Lucrarea de față își propune analizarea mai multor variante de echipare a ciclului de [609380]

2
INTRODUCERE

Lucrarea de față își propune analizarea mai multor variante de echipare a ciclului de
cogenerare în vederea optimizării pro ducerii aburului într -o centrală termică.
La ora actuală C.E.T. Midia produce abur în cazanele din Centrala Termică la nivelul
de presiune de 36 bar și 17 bar, abur pe care îl livrează la presiunea la care este produs sau îl
reduce în stații de reducere -răcire, în funcție de necesități. Pentru nevoile interne ș i pentru
vehicularea agentului de termoficare, pentru pomparea apei demineralizate spre consumatori ,
folosește energia electrică pe care o cumpără din Sistemul Energetic Național.
Modul de producere al energiei termice este neeconomic, iar în condițiile creșterii
prețurilor la combustibil și energie electrică devine oportună eficientizarea producerii de abur
în Centrala Termică prin realizarea unui ciclu de cogenerare. Premiza esențială a acestei
eficientizări este instalarea unei turbine de cogenerare ca re să produ că și energia electrică
necesară C.E.T. Midia, asigurându -se totodată amortizarea implementării ciclului de
cogenerare într -un timp relativ scurt.
În prezent C.E.T. Midia asigură doar diferența între necesarul de consum al
consumatorului indust rial și ceea ce acesta își poate asigura din sursele proprii. Acest fapt
solicită o producție mică, dar care poate fi eficientizată prin instalarea unei turbine între nivelele
de presiune de abur ale Centralei Termice.
În schema de funcționare de bază, cu cele două cazane de 50 t/h care produc abur la 36
bar, după acoperirea consumului de 36 bar a consumatorului industrial, se va furniza abur care
se va destinde în turbină până la nivelele de presiune de 17 bar, respectiv de 6 bar. Acest lucru
se poate real iza fie într -o turbină de contrapresiune și cu priză reglabilă, fie în două turbine de
contrapresiune cu intrare la 36 bar – ieșire la 17 bar, respectiv intrare la 17 bar – ieșire la 6 bar.
Pentru dimensionarea optimă a turbinei s -a ținut cont de regimul anual de producție și
livrări al C.E.T. Midia cu abur produs din Centrala Termică.
Lucrarea conține patru capitole și o bogată bibliografie.
În primul capitol este prezentată o trecere în revistă a conceptului de cogenerare .
Al doilea capitol este dedica t prezentării stării actuale a unității de producere a energiei
termice C.E.T. Midia Năvodari .
Într-un capitol special am enumerat și investițiile necesare a se realiza în centralei
termice MIDIA prin implementarea unui ciclu de cogenerare cu turbină cu a bur.
Ultimul capitol prezintă alegerea variantei optime de echipare a soluției de cogenerare
și o analiză tehnico -economică .

3

Capitolul I COGENERAREA

1.1. Cogenerarea. Definiție. Aspecte generale

Cogenerarea reprezintă „producerea simultană, într -un singur proces, cu aceeași
instalație și din aceeași formă de energie primară, a energiei termice și a energiei electrice și/sau
mecanice”.
Un ciclu de cogenerare constă în interconectarea uno r echipamente de conversie
energetică precum generatoare de abur, turbine și generatoare electrice pentru a produce
simultan energie electrică și energie termică.
Datorită faptului că pierderile energetice care, de regulă, sunt reprezentate de pierderile
termice sunt valorificate rezultă e xistența unei eficiențe crescute a instalației de cogenerare în
comparație cu instalaț iile clasice de producere a energiei termice. De aceea se evidențiază un
aspect extrem de important și anume reducerea poluării provoc ate de gazele rezultate în urma
arderii.
Schema de principiu a unei centrale de cogenerare (CCG) este prezentat ă în fig. 1 .1.

Fig 1.1 . Schema de principiu a unei CCG:
ICG – instala ția de cogenerare; ITV – instala ția termic ă de vârf; GE – generator electric; EPICG, EPITV –
energie primar ă (combustibil) pentru ICG, respectiv pentru ITV; QICG, QITV – căldură produs ă de ICG și
respectiv de ITV.
Soluția de cogenerare, reprezentat ă de ICG, presupune următoarele elemente specifice:
1. simultaneitatea producerii celor dou ă forme de energie, din aceea și instala ție (acela și
proces) și aceea și surs ă de energie primar ă (combustibil);
2. interdependența cantitativ ă și calitativ ă a celor dou ă forme de energie produse.

4
Prima condi ție impune ca cererea celor dou ă forme de energie produse de ICG s ă fie
simultane în timp, deci este dependent ă de caracteristicile de varia ție în timp (de existen ța) a
consumurilor respective.
A doua condi ție este determinat ă de tehnologia utilizat ă în cadrul ICG și de concep ția
tehnic ă de realizare și dimensionare a acestora.
Producerea separat ă (PS) a energiei electrice, a c ăldurii și a frigului, reprezint ă
alimentarea unui consumator cu formele respective de energie produse fiecare separat și
independent, în instala ții de c onogenerare :
– energia electric ă din surse de producere numai a acesteia, iar în cazul cel mai general,
preluat ă de consumator din sistemul local de alimentare cu energie electric ă (SLAE);
– căldura, din centrale termice proprii sau ale unor ter ți;
– frigul, din instala ții frigorifice alimentate la rândul lor cu energie electric ă din SLAE –
în cazul IFC –, sau cu c ăldură din CT – în cazul IFA.
Fig. 1.2 . prezint ă schema de principiu a producerii separate (P.SEP) a energiei electrice,
căldurii și frigului.

Fig. 1.2. Schema de principiu a aliment ării separate cu energie electric ă, frig și căldură:
CT-centrala termica SLAE – sistemul local de alimentare cu energie electric ă; TEE – transformator de energie
electric ă; IFC, IFA – instala ții frigorifice cu compresie mecan ică de vapori, respectiv cu absorb ție;

În func ție de puterea electric ă nominal ă instalat ă în cogenerare, CCG și/sau CTG se
clasifică astfel:
– microcogenerare, cu o unitate de cogenerare având o putere electric ă maxim ă sub 50
kWe;
– cogenerare de mic ă putere, cu unit ăți de cogenerare având o putere electric ă instalat ă

5
sub 1 MWe;
– cogenerare de medie putere, cu o putere electric ă totală instalat ă în CCG, sub 12 MWe;
– cogenerare de mare putere, cu o putere electric ă totală instalat ă în CCG, peste 12 MWe;
1.2. Aspecte privind alegerea cogenerării ca soluție tehnică

Centralele electro -termice reprezintă o sursă majoră de producere a energiei electrice în
România. Multe astfel de unități folosesc tehnologia convențională de producere și furnizare a
energiei electrice.
Aceasta este foarte ineficientă deoarece doar o treime, cu aproximatie, din energia
combustibilului (energie chimica) este livrată la consumatorul final sub formă de energie
electrică. Eficiența în cazul acesta este de doar 35 % restul energiei pierzându -se în mediul
înconjurător sub forma energiei termice reziduale ce trebuie evacuată datorită ciclului
termodinamic pe care îl utilizează. De asemenea trebuie luate în considerare și pierderile de
transport de la unitatea generatoare la consumatorul final. Astfel și aici se înregistrează pierderi
de 10 -15% din energia electrică produsă la bornele generatorului .
Pe de altă parte conceptu l de cogenerare pune la dispoziție o arie largă de tehnologii în
funcție de aplicațiile necesare activității efectuate. Ef icienț a unei centrale cu cogenerare este
de peste 85 %.

6

Fig. 1.3 . a) Producerea separată a energiei electrice și termice b) Producerea energiei electrice și termice în
regim de cogenerare

În figura 1 .3. se evidențiază următoarea situație: pentru a întreprinde activitate
industrială sunt necesare 35 de unităti de energie electrică și 50 de unități de energie termică.
Dacă energia termică este produsă separat de ene rgia electrică vor exista mai multe pierderi și
prin urmare randamentul și e ficiența v or fi mai scăzute decâ t în cazul cogeneră rii. Pierderile
principale vor fi î n procesul de genera re a energiei electrice datorită energiei termice reziduale
care nu este r ecuperată și utilizată în procesul tehnologic . În contrast, la instalaț ia de cogenerar e,
cu ajutorul unor sisteme de recuperare a energiei termice reziduale se reduc aceste pierderi. De
aceea randamentul este crescut î n comparaț ie cu procesul tehnologic convenț ional.
O altă categorie de pierderi se înregistrează la transportul energiei electrice. La instalaț ia
de cogenerare aceste pierderi sunt eliminate datorită poziționării acesteia câ t mai aproape de
consumator.
Asfel dacă s -ar recupera energia termică reziduală rezultată din procesul primar ar fi
posibilă red ucerea sarcinii generatorