Calculul Circuitului Termic

CUPRINS

1.Calculul circuitului termic

1.1.Calculul presiunii de condensare

1.2.Stabilirea temperaturii apei de alimentare

1.3.Stabilirea parametrilor aburului înainte și după fiecare schimbător

1.4.Calculul preliminar

1.5.Calculul exact

1.6.Stabilirea parametrilor apei de alimentare

1.6.1.Stabilirea presiunii

1.6.2.Stabilirea temperaturii

1.6.3.Stabilirea entalpiilor

1.7.Determinarea debitelor raportate la prize

2.Calculul ITG

2.1.Generalități

2.2.Calculul arderii în GA

3.Calculul indicilor de performanță

3.1.Lucrul mecanic specific pentru instalația de turbină cu abur

3.2.Energia specifică

3.3.Consumul specific de abur

3.4.Consumul specific de căldură raportat la bornele generatorului

3.5.Calculul debitelor absolute

3.6.Calculul randamentului

3.7.Lucrul mecanic consumat de compresor

4.Calculul consumului de combustibil

4.1.Pentru instalația de turbină cu abur

4.2.Pentru instalația de turbină cu gaze

4.3.Consumul specific de combustibil

5.Calculul instalației cu energie electrică a ventilatoarelor

5.1.Alegerea motorului electric

5.2.Alegerea și verificarea secțiunii conductoarelor de alimentare

5.2.1.Dimensionarea secțiunii conductoarelor pe baza încălzirii maxime adm.

50 pagini

=== ELI ===

Introducere

Centrala termoelectrică are o putere instalată de 400 MWA (2200 MW), este echipată cu două grupuri Skoda 200 în circuit de răcire mixt.

Grupurile au în alcătuire:

cazane de 645 t/h, 178 bar, 545535oC;

turbină cu abur;

generatorul electric 20 MW, 15 kV;

transformator 15/220 kV, 250 MWA.

Combustibilul folosit în centrala termoelectrică Rovinari este lignitul extras din bazinul Olteniei, livrat pe benzi transportoare din depozitele din vecinătatea centralei.

Folosesc și combustibil auxiliar pentru pornire și stabilizarea flăcării( gaz natural, păcură).

Puterea calorifică a lignitului de Rovinari este 7455 kJ/Kg.

Cazanul este cu străbatere variată.

Alimentarea cazanului cu combustibil se face de la 8 mori ventilator MV 65, fiecare moară racordată la un arzător.

Zgura se evacuează hidraulic.

Turbina de condensație prezintă trei corpuri.

Pentru funcționarea în regim închis sau mixt centrala e echipată cu turnuri de răcire cu tiraj natural.

Apa este captată din canalul de deviere al râului Jiu.

Racordarea la S.E.N. se face prin stația de conexiune 220/400 kV de la Urechești.

CAPITOLUL 1

CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC

I.1.Calculul presiunii de condensare

Presiunea de condensare este legată de temperatura de condensare, fiind presiunea de saturație corespunzătoare temperaturii de condensare, iar temperatura de condensare este dată de relația:

Tc=tr++t

Unde:

tr=temperatura apei de răcire la intrarea în condensator, tr=15oC,

t=încalzirea apei la răcire, t=910oC pentru circuit mixt,

t=diferența terminală de temperatură, t=35oC,

tcmin=tr+tmin+tmin=

=15+9+3=

=27oC

tcmax=tr+tmax+tmax=

=15+10+5=

=30oC

Din tabelul de proprietăți apă-abur (Raznjevic), pe curba de saturație se citesc valorile corespunzătoare:

Pcmin=0,0336 bar

Pcmax=0,04004 bar

Se alege pc=0,04 bar pentru care t c=28,9790C și Ic=121,42 kJ/Kg

Diagrama de schimb de căldură a condensatorului are forma:

t ts=tc

tr2

tr1 t

Q

I.2.Stabilirea temperaturii apei de alimentare

Temperatura optimă a apei de alimentare se determină dintr-un calcul de optimizare din condiția ca sporul de randament termic datorat aplicării preîncălzirii regenerative să fie maxim.

Tal=tc+(0,750,85)(ts-tc)

Tal=250oC

Presiunea de alimentare a cazanului se alege în funcție de tipul acestuia astfel, pentru cazanul cu străbatere forțată:

pal=(1,251,3)po=

=(1,251,3)178=230 bar

pentru tal=250oC Ial=1087 kJ/Kg

pal=230 bar

I.3.Stabilirea parametrilor aburului la intrarea în corpurile turbinei și trasarea diagramei i-s

Valorile căderilor de presiune și temperatură pentru CTE cu abur supraîncălzit, cu supraîncălzire intermediară sunt date în tabelul următor:

Valorile randamentelor interne ale corpurilor turbinei sunt:

icip=0,820,88

icip=randamentul intern al corpului de înaltă presiune al turbinei

icmp=0,850,92

icmp=.i.al.C.M.P.al.t.

icjp=0,810,92

icjp= i.al C.J.P.al t.

0 1

4 3 8 9

2

5

10

6 7

Punctul “0”=parametrii aburului la ieșirea din cazan

p0=178 bar

t0=535oC

din Raznjevic i0=3379,55 kJ/Kg

s0=6,38435 kJ/Kg

v0=0,01908 m3/Kg

punctul “1” p1=p0-p0-1=178-(46)178=170 bar

t1=535-(45oC)=530oC

i1=3271 kJ/Kg

s1=6,3744k J/Kg

v1=0,0192 m3/Kg

punctul ”2”=parametrii aburului la intrarea în turbină

p2=p1-p1-2=170-0,058178=160 bar

t2=t1-35oC=525oC

i2=3168,7881 kJ/Kg

s2=6,39615 kJ/Kg

v2=0,02030 m3/Kg

punctul “3”=parametrii aburului la ieșirea din CIP

i2=3168,7881

s2=6,39675 kJ/Kg

p3=psii=(0,180,26)p0=0,23178=40 bar

i3t=(p3,s2)=2958,5 kJ/Kg

HtCIP=i2-i3t=3365,75-2958,5=

=407,25 kJ/Kg

HrCIP=iCIPHtCIP=

=(0,820,88)407,25=346,1625 kJ/Kg

i3=i2-Hr=3365,75-346,1625=3020 kJ/Kg

t3=(p3,i3)=324oC

punctul “4”=intrarea în supraîncălzitor

t4=t3-t3=324-3oC=320oC

p4=p3-p3-4psi=40-0,01540=37,5 bar

i4=3013,03 kJ/Kg

s4=6,496 kJ/Kg

v4=0,066645 m3/Kg

punctul “5”=ieșirea din supraîncălzitor

t5=tsi=535oC

p5=35 bar

i5=35301875 kJ/Kg

v5=010970225 m3/Kg

s5=7,25875 kJ/Kg k

punctul “6” t6=530oC

p6=33,5 bar

i6=3520,3675 kJ/Kg

v6=0,109194 m3/Kg

s6=7,2663 kJ/Kg k

punctul “7”=intrarea în CMP

i6=i7=3520,3675

p7=31,75 bar

t7=525oC

u7=0,120225 m3/Kg

s7=7,30148 kJ/Kg k

punctul “8”=ieșirea din CMP

p8t=3 bar

s8=s7=7,3p1448 kJ/Kg

i8t=2861/9454 kJ/Kg

Ht=i7-i8t=3510,675-2861,9455=

=648,7296 kJ/Kg

Hr=ICMPHt=0,9648,7296=

=583,816 kJ/Kg

i8=i7-Hr=2926,818 kJ/Kg

t8=240oC

s8=7,47 kJ/Kg k

v8=0,7802 m3/kg

punctul “9”=intrarea în CJP

p9=p8-p8-9=2,9 bar

i9=i8=2926,819 kJ/Kg

t9=239,803oC

s9=7,48661 kJ/Kg k

v9=0,811434 m3/Kg

punctul “10”

p10=pc=0,04 bar

tc=28979oC

i10=121,42 kJ/Kg

v10=81,88 m3/Kg

s10=7,7835 kJ/Kg k

I.4.Calculul preliminar al circuitului termic

Calculul preliminar al circuitului termic are ca scop stabilirea cu o precizie satisfăcătoare și cu un volum redus de calcul a unor indici și parametrii necesari calculului exact.

Metoda des utilizată este cunoscută sub denumirea de metoda H. Panzer ce presupune înlocuirea schemei reale cu o schemă fictivă echivalentă redată în figura urmatoare:

itr=

itr=creșterea de entalpie pe treapta de presiune

iPA=3020 kJ/Kg

iPA=entalpia aburului la priza echivalentă A

ix=ial-Itr=1087,1-107,297=979,803 kJ/Kg

ix=entalpia la intrarea în preîncălzitorul A

iPB=

iCA=Ial=1087,1 kJ/Kg

pentru preîncălzitorul A

Debitele raportate se obțin din ecuațiile de bilanî termic:

D1(Ial-Ix)=DPA(iPA-ICA)

D1=debitul la intrarea în cazan

DPA=debitul prizei A

[aA]=

[aA]=0,055

[aA]=debitul raportat al prizei

– pentru preîncălzitorul B

(D1-DPA-DPB)(ix-ic)=DPB(iPB-iCB)+DPA(iCA-iCB)

[aB]=debitul raportat al prizei B

[aB]=

[aB]=

[aB]=0,519

unde: DPB=debitul de abur al prizei B

DPB, D1,DPA in [Kg/s]

I.5. Calculul exact al circuitului termic

CIP CMP

8

a1

ip1

P1P1

9 7

a2

ip2

14

10 6 a6

a3

PJP1 ip6

ip3

15 1 a7

11 5

a4 PJP2 ip7

ip5

16 2

a8

ip8

4 PJP3

12 a5

3

ip5

13

Presiunea în aspirația PA se determină ținând seama că PA e situată sub rezervorul degazorului la o înălțime m pentru evitarea cavitației.

G=accelerația gravitațională

=densitatea apei din rezervorul degazorului

pa=pdeg+gH10-5

pdeg=6 bar

iad=(ps deg)=670,5 kJ/Kg

idef=entalpia aa în rezervorul degazorului

pdeg

PA

H

Pa

m

pa=6+1000-5=8,45 bar

Creșterea de entalpie pe treptele de joasă presiune:

Creșterea de entalpie pe treptele de înaltă presiune:

kJ/Kg

sa=f(pa, ia)=1,928 kJ/Kg

irt=(pr, sa)=693,3 kJ/Kg

Had=irt-ia=693,3-670,5=22,8 kJ/Kg

Ar=PA Had=18 kJ/Kg

ir=ia+Hr=670,5+18=688,5 kJ/Kg

I.6. Stabilirea parametrilor apei de alimentare

I.6.1. Stabilirea presiunilor

p1=pdeg+

pPJP=(2

p1=6+0,5=6,5 bar

p2=p1+pPJP=6,5+0,5=7 bar

p3=p2+pPJP=7+0,5=7,5 bar

p4=prAA=235 bar

p5=p4+pPIP

PIP=4mm col H2O=(4 bar

p5=235+0,5=235,5 bar

p6=p5+0,5=236 bar

p7=p6+0,5=236,5 bar

p8=237 bar

I.6.2. Stabilirea entalpiilor

I3=Ic=121,42 kJ/Kg

I2=i3+IPJP=121,42+137,27=258,69 kJ/Kg

I1=i2+IPJP=258,69+137,27=395,96 kJ/Kg

I0=i1+IPJP=395,96+137,27=533,23

Iedy=i0+IPJP=533,23+137,27=670,5 kJ/Kg

I4=Ir=688,5 kJ/Kg

I5=i4+IPIP=688,5+79,72=768,22

I6=i5+IPIP=768,22+79,22=847,94 kJ/Kg

I7=i6+IPIP=847,94+79,72 kJ/Kg

I8=i7+IPIP=927,66+279,72=1087,1

I.6.3. Stabilirea temperaturilor

t3=(p3, i3)=(7,5 bar, 121,42 kJ/Kg)=28,8oC=29oC

tCPJP3=t3+6oC=35oC

t2=(7 bar, 258,69 kJ/Kg)=61,7oC=62oc

tCPJP2=t2+6oC=68oC

t1=(6,5 bar, 395,96 kJ/Kg)=94,4oC=94oC

tCPJP1=t1+6oC=100oC

t0=(6,2 bar, 533,23 kJ/Kg)

tci deg=t0+6oC=126,79+6=133oC

tedeg=f(pedy, iedy)=f(6;670,5)=158,7629=159oC

t4=f(p4,i4)=f(235 bar,688,5 kJ/Kg)=160oC

tc=t4+6=159,7623+6=166oC

t5=f(p5, i5)=f(235,5 bar, 768,22)=178,3636=179oC

tcPIP4=t5+6oC=185oc

t6=f(p6, i6)=f(236 bar, 847,94 kJ/Kg)

tcPIP3=t6+6oC=196,75+6=203oC

t7=f(p7, i7)=f(236,5; 927; 66 kJ/Kg)=214,8684=214oC

tcPIP2=t7+6oC=220oC

t8=f(p8, i8)=f(237 bar, 1087,1 kJ/Kg)=250,0283

tcPIP1=t8+60C=256oC

ts=tal+3

ts1=t8+3=253oC

ts2=t4+3=217oC

ts3=t6+3=200oC

ts4=t5+3=182oC

ts5=t4+3=163oC

ts6=t3+3=32oC

ts7=t2+3=65oC

ts8=t1+3=97oC

pp1=41,8437 bar

pp2=21,84 bar

pp3=15,5432 bar

pp4=10,4897 bar

pp5=6,66 bar

pp6=0,0476 bar

pp7=0,2504 bar

pp8=0,9095 bar

ip=f(pp, ts)

ip1=2827,0661 kJ/Kg

ip2=2801,2225 kJ/Kg

ip3=2792,1137 kJ/Kg

ip4=2778,7518 kJ/Kg

ip5=2760,3696 kJ/Kg

ip6=2670,69 kJ/Kg

ip7=2619,3369 kJ/Kg

ip8=2559,2414 kJ/Kg

I.7. Determinarea debitelor raportate la prize

[PIP1]

8

[a1]

ip1

9

7

D1(i8-i7)=Dp1(ip1-i9) /:D0

[1](i8-i7)=[a1](ip1-i9)

[a1]=

i9=f(pp1, t7)=916,402 kJ/Kg

[a1]=

[a1]=0,083

S-a considerat debit unitar [1] la cazan.

[a1]=debitul raportat de abur al preîncălzitorului de înaltă presiune nr.1.

[PIP2]

9 7

[a2]

ip2

10

(a1+a2)

6

D0(i7-i6)=Dp2(ip2-i10)+(Dp1(i9-i10) /:D0

[1](i7-i6)=[a2](ip2-i10)+[a1](i9-i10)

[a2]=

i10=f(t6, pp2)=839,12 kJ/Kg

[a2]=

[a2]=0.0373

[a2]=debitul raportat de abur al preincalzitorului de inalta presiune numarul 2.

[PIP3]

6

10 [a3]

ip3

(a1+a2)

11

[a1+a2+a3]

5

D0(i6-i5)=Dp3(ip3-i11)+Dp2(i10-i11)+Dp1(i10-i11) /:D0

[1](i6-i5)=[a3](ip3-i11)+[a1+a2](i10-i11)

[a3]=

i11=f(t5, pp3)=839,1297 kJ/Kg

[a3]=

[a3]=0,03448

[a3]=debitul de abur raportat al PIP3

[PIP4] 5

[a1+a2+a3] [a4]

11 ip4

12

[a1+a2+a3+a4]

4

D0(i5-i4)=D4(ip4-i12)+(D1+D2+D3)(i11-i12) / :D0

[1](i5-i4)=[a4](ip4-i12)+[a1+a2+a3](i11-i12)

[a4]=

i12=f(pp4, t4)=676,12 kJ/Kg

[a4]=

[a4]=0,0317

[a4]=debitul raportat de abur al preîncălzitorului de înalta presiune.

[DEGAZOR]

[a1+a2+a3+a4] [a5]

12 ip5

14

13

[x]=[1-a1-a2-a3-a4-a5]

[1]i13=[x]i14+[a1+a2+a3+a4]i12+[a5]ip5

i13=670,5 kJ/Kg

i14=f(tcidy, pp5)=559,7386 kkkJ/Kg

[a5]=

[a5]=0,0403

[x]=0,7732

[x]=debitul de aa ce intră în degazor.

[PJP1] 14

ip6

[a6]

15

1

[x](i14-i1)=[a6](ip6-i15)

[a6]=

i15=f(pp6, t1)=393,72 kJ/Kg

[a6]=

[a6]=0,05847

[a6]=debitul de abur raportat al preîncălzitorului de joasă presiune nr.1.

[PJP2] 1

[a6]

[a7]

ip7

16

[a6+a7] 2

[x]i2+[a7]ip7+[a6]i15=[x]i1+[a6+a7]i16

[a7]=

i16=f(pp7, t2)=259,135 kJ/Kg

[a7]=

[a7]=o,o4166

[a7]=debitul raportat de abur al preîncălzitorului de joasă presiune nr.2.

[PJP3]

16 2

[a6+a7] [a8]

ip8

[a6+a7+a8]

17 3

[x]i3+[a8]ip8+[a6+a7]i16=[a6+a7+a8]i17

[a8]=

i17=f(pp8, t3)=121 4496 kJ/Kg

[a8]=

[a8]=0,04163+0,005347

[a8]=0,46977

[a8]=debitul raportat de abur al PJP3.

Debitele raportate au fost determinate prin scrierea bilanțului termic pe fiecare aparat schimbător de căldură.

Bilanțul

Qi=[a8]ip8-[a7]ip7+[a6]ip6-[a5]ip5+[1-a8-a7-a6-a5]i9+Dip=

=0,047

+[1-0,047-0,0416-0,0585-0,0403]

Qi=1448,132 kJ/Kg

Qe=ial[1]+[a ad]

=1087,1+0,0317

Qe=1447,9842 kJ/Kg

=0,0102

CAPITOLUL II

CALCULUL I.T.G.

II.1. Generalități

T2

CA

C

1

2 Amortizor zgomote

1=compresor

CA=camera de ardere

2=T.G.

FA=filtru de aer

Aerul preluat din atmosferă prin filtrul de aer e comprimat și insuficient în CA cu combustibilul. Arderea combustibilului ridică temperatura g.a. izobar până la valoarea admisă pentru intrarea în turbina unde g.a. se extind. O parte din lucrul mecanic produs de turbină e consumat pentru antrenarea compresorului . La pornire axul turbinei și al compresorului e antrenat de motorul M de lansare.

Temperatura din arzător este inferioară temperaturii teoretice de ardere a combustibilului , limitarea fiind impusă de materialele folosite. Limitarea se face prin excesul de aer mare (3,5-5,5).

Temperatura gazelor evacuate: 420-500oC.

Căldura de entalpie: 320-400 kJ/Kg

Puterea specifică 100-150 kW/Kg/s-1

Pornirea: 3-5 min.

Volumul instalației este redus, iar costul e mai mic cu 20%.

Temperatura cu gaze nu are nevoie de răcire decât pentru menținerea temperaturii uleiului de ungere. Consumul redus de apă al acestei instalații reprezintă unul din avantajele sale cele mai importante.

Căderea de entalpie a agentului de lucru în turbina cu gaze e redusă la cca 320-400 kJ/Kg, puterea specifică dezvoltată fiind cuprinsă între 100-150 kW/Kg/s-1.

Datorită acestor caracteristici ITG este folosită pentru echiparea CTE de vârf sau rezervă sau în locuri lipsite de apă.

II.2. Calculul arderii în camera de ardere

Analiza elementară a păcurii este următoarea:

Ci=85%

Hi=11,85%

Oi=0,45%

Sci=1%

Ni=0,35%

Ai=0,15%

Wfi=1,20%

Masa de aer necesară arderii unității de masă de combustibil

Goa=

=13,8812 [kJ/Kg comb.]

Masa aerului umed

Goaum=Goa+oa

Unde: x=conținutul de umiditate exprimat în g vapori apă/1Kg aer uscat

X=10[g/Kg]

Goaum=13,8812+ [Kg/Kgcomb]

Voaum=1,0161V0a [m3N/Kg comb]

Voa=0,0889 ki+0,265Hi-0,03330I

KI=CI+0,375ScI=85+0,375=85,375

Voa=0,0889=10,7152 [m3N/Kgcomb]

Volumele gazelor de ardere:

dioxid de corbon

VoCO2==1,5866 [m3N/Kgcomb.]

dioxid de sulf

VoSO2==0,007 [m3n/Kg comb.]

Qa Qg

i2 i3

BVaumi2+BHii+Bic=B[Voga+(-1)Voaum]i3

unde: i3=entalpia adiabatică a gazelor de ardere

i3=

se scrie ecuația transformării 1-2t:

( unde: k= exponent adiabatic

Se consideră =5,2 si ti=20oC

T1=20+273,15=297,15 k

t2=160oC

T2t=160+273,15=433,15 k

160

Cp =1,01065 [kJ/Kg k]

20

160

Cv =0,72365 [kJ/Kg k]

20

k=

T(1)2t=T1=293,15=468,18 k

t(1)2t=195,03oC

195

Cp =1,0135 [kJ/Kg k]

20

195

Cv =0,7205 [kJ/Kg k]

20

k=

T(2)2t=293,15-467,56 k

T(2)2t=194,4oC

Deoarece T22t-T12t <1oC calculul se consideră definitiv și, din tabelele de

proprietăți avem:

i2t=f(194,4oC)=469,82 [kJ/Kg]

S2t=7,1534 [kJ/Kg]

La aspirația în compresor:

i2 =f(20oC)=293,71 [kJ/Kg]

creșterea adiabatică de entalpie:

Had=i2t-i1=469,82-293,71=176,11 [kJ/Kg]

c=randamentul compresorului=0,9

Hr= 195,67 [kJ/Kg]

i2=i1+Hr=293,71+195,67=489,38 [kJ/Kg]

Entalpia gazelor de ardere corespunzătoare temperaturii adiabatice:

i3=

=excesul de aer=4,2

Hi=puterea calorică inferioară

Hi=339cI+1030HI-109(0I-ScI)-25,12W=339=

=41061,206 [kJ/Kg]

ic=entalpia combustibilului

ic=ct ,unde:

c=caldura specifică a combustibilului

c=1,74+0,0025 tc

tc=temperatura la care păcura trebuie încălzită în vederea reducerii vâscozitații.

Se elege: tc=80oC

C=1,74+0,00251,94 [kJ/Kg]

ic=1,9480=155,2 [kJ/Kg]

Masa dioxidului de carbon

GCO2=3,6663,116 [Kg/Kg comb.]

Masa de gaze triatonice

G RO2=2 [Kg/Kgcomb.]

Masa de azot

GN2=0,768Goa+10,664 [Kg/Kg comb.]

Masa vaporilor de apă

GoH2O=91,217 [Kg/Kg comb.]

Masa teoretică de gaze de ardere

Goga=GoRO2+GoN2+GoH2O=3,136+10,667+1,217=15,017 [Kg/Kg comb.]

i3=1169,53 kJ/Kg]

Participațiile masice

Gga=Goga+(-1)Goa=15,017+(4,2-1)13,8812=59,436

dioxid de carbon

gCO2=

dioxid de sulf

gSO2=

azot

gN2=

vapori apă

gH2O=

aer

gaer=0,74734

Entalpia specifică a amestecului de gaze

i3=iCO2gCO2+iSO2gSO2iN2gN2+iH2OgH2O+iaergaer

I3=i3Gga=116,95359,436=69512,185 [kJ/Kg comb.]

t3=1033,37oc

Ecuația destinderii teoretice în turbină

=(

Cp(1)=

Cv(1)=

Evaluăm: t4t=150oC

T4t=423,15 k

1033

CO2 Cp =1,1294 [kJ/Kg k]

150

1033

Cv =0,9405 [kJ/Kg k]

150

1033

SO2 Cp =0,7751 [kJ/Kg k]

150

1033

Cv =0,644 [kJ/Kg k]

150

1033

N2 Cp =1,1234 kJ/Kg k]

150

1033

Cv =0,828 [kJ/Kg k]

150

1033

H2O Cp =2,2102 [kJ/Kg k]

150

1033

Cv =1,746 [kJ/Kg k]

150

1033

aer Cp =1,1027 [kJ/Kg k]

150

1033

Cv =0,8157 [kJ/Kg k]

150

Cp(1)=1,1303 [kJ/Kg k]

K(1)=1,3401

Cv(1)=0,8434 [kJ/Kg k]

T(1)4t==859,81 k

t(1)4t=586,6oC

a doua iterație:

1033

CO2 Cp =1,3467 [kJ/Kg k]

586,6

1033

Cv =1,0578 [kJ/Kg k]

586,6

1033

SO2 Cp =0,8422 [kJ/Kg k]

586,6

1033

Cv =0,7124 [kJ/Kg k]

586,6

1033

N2 Cp =1,1748 [kJ/Kg k]

586,6

1033

Cv =0,878 [kJ/Kg k]

586,6

1033

H2O Cp =2,3506 [kJ/Kg k]

586,6

1033

Cv =1,8855 [kJ/Kg k]

586,6

1033

aer Cp =1,1503 [kJ/Kg k]

586,6

1033

Cv =0,8633 [kJ/Kg k]

586,6

Cp(2)=1,1848

K(2)=1,3208

Cv(2)=0,8970

T(2)4t=

t(2)4t=602,2oC

1033

CO2 Cp =1,2493 [kJ/Kg k]

602,2

1033

Cv =1,0604 [kJ/Kg k]

602,2

1033

SO2 Cp =0,8434 [kJ/Kg k]

602,2

1033

Cv =0,7136 [kJ/Kg k]

602,2

1033

N2 Cp =1,1695 [kJ/Kg k]

602,2

1033

Cv =0,8742 [kJ/Kg k]

602,2

1033

H2O Cp =2,3523 [kJ/Kg k]

602,2

1033

Cv =1,8908 [kJ/Kg k]

602,2

1033

aer Cp =1,1846 [kJ/Kg k]

602,2

1033

Cv =0,8991 [kJ/Kg k]

602,2

Cp(3)=1,1846

k(3)=1,3171

Cv(3)=0,8991

T(3)4t= k

t(3)4t=605,3oC

Calculul se consideră definitiv.

i4t=iCO2(t4t)gCO2+iSO2(t4t)gSO2+iN2(t4t)gN2+iH2O(t4t)gH2O+i aer(t4t)g aer=

=8238,8

=925,51 [kJ/Kg k]

Had=H(3-4t)=1169,53-925,51=244,01 [kJ/Kg k]

Puterea la bornele generatorului electric:

PG= de unde:

P=

P=12,624 MW

CAPITOLUL III

Calculul indicilor de performanta TA

III.1. Lucrul mecanic specific pentru instalația de turbină cu abur

l=[1](i11-i20)+[1-a1](i1-ip2]+[1-a1-a2](ip2-ip3)+[1-a1-a2-a3](ip3-ip4)+[1-a1-a2-a3-a4](ip4-ip5)+[1-a1-a2-a3-a4-a5](ip5-ip6)+[1-a1-a2-a3-a4-a5-a6](ip6-ip7)+[1-a1-a2-a3-a4-a5-a6-a7](ip7-ip8)+[1-a1-a2-a3-a4-a5-a6-a7-a8](ip8-i21)=1177,2727 [kJ/Kg]

III.2. Energia specifică

lsp==1142,198 kJ/Kg

III.3. Consumul specific de abur

D=

III.4. Consumul specific de căldură raportat la bornele generatorului

qb=

qc=

III.5. Calculul debitelor absolute

la cazan

Dcaz=dc unde:

dc= [kJ/Kg]

dsi=

Dcaz=0,00087200=174 Kg/s

la prize

Dp1=a1D1=0,083174=14,442 Kg/s

Dp2=a2D1=0,0373174 =6,4902 Kg/s

Dp3=a3D1=0,03448174=6,013 Kg/s

Dp4=a4D1=0,0317174=5,5158 Kg/s

Dp5=a5D1=0,0403

Dp6=a6D1=0,05847174=8m1616 Kg/s

Dp7=a7D1=0,04166174=7,2384 Kg/s

Dp8=a8D1=0,0469174=8,1616 Kg/s

la condensator

Dc=D1-Dpi=174-(14,442+6,4902+6,013+5,5158+7,0122+8,1616+7,2384+8,1596)=

=110,9672 Kg/s=111 Kg/s

la supraîncălzitor

Dsi=D1-Dp1=174-14,442=159,558 Kg/s

III.6. Calculul randamentului

pentru I.T.A.

pentru ITG

III.7. Lucrul mecanic

III.7.1. Lucrul mecanic consumat de compresor

Lc=lc, unde:

lc =i2-i1=489,38-293,71=195,67 kJ/Kg

Lc=195,6711521,832 kJ/Kg

III.7.2. Lucrul mecanic produs de turbină

Lt=ltGga, unde:

lt=i3-i4=214,73 kJ/Kg

Lt=214,73594,368=12762,864 kJ/Kg

III.7.3. Llucrul mecanic util

Lu=Lt-Lc=12762,864-11521,832=1241,03 [kJ/Kg]

III.8. Căldura cedata în camera de ardere

Q=I3-I2 , unde:

I3=i3Gga=1169,535943,68=69512,185 [kJ/Kg]

I2=i228816,651 [kJ/Kg]

Q=69512,185-28816,651=40695 53 [kJ/Kg]

CAPITOLUL IV

Calculul consumului de combustibil

IV.1. pentru instalația de turbină cu abur

Bc=consumul de căldură Bc= ,unde:

q0=caldura primită de 1Kg abur

q0=[1](i0-ial)+[1-a1](iesii-iisii)=2767 [kJ/Kg]

Bc=75,095 Kg/s

IV.2. pentru instalația de turbină cu gaze

Bp=, unde:

P=puterea la bornele generatorului

Lu=lucrul mecanic util

Bp=10,172 [Kg/s]

IV.2 Consumul specific de combustibil

2.1. pentru instalația de turbină cu abur

bc= [Kg/KWh]

2.2. pentru instalația de turbină cu gaze

bp= [Kg/KWh]

CAPITOLUL V

CALCULUL INSTALATIEI CU ENERGIE ELECTRICA A VENTILATOARELOR

V.1. Alegerea motorului electric

Dgat=B Kg/s

Dgar=Dgat [Kg/s]

Puterea motorului

P=

Hg=rezistența hidraulică a traseului

Hgv=200-300 mm col H2O

Hg=

P= KW

P=1,11,2

Pn=1,2889,41175 KW

Se alege un motor tip MIB V20F 1900/80-12 cu caracteristicile:

Putere nominală Pn=1000[kW]

Tensiune nominală Un=6[kW]

Randament =94,7%

Curent nominal In=123[A]

Turație nominală n=500 rot/min

Factor de putere cos=0,83

Masă 11900 Kg

V.2. Alegerea și verificarea secțiunii conductoarelor de alimentare

Orice rețea electrică trebuie să prezinte siguranță în funcționare pentru a asigura:

-continuitatea în alimentare,

-protejarea instalației împotriva pericolului apariției unor incendii sau explozii,

-protejarea personalului de exploatare.

Dimensionarea secțiunii corectoarelor se face ținând cont de :

-natura receptoarelor alimentate: forța, il

-regimul de funcționare: normal, de avarie

-modul de realizare: aerian, cablu

-locul de montaj: interior, exterior, subteran

Dimensionarea se face pe baza unor criterii tehnice și economice. Criteriile tehnice au ca scop să asigure încălzirea maxim admisă, stabilitatea în regim de scurtcircuit, o rezistență mecanică corespunzătoare. Criteriile economice au în vedere realizarea unor pierderi minime de energie, realizarea unui consum minim de material conductor.

V.2.1. Dimensionarea secțiunii conductoarelor pe baza încălzirii maxime admise

Conductoarele electrice se încălzesc prin efect Joules și sub acțiunea radiațiilor termice, cât și datorită pierderilor în dielectric, ecran, armături.

Creșterea temperaturii poate produce modificarea fizico-chimică sau degradarea izolării; oxidarea locală ce duce la creșterea rezistenței de contact.

Temperatura maxim admisă pentru conductoare izolate: 50-80%.

Alegerea aburului

Considerând regimul de lungă durată “Instalații și echipamente electrice” de Ion Mircea, alegem conductor A B y AC y (conductor de aluminiu cu conductoare masive cu izolație de PVC) pozat în aer liber la =30oC.

Calculul curentului cerut

ic=

ic=

Alegerea secțiunii cablului

Se alege s=50mm2 pentru care corespunde iad=130[A]

iad=130>122,4=ic

Determinarea curentului maxim admis

Ina=km k Iad unde:

Km=coeficient de montaj

Km=0,9

k=coeficient de exploatare

k=1,08

Ima =0,9

Ima>Ic

126,36>122,4

Dpdv al căderii de tensiune avem:

DU=

Ro=rezistența specifică

l=lungimea cablului

x0=reactanța specifică

Ro=0,727

l=100m

x0=0,1

DU==1,8205 [V]

DU[%]=

Dpdv al densității de curent

Jp- pentru aluminiu

Jp= A/mm2<20 A/mm2

V.2.2. Alegerea instalațiilor de protecție aferente motorului

Protecția maximală de curent

Ipp=ksigpm

ksig=coeficient de siguranță

ksig=1,41,6

Ipm=4,5

Ipp=1,5

Curentul de acționare a releului:

Iar=

Alegem releu maximal de curent

RC=2[A] cu In=25 [A] reglat la 20,75 [A]

Protecția la suprasarcini

Iar= unde:

Ksig=coeficient de siguranță

Ksig=1,1-1,2

Krev=coeficient de revenire

Ksch-1

Iar=

Se alege releul RC-ZA cu In=10A reglat 3,979 [A]

Protecția de minimă tensiune

Uar=

Uar=69,93 V

Alegem releu RT-2 cu Un=100 [V] reglat 69,93 V=70 [V]

În 1872 Stolze a conceput ți brevetat în Germania prima turbină cu gaze, dar pănă la realizarea sa au mai trecut 30 de ani. Abia în 1906 în Franta inginerul R.Armengand și C.Lemal au realizat prima T.G. Cu un de 30%.

În a doua jumătate a secolului XX dezvoltarea T.G. ia un avânt deosebit. Începe să fie utilizată atât în centralele electrice de bază, cât mai ales în centralele electrice de vârf.

În comparație cu CTE dotate cu turbine cu abur, centralele prevăzute cu TG au

următoarele avantaje:

costul utilajului termomecanic mai scăzut;

durata de realizare a centralei până la darea în funcțiune foarte scurtă;

suprafața ocupată foarte redusă;

costul clădirii centralei mai mic;

timp de pornire foarte scurt;

pot funcționa practic fără apă de răcire;

pot arde direct țițeiul;

personal de exploatare mai redus, deoarece pot fi mai ușor automatizate.

În ultima vreme au început să se răspândească din ce în ce mai mult turbinele cu gaze în scheme combinate abur-gaze, în așanumitele “blocuri combi” cu care se realizează o reducere a randamentului unei CTE.

Nu trebuie neglijat faptul că o ITG e mai puțin poluantă și căldura gazelor evacuate dintr-o ITG poate fi ușor recuperată.

Turbinele cu gaze se execută în circuit mixt, închis sau deschis.

Q1

Radiație

P005/97

P009/98

Radiație

Q2

Răcire

Ec compresor

Pierderi generale

Servicii

interne

Bilanțul de căldură al unei TG în circuit deschis

Cel mai simplu ciclu al unei TG în circuit deschis este reprezentat în figurile de mai jos. Ea arată, prin numerele marcate pe schemă, comprimarea aerului aspirat din atmosferă de la 1 la 2, aportul de căldură de la 2 la 3, la presiunea constantă în camera de ardere combustibilul introdus fiind ars într-un curent de aer primar, iar gazul de ardere fiind răcit de un curent de aer secundar la temperatura 3. Gazul de ardere se destinde în turbină ca gaze de la 3 la 4 și părăsește turbina la temperatura 4.

Procesul comprimării și destinderii adiabatice care decurge fără pierderi este reprezentat pentru comparație prin linii punctate.

Suprafața formată de punctele 1-2`-3`-4„`-1 reprezintă lucrul mecanic teoretic pe 1 Kg de agent de lucru, iar raportul dintre această suprafață și suprafața totală 1`-2`-3„-4„-1` reprezintă randamentul teoretic al procesului.

În mod special, suprafața 1`-1-4„-1„ este măsura pierderii de gaze de evacuare pe 1 Kg de agent de lucru.

t[oC]

3`

3

tcGa

4

2 4`

tcGV

1

1` 4„ 4` S [Kcal/Kggrad]

tcGa-temperatura medie a căldurii introduse în procesul fără pierderi

tcGv-temperatura medie a căldurii evacuate din procesul fără pierdei

Prin combinarea unui ciclu de turbina cu gaze cu un ciclu Rankin se mărește randamentul cu 2-3,5% față de funcționarea separată a unităților.

Combinarea se poate realiza deci, fie folosind agregate speciale, fie modernizând un ciclu cu abur existent.

Întrepătrunderea instalațiilor nu corecționează funcționarea separată și permite ca cele două cicluri să lucreze în caz de nevoie și independente.

Creșterea randamentului la modernizarea unui ciclu existent este cu atât mai mare cu cât ciclul inițial a avut performanțe mai scăzute.

& Centrale termoelectrice

Îndrumător de proiectare

U.C.B. Prep. univ. ing. B. Diaconu

& Instalații și echipamente electrice

Ion Mircea E.D.P. Bucuresti 1996

& Turbine de abur și gaze