (5-10) °C = 210 [°C];

i23 = 896 [kj/kg];

2.4.1. Calculul debitului turbopompei de alimentare

TPA = Dipa / (ip4 – icTPA), unde Dipa = 17,2 [kj/kg], – creșterea de entalpie pe pompele de alimentare;

pp4 = 5,72 [bar];

ip4 = 3008 [kj/kg];

pc = 0,004 [bar];

Din punctul dat de intersecția cu pp4 cu ip4 în diagrama i-s, coborâm la entalpia constantă până la presiunea de condensație unde citim ict = 2204 [kj/kg].

HTPAad = ip4 – ict = 3008 – 2204 = 604 [kj/kg]; (2.13)

Hi = 0,78HadTPA = 627, 12 [kj/kg]; (2.14)

ATPA = Dipa/Hi = 0,0274. (2.15)

2.4.2. Calculul de bilanț

q1 – căldura primită de la sursa caldă

q2 – căldura cedată la sursa rece

q1 – q2 + aad · i11 = li + aad · ideg ± ∆q; (2.16)

q1 = i0 – ial + (1-ap7)(i6 – i5);

q1 = 2670,778 [kJ/kg];

q2= ;

∆RAL = 0,01·∆1 = 2,75 [kg/s];

∆RAL = ∆RAS = 2,75 [kg/s];

iRAL = i1 = 3371 [kJ/kg];

iRAS = ip2 = 2572 [kJ/kg];

tCRAS = t30 = t12+(5-7)oC = 36 [oC];

i30 = 150,78 [kJ/kg];

t29 = 188,4 [oC];

p29 =1,2 [bar];

q2 = 1430,120 [kJ/kg];

Lucrul mecanic va fi:

li = i1-i4+(1-ap7)(i7-ip6)+(1-ap7-ap6)(ip6-ip5)+(1-ap7-ap6-ap5)(ip5-ip4)+(1-ap7-ap6-ap5-ap4-apTPA)(i9-ip2)+(1-ap7-ap6-ap5-ap4-ap3-ap2-apTPA)(ip2-ip1)+(1-api-apTPA)(ip1-i10);

li = 1232,35 [kj/kg];

CAPITOLUL III

CALCULUL INDICILOR DE PERFORMANȚĂ AI GRUPULUI

Acest calcul are ca scop determinarea principalilor indicatori specifici de eficiență energetică.

Cei mai importanți indici sunt: consumul specific de abur, consumul specific de căldură și consumul specific de combustibil.

Aceste date pot fi stabilite pe de o parte pentru diferite puncte de referință (de exemplu, combustibilul la intrarea în cazan, aburul la intrarea în turbină), iar pe de altă parte, pot fi raportați și la diferite puteri ale procesului de transformare a energiei. Ei cuprind astfel o parte sau întregul proces.

Pentru o definire fără echivoc a indicilor specifici trebuie ca, pe lângă datele pur numerice, să se indice întotdeauna și limitele de referință.

Din calculele anterioare a rezultat:

Lucrul mecanic specific: li = 1232,35;

Entalpia specifică esp = li · ηm · ηg unde:

ηg = 0,904 + 0,0743 = 0,993; (3.1)

esp = 1215,16 [kj/kg];

Debitul specific (raportat la entalpia specifică) dsp = 3600/esp = 2,987 [kg/kWh];

Debitul absolut D0 = P/esp = 330 · 103/1215,16 = 271,569 [kg/s]; (3.2)

Căldura specifică primită de la sursa caldă: qsp = 2670,78 [kj/kg];

Consumul specific de abur al grupului turbină-generator (raportat la puterea la borne) este: db = Gav / Pb = 0,0008712 kj/kWh unde Gav – debitul de abur viu;

Consumul specific de abur al grupului turbină-generator (raportat la puterea la borne) pentru turbine cu supraîncălzire intermediară:

qtub = Gav(iav – iaa)/Pb = 7783,2 [kj/kWh]; (3.3)

Consumul specific de combustibil: bc = (i1 – i22)/ηcazQii =1353,90 [kg/Mwh]; (3.4)

unde: Qi = puterea calorică a combustibilului (lignit) = 6700 [kj/kg];

Randamentul efectiv absolut: ηea = ηt · ηmi · ηg = 0,442; (3.5)

Randamentul brut: ηb = ηea · ηcz = 0,380; (3.6)

Căldura combustibilului, adică fluxul de căldură care se introduce în focar cu combustibilul sub formă de energie chimică este: Qb = BQii unde:

B = 113,275[hg/s] – consumul de combustibil, rezultă Qb = 181240 [kcal/h],

Qii = 6700 [kj/kg] – puterea calorică.

CAPITOLUL V

CALCULUL TURNULUI DE RĂCIRE

5.1. Generalități

Turnurile de răcire sunt răcitoare artificiale la care are loc un schimb de căldură organizat într-un volum închis între apă și aerul atmosferic.

După felul cum se face acest schimb de căldură turnurile pot fi:

cu contracurent;

cu curent încrucișat.

Turnurile de răcire se comportă ca schimbătoare de căldură de amestec în care transmisia căldurii se face prin schimb de substanță și prin convecții între medii. Cedarea de căldură de la apă la aer, are loc în principal prin evaporare și în subsidiar prin convecție.

Convecția intervine în special în sezonul rece, atunci când între lichid și aer este o diferență marcată de temperatură.

La turnul ideal sau de dimensiuni infinite, limita de răcire este temperatura termometrului umed T, adică temperatura măsurată la un tub termometric, învelit în postav umezit cu apă și supus unui curent de aer.

Răcirea prin evaporare a apei de circulație a căpătat o mare răspândire într-o serie de ramuri industriale importante ca cea energetică, chimică, metalurgică, etc., unde se pune problema necesității de a se elimina mari cantități de căldură la temperaturi joase.

Ca mediu care recepționează această căldură în aparatele industriale, se folosește în cele mai multe cazuri apa care îndeplinește rolul de agent de răcire.

Folosirea apei de răcire este legată, în unele cazuri de realizarea procesului tehnologic însuși, de exemplu, condensarea aburului după destinderea lui în turbinele de abur sau de diluarea substanțelor produse în industria chimică; în alte cazuri de apărarea diverselor organe tehnologice, spre exemplu, a cilindrilor de la motoarele cu combustie internă sau a căptușirii cuptoarelor industriale împotriva unei deteriorări rapide ca urmare a temperaturii înalte.

Condițiile pe care trebuie să le îndeplinească apa de răcire în cea ce privește temperatura și calitatea pot fi foarte variate în funcție de destinația apei de răcire. În cele mai multe cazuri, se cere ca temperatura apei să nu treacă de o anumită limită, relativ joasă, iar conținutul ei în impurități să nu ducă la formarea depozitelor în sistem sau la coroziunea părților metalice. Aceasta se impune prin condițiile de desfășurare a proceselor de producție, precum și cerințelor securității și cele de funcționare economică a instalațiilor.

Astfel, la centralele electrice cu turbine de abur, ridicarea temperaturii apei de răcire duce la mărirea consumului de combustibil pentru producerea energiei electrice, iar în unele cazuri, la reducerea puterii disponibile.

Aceleași rezultate au și depunerile (piatra, mâlul) pe suprafețele supuse răcirii, cea ce înrăutățește condițiile în care are loc schimbul de căldură.

Aceasta are ca urmare o mărire considerabilă a debitului de apă, care în unele întreprinderi ajunge la mii și chiar zeci de mii de m3/h. Dacă se dispune de o sursă de apă de o capacitate suficientă (râuri, lacuri), la alimentarea cu apă se aplică de obicei sistemul de curgere liberă la care apa este folosită numai odată pentru răcire. Un astfel de sistem se aplică însă rareori și numai pentru instalații mici.

Când aplicarea sistemului de alimentare în scurgere liberă va fi imposibilă sau irațională din punct de vedere economic, se poate realiza răcirea cu aer sau cu apă care circulă într-un sistem închis și îndeplinește rolul unui agent termic intermediar între instalația supusă răcirii și aerul exterior.

În cel din urmă caz sistemul de alimentare cu apă se numește în circuit închis, iar apa folosită într-un astfel de sistem – apă de circulație.

Folosirea directă a aerului ca mediu de răcire a căpătat o răspândire redusă. Aceasta se explică mai ales prin coeficientul foarte mic de căldură între suprafața supusă răcirii și aer, din care cauză suprafața de răcire necesară trebuie să fie de câteva ori mai mare decât la răcirea cu apă.

Dificultățile răcirii cu aer se mențin și la aplicarea sistemului de alimentare cu apă în circuit închis când aerul este folosit la răcirea apei în schimbătoare de căldură de suprafață (calorifere sau radiatoare).

Intensificarea considerabilă a schimbului de căldură dintre apa de circulație și aer, precum și reducerea cantității de aer necesară, se realizează la folosirea sistemelor de răcire (contact) care folosesc principiul răcirii prin evaporare.

Astfel, răcirea prin evaporare a apei de circulație a căpătat o utilizare predominantă de alimentare cu apă în circuit închis.

Instalațiile care folosesc acest procedeu poartă denumirea de turnuri de răcire. După felul răcirii, turnurile de răcire pot fi schimbătoare de căldură prin evaporare sau de suprafață. La rândul lor turnurile de evaporare se împart în trei grupe și anume: turnuri descoperite, turnuri cu coș și turnuri de răcire cu ventilator.

Tipurile enumerate mai sus se pot împărți după felul creării suprafețelor de răcire:

fie pe calea împrăștierii apei cu ajutaje (turnuri de răcire prin stropire);

fie cu dispozitive de stropire.

Dispozitivele de stropire pot fi de tipul cu picurare, în care schimbul de căldură are loc, în principal la suprafața picăturii apei, de tip pelicular, în care schimbul de căldură are loc la suprafața peliculei și mixte (pelicular cu picurare).

După circulația aerului în dispozitivul de stropire în raport cu circulația apei, turnurile de răcire pot fi:

cu contracurent;

cu curent transversal;

mixte (transversal + contracurent).

Evaporarea apei depinde în bună măsură de starea de umiditate a aerului la intrarea în turn, deci a aerului ambiant.

Din fizica aerului umed se cunosc dependințele: τ = f(ta, φa) unde ta – este temperatura aerului măsurată la termometrul uscat; φa – umiditatea relativă a aerului.

Ca orice schimbător de căldură cu dimensiuni finite în turnul de răcire se obține un nivel de temperatură al apei răcite t2 mai ridicat decât cel teoretic și anume:

t2 = τ + δtt, unde mărimea δtt se numește apropierea față de termometru umed și ea caracterizează calitatea termodinamică a funcționării turnului de răcire.

Această mărime depinde de:

încărcarea termică și hidraulică a turnului;

debitul de aer trecut prin turn;

mărimea coeficientului de schimb de căldură în turn;

sistemul de organizare a dispozitivului de răcire.

Mișcarea aerului prin turnurile de răcire se poate face datorită tirajului unui coș înalt în care se ridică coloana de gaze umede și calde (turnuri cu tiraj natural) sau datorită unor ventilatoare (turnuri cu tiraj forțat).

5.2. Tirajul turnurilor de răcire

Circulația aerului în turn joacă un rol deosebit în fenomenul răcirii. Cu cât debitul de aer este mai mare, față de același debit de apă, cu atât răcirea apei este mai eficace, iar temperatura apei la ieșirea din turn se poate apropia mai mult de limita inferioară de răcire. De aceea, este indicat a face, prin toate mijloacele posibile, din punct de vedere tehnic și economic, să circule prin turn un debit cât mai mare de aer, deci ca turnul să lucreze cu un λ cât mai mare. Această măsură atrage după sine și o scădere a temperaturii t2 a aerului la ieșirea din turn, precum și o funcționare a turnului numai în domeniul nesaturat pentru aer.

Turnurile de răcire se construiesc cu tiraj natural și cu tiraj artificial. Alegerea soluției cât mai adecvate depinde, în special de condițiile în care va funcționa turnul din punct de vedere al climatului, de exigențele impuse în cea ce privește temperaturile extreme ale apei de răcit și de problemele economice. De aceea, soluția optimă va fi determinată de la caz la caz.

5.2.1. Tirajul natural

Tirajul natural depinde, în primul rând, de condițiile de climă în care lucrează turnul și apoi de eficiența schimbului de căldură și de substanță dintre aer și apă, care la rândul lor depind de tiraj.

Această eficiență depinde, la rândul ei, de diferența de temperatură dintre apă și aer și de entalpia inițială a aerului.

De aceea un turn cu tiraj natural lucrează în condiții bune, dacă diferența de temperatură t – 0 are o valoare pozitivă cât mai mare și dacă I1 este cât mai mic. În tirajul natural, nu este posibilă o apropiere prea mare a temperaturii de ieșire a apei din turn de limita inferioară de ieșire.

Tirajul natural are avantajul că oferă o construcție mai simplă și necesită cheltuieli mai mici; necesită investiții mari din cauza coșului de tiraj care are dimensiuni impunătoare și un spațiu liber în jurul lui.

5.3. Calculul turnului de răcire cu tiraj natural prin metoda exactă Berman

Sistemul de răcire este compus din pelicule dispuse în contracurent (fig. 5.1.):

X

α

Fig.5.1.

5.3.1. Determinarea datelor principale pentru apă

debitul D1 = 9096,906 [kg/s];

temperatura la intrare t1 = 24 [°C];

temperatura la medie tm = 0,5(t1 + t2) = 20,5 [°C]; (5.1)

temperatura la ieșire t2 = 17 [°C].

Din tabelele de abur se deduc presiunile de saturație:

p*(t1) = 0,0298[bar];

p*(t2) = 0,02103 [bar];

p*(tm) = 0,0231 [bar].

Petru aer avem:

temperatura de intrare θ1 = 15 [°C];

umiditatea la intrare φ1 = 60 [%];

presiunea atmosferică pbar = 0,093 [bar];

Din tabelele de aer umed se extrage:

presiunea de saturație pentru θ1 , p*θ1 = 0,017 [bar];

conținutul de umiditate la intrare x1 = 0,0064 [kg/kg];

entalpia aerului la intrare i1 = 31,4 [kj/kg];

temperatura termometrului umed t= 11[°C].

Diferența de temperatură între apă și aer (măsurate cu termometrul uscat și umed) sunt: t2 – θ1 = 17 – 15 = 2 [°C], t2 = 17 – 11 = 6 [°C].

Conform teoriei lui Berman, abaterea presiunii vaporilor saturați față de curba reală la extreme este:

∆p* = 0,25(p*1 + p*2 – 2pm*) = 0,001157 [bar]; (5.2)

Presiunea de saturație de calcul la intrarea apei în turn:

p2* – ∆p* = 0,02103 – 0,001157 = 0,019873 [bar]; (5.3)

Din tabelele de abur pentru pm* se deduce căldura medie de vaporizare: rm = 2455 [kj/kg];

Calculez în continuare, mărimile auxiliare ce intră în formule:

n = = 0,001252 [bar/°C]; (5.4)

n · rm = 0,001252 · 2455 = 3,0757; (5.5)

m = (p*1 – ∆p*) – t1(p*1 – p*2)(t1 – t2) = -1,44471. (5.6)

Pentru aer se obțin datele intermediare:

presiunea vaporilor nesaturați din aer: pθ1 = φ1· p*θ1 = 0,60 · 0,017 = 0,0102 [bar];

presiunea parțială a aerului: (paer)m = pbar – pθ1 = 0,9828 [bar];

p*2 – pθ1 – ∆p* = 0,00967 [bar]; (5.7)

rm(p*2 – pθ1 – ∆p*) = 23,747. (5.8)

Depozitarea la intrarea în turn:

φ1 = (1+x1) / (Ra + xRv) · p/T1 = 1,21347 [kg/m3]. (5.9)

5.3.2. Calculul cantități teoretice de aer

Pentru umiditatea aleasă la ieșire φ2 = 1, adică pentru cazanul în care umiditatea absolută x2 a aerului la ieșire este maximă, x2 = x* se efectuează prin încercări succesive.

Se aleg diferite valori pentru θ2 și se verifică această valoare cu temperatura φ*2 rezultată din formula:

; (5.10)

Efectuez calcule pentru trei valori de încercare ale lui θ2. Introducând în diagrama de variație θ*2 = f(θ2), se obține θ*2 = θ pentru temperatura 20,401 °C.

Pentru temperatura găsită se determină din tabelele de aer umed:

i1 = 53,891 [kj/kg], deci i2 – i1 = 53,891 – 31,4 = 22,49 [kj/kg];

x2 = x*2 = 0,0161 [kg/kg], deci x2 -x1 = 0,0161 – 0,1164 = 0,097 [kg/kg];

c · t2 · (x2 – x1) / (i2 – i1) = 0,032206. (5.11)

Tab.5.1.

Coeficientul de corecție a cantității teoretice de aer este:

k = 1 – c · t2 = 1 – 0,032206 = 0,96779; (5.12)

cantitatea de aer teoretic necesară pentru răcirea apei este:

xt = c · ∆t / k(i2 – i1) = 1,343 [kg/kg]. (5.13)

5.3.3. Alegerea cantității reale de aer

Admit cazul cel mai complicat care apare la turnurile cu tiraj natural cu încărcare mare, anume:

λr < λt , se alege λr = 0,76 · λt = 0,76 · 1,343 = 1,0209 [kg/kg]. (5.14)

5.3.4. Calculul indicelui de suprafață specifică Ω, pentru cazul aerului nesaturat

Rezolvarea ecuațiilor diferențiale ale bilanțului schimbului de căldură conduce la următoarea expresie pentru temperatura apei la intrarea în turn.

t1 = C1 · h1 · ey1·Ω +C2h2 · ey2 +C3 ; (5.15)

Calculez întâi rădăcinile y1 și y2 și coeficienții C1, C2 și C3 ai ecuației ; apoi se determină indicele de suprafață specifică Ω.

În cazurile practice, al doilea termen din membrul al doilea al ecuației este foarte mic și neglijabil față de ceilalți termeni.

Rezolvând ecuația în funcție de Ω se obține:

Ω = 2,3/y1 ·lg; (5.16)

Folosind premisele: α/β = 0,35; Ca = 1,006; ka = 1; se rezolvă ecuația diferențială de ordinul al doilea a schimbului de căldură în turn.

Rădăcinile ecuației caracteristice sunt:

y1 = ; (5.17)

y2 = ;

unde: M = (a+b)-(); (5.18)

N = a(b- unde: a = 1/λ · α/β · k/Ca = 1,376, b = 1,565; (5.19)

S-a calculat: n · rm = 3,0757, deci:

M = (1,376 + 1,565) – (0,7345 + 0,35) = 1,0856;

N = 1,367(1,565 – 0,7345) – 1,565 · 0,35 = 0,595;

y1 = 1,470;

y2 = = -o,4004;

Valorile ajutătoare pentru determinarea coeficienților sunt:

d = Ca/ka · λ/4,187 = 0,2452;

h1 = 1 + y1/a = 2,0683;

h2 = 1 + y2/a = 0,7093;

d-h1 = 0,2452 – 2,0683 = -1,8231;

d-h2 = 0,2452 – 0,7093 = -0,4641;

y1(y1 – y2) = 1,470(1,470 + 0,4004) = 0,749;

y2(y2 – y1) = -0,4004(-0,4004 – 1,470) = 1,748;

Coeficienții sunt:

C1 = a · = 8,727; (5.21)

C2 = a · = 1,472;

C3 = θ1 – (C1 + C2) = 15 – (18,727 – 1,472) = -2,255;

Ω = 2,3/y1 · lg · = 0,264; (5.22)

Calculul se verifică prin introducerea valorii lui Ω în ecuația:

t1 = 18,727 · 2,068 · e0,470 · 0,264 + 1,472 · 0,709 · e-0,4004 – 2,255 = 23,5167 [°C];

Temperatura de ieșire a aerului din turn θ2:

θ2 = C1 · ey1λ + C2 · ey2Ω + C3 = 21,311 [°C]. (5.23)

Se verifică caracteristicile pθ2 și φ2 ale aerului la ieșirea din turn. Presiunea vaporilor de apă conținuți în aer la ieșirea sa din turn este:

pθ2 = C1 · eΩy1 · y1(d – h1) + C2 · ey2Ω · y2(d – h) + p* – ∆p* = 0,03149 [bar]; (5.24)

umiditatea aerului: φ2 = pθ2 / p*θ2 = 1,23 > 1.

Presiunea de saturație: p*θ2 = 0,02535 bar la temperatura θ2 = 21,310 °C, umiditatea φ2 < 1 atunci valoarea obținută pentru Ω ar fi fost cea corectă, întrucât calculul respectiv este valabil numai pentru zona aerului nesaturat.

5.4. Calculul dimensiunilor geometrice

Presupun: Waer = 1,9 m/s, debitul de aer: D2 = λ · D1 = 1,0209 · 9096,906 = 9287,03 [kg/s];

Secțiunea de trecere a aerului:

Saer = D2 / Waer = 9287,03 / 1,9 = 4887,910 [m2]; (5.25)

Sb = Saer = 5865,49 [m2] unde b = 0,065 – distanța dintre plăci, = 0,0125 – grosimea plăcilor, Ar = 1,05 – factor de corecție.

Viteza relativă între apă și aer: W0 = Waer + Wapă = 1,9 + 0,25 = 2,15 [m/s]; (5.26)

Din diagramă β = f(W0) pentru temperatura medie a apei; tm = 20,5 °C rezultă coeficientul de schimb de substanță: βp = 10,4771 · 10-3[ kg/m2s · bar]. Corecția pentru distanța dintre plăci, a1 = 0,92, a2 = 0,99, a3 = 1,00.

Cu aceste elemente, suprafața de prelingere este:

F = Ω · 251841,867 [m2] (5.27)

Înălțimea totală a zonei cu plăci este: H0 = b/2 · F/Saer · Ah = 1,787 [m] unde: Ah – coeficientul de corecție pentru intersecțiile C între plăcile ce formează suprafețele de răcire.

Intensitatea de stropire: d1 = = 209, 348 [kg/mh] nu trebuie să scadă sub 80 [kg/mh];

Densitatea de stropire: q = = 5,6117 [m3/m2h]; (5.28)

Se admite viteza aerului în coșul turnului: Waer = 1,55 [m/s], coeficientul de rezistență al turnului se ia din diagramă ξ = f(q); pentru q = 5,61 m3/m2h rezultă ξ = 33.

Înălțimea coșului deasupra zonei de răcire este:

Hc = = 95 [m].

CAPITOLUL VI

STUDIUL POSIBILITĂȚII DE ECHIPARE A GRUPULUI CU UN TURN CU TIRAJ FORȚAT

6.1. Tirajul artificial

Tirajul artificial este asigurat cu ajutorul unor ventilatoare axiale cu diametru mare și cu turație reglabilă. În cazul tirajului artificial, debitul de aer nu mai depinde de condițiile în care funcționează turnul din punct de vedere al temperaturilor aerului și apei, ci numai de rezistența întâmpinată de aer la trecerea sa prin turn și de capacitatea ventilatorului. De aceea, turnurile cu tiraj artificial lucrează de obicei, cu cifre λ mai mai mari decât cele cu tiraj natural. Prin aceasta, tirajul artificial asigură o funcționare corespunzătoare a turnului și în cazurile dificile, când aerul aspirat în turn are o temperatură ridicată sau când este necesară o apropiere cât mai mare de limita inferioară de răcire.

În cazul tirajului artificial, se realizează, de cele mai multe ori, viteze relativ mari pentru aer. De aceea, se preferă în acest caz prelingerea peliculară a apei în turn.

Formulele utilizate la tirajul natural pentru exprimarea rezistenței hidraulice opuse la trecerea aerului prin turn, rămânând valabile și pentru tirajul artificial, cu aceeași semnificație a simbolurilor. Se pot scrie deci:

[m/s]; (6.1)

[N/m2]; (6.2)

Puterea necesară ventilatorului pentru a produce viteza ω, în cazul unei valori date a lui λ, va fi:

P = RSbω = ; (6.3)

P = 10-3 [kW]; unde V – debitul volumic al ventilatorului [m3/s]

Având în vedere că puterea necesară ventilatorului depinde de puterea a treia a lui V, rezultă că pentru a fi nevoie de o putere mai mică, va trebui ca valoarea lui V să nu fie prea mare, cea ce este de altfel necesar și pentru a dispune pe secțiunea orizontală cât mai multe elemente constructive interioare.

Această măsură are drept urmare o înălțime mai mică pentru turn, dar care micșorează drumul în lungul căruia, vine apa în contact cu aerul. Totuși, o extindere exagerată pe orizontală, în dauna înălțimii, nu este recomandabilă, deoarece grosimea peliculei de apă nu trebuie să fie mai mică decât 1,5 mm, pentru a nu dispărea prin evaporare.

Raportul Sb/H va fi determinat după ce aleg construcția interioară a turnului și dispozitivele pe care se va produce prelingerea și după ce se calculează grosimea peliculei.

6.2. Comparație între turnurile cu tiraj forțat și cele cu tiraj natural

Față de limita de răcire teoretică, construită de temperatura termometrului umed, turnurile de răcire cu tiraj natural reușesc să realizeze o temperatură a apei răcite cu 12-15 °C mai ridicată decât temperatura termometrului umed. Această apropiere a temperaturii apei răcite față de limita teoretică de răcire, constituie avantajul esențial al turnurilor de răcire cu tiraj forțat. De exemplu, pentru temperatura nominală considerată pentru turnurile de răcire în zona climată a Europei centrale de 12 °C, care corespunde unei temperaturi a termometrului uscat de 15 °C și unei umidități relative de 70 % se obțin următoarele performanțe la diferite tipuri de răcire, indicate în tabelul 6.1.

Puterea consumată de turnurile cu tiraj forțat este de 0,6 – 1 % din puterea produsă de grupul electrogen care folosește debitul de apă.

Din punct de vedere constructiv, turnurile cu tiraj forțat permit o reducere a înălțimii de pompare a apei în turn de la 8,5 – 9 m, cât se întâlnește la construcția marilor turnuri cu tiraj natural, la cca. 7,5 m. Pentru debitul de apă arătat mai sus de 10500 m3/h, diferența de putere consumată de pompe atinge 60 – 80 kW. Această economie de pompare reduce diferența de consum al serviciilor interne datorită ventilatoarelor.

Tab. 6.1.

Datorită diferenței de temperatură a apei răcite, între exploatarea centralei cu turnuri cu tiraj natural sau turnuri cu tiraj forțat există o diferență de consum specific de combustibil.

Construcția marilor turnuri cu tiraj natural și cu tiraj forțat, executate din beton armat, are un specific diferit. La turnurile cu tiraj natural, coșul cu tiraj, având o înălțime de până la 100 m, se realizează din beton monolit. Încercările de a construi coșul din prefabricate nu au dat rezultate concludente, astfel că, pentru acest tip, trebuie să se conteze numai pe beton monolit. Singura posibilitate de modernizare a procesului de construcție se poate obține folosind cofraje glisante, ceea ce aduce economii de lemn de cofraj.

Turnurile cu tiraj forțat au o construcție joasă, pretându-se atât la construcția monolit cât și la aceea de prefabricate.

Ele oferă un front de lucru mai larg și permit astfel realizarea lor într-un timp mult mai scurt.

Din punct de vedere funcțional, turnurile cu tiraj natural sunt superioare celor cu tiraj artificial, dacă temperatura de intrare a aerului în turn este mai mică de 14 °C și dacă nu se face uz de posibilitatea de reglare a debitului la tirajul artificial. Peste 14 °C, superioritatea funcțională a tirajului artificial devine din ce în ce mai evidentă.

Un dezavantaj destul de serios al turnurilor cu tiraj natural îl constituie sensibilitatea lor la vânturile exterioare.

Tirajul creat de coș nu depășește în general, 0,5 mbar, la o viteză a aerului prin turn de 1,2 – 2,0 m/s, pe când presiunea de stagnare creată la ieșirea din coș de către un vânt mai puternic este adesea mai mare, ceea ce are ca efect o micșorare a debitului de aer prin tun și o înrăutățire a răcirii apei.

După unele măsurători s-a observat o creștere a temperaturii apei la ieșire de 1,2 °C, la o viteză a vântului de 5 m/s și de circa 4 °C la 10 m/s.

În schimb, tirajul artificial este puțin influențat de vânt, din cauza vitezelor mai mari cu care aerul trece prin turn.

La tirajul artificial există pericolul recirculării aerului. Acest pericol se manifestă însă numai la turnurile cuplate într-un singur bloc și anume, dacă înălțimea lor este mai mică de 30 m. Turnurile individuale mai mari sunt avantajoase și în cazul tirajului artificial.

Cheltuielile de investiții sunt direct proporționale cu suprafața de bază a turnului, cu înălțimea sa și cu construcțiile interioare necesare curgerii apei.

Cu toate progresele realizate în studiul teoretic al fenomenelor care se produc într-un turn de răcire, proiectarea și mai ales construcția corectă unui turn de răcire rămân totuși și mai departe probleme de experiență. Calculele permit astăzi să se stabilească unele din dimensiunile principale ale turnului, dar mai ales permit o verificare a dimensiunilor alese pe bază de experiență.

De aceea, proiectarea începe de la valori acumulate prin experiență și continuă prin verificări executate pe baza teoriei ce se va expune în continuare.

A. Prima problemă care trebuie rezolvată la începerea proiectării constă în alegerea soluției generale și mai ales în alegerea tirajului. Acest lucru se poate realiza pe baza unui studiu asupra condițiilor de climă locale, asupra cerințelor privind temperatura apei reci și în special asupra problemelor economice. Anumite cerințe speciale asupra temperaturii t2 indică de la sine soluția care trebuie luată în considerare, în concordanță cu condițiile locale de climă.

În aspectul economic trebuie avute în vedere următoarele:

cheltuielile de investiții și amortizările speciale;

energia cheltuită;

avantajele economice ale soluției asupra procesului tehnologic pe care îl deservește turnul,

cheltuielile de întreținere și reparații.

Se alege întâi soluția tirajului și apoi se trece la tatonările necesare proiectării.

B. Alegerea densității ploii b (sarcinii hidraulice) a turnului de răcire și anume:

pentru tirajul natural b = 1,00 … 1,40 [kg/m2 · s];

pentru tirajul artificial b = 2,00 … 3,00 [kg/m2 · s].

Suprafața de bază a turnului Sb = G/b [m2]; se deduce astfel diametrul turnului de bază.

C. Determinarea coeficientului de evaporare Ke. În acest scop, se aleg inițial valori pentru debitul specific de aer λ astferl:

Pentru tiraj natural λ = 0,55…….0,75;

Pentru tiraj artificial λ = 0,90…..1,20.

Cu cât valoarea lui λ este mai mare, cu atât aerul va ieși din turn mai puțin saturat cu vapori de apă.

Coeficientul de evaporare se definește, plecând de la ecuația lui Merkel:

Ke = . (6.4)

Dacă se alege o anumită valoare pentru sarcina hidraulică b, atunci expresia devine:

Ke = , prin K2 = S/Sb se indică modul cum se repartizează suprafața S pe orizontală și pe verticală.

S = KeG/σ m2.

În acest caz este necesar să se determine coeficientul σ pentru schimbul de substanță. Pentru determinarea lui α și σ, este necesar să se cunoască viteza relativă dintre apă și aer.

Determinarea înălțimii de răcire H (înălțimea activă). În cazul stropirii:

H = m, iar în cazul prelingerii:

H = m; unde σa este densitatea apei.

Determinarea stării aerului la ieșirea din turn. Entalpia I2 a aerului la ieșirea din turn se poate determina cu relația:

I2 = I1+c∆t/λ'.

Determinarea în primă aproximație a înălțimii coșului de tiraj, unde H reprezintă înălțimea activă pentru tiraj.

Starea aerului la ieșirea din turn. Se calculează entalpia I2, dar nu și temperatura θ2, pentru valoarea lui ∆t cerută de beneficiar și pentru diferite valori ale lui I1 și λ.

Determinarea temperaturii θ2 la ieșirea aerului din zona activă a turnului

Cunoscând pe S1, α, t1, t2 și λ , se poate găsi acum valoarea temperaturii θ2 cu ajutorul formulei:

σ2 = pentru α/σcp ≠ 1. (6.5)

Calculele pot fi efectuate pentru mai multe valori ale lui λ sau ale celorlalți parametrii.

Determinarea valorii corecte a înălțimii active H se face în funcție de suprafața de contact.

Determinarea înălțimii coșului de tiraj H' la turnurile cu tiraj natural.

Coeficientul de rezistență hidraulică la turnurile cu stropire este compus din două părți:

una opusă aerului de către picături;

cea de-a doua, datorită construcțiilor necesare pentru realizarea ploii și schimbării de direcție a curentului de aer.

H' = R/(σ1 – σ2)g m; (6.6)

Dacă se cunoaște H', se poate determina și înălțimea totală a turnului:

Htot = H' + h/2 + HF; HF – înălțimea ferestrelor. (6.7)

Verificarea debitului specific de aer λ admis în calcul

Λ = . (6.8)

Înălțimea turnului cu tiraj artificial este construită din:

Înălțimea activă pentru răcire H;

Înălțimea necesară accesului aerului în turn și schimbării direcției sale;

Înălțimea necesară racordării secțiunii turnului la cea a ventilatorului axial;

Înălțimea turnului în care va funcționa ventilatorul axial;

Înălțimea difuzorului.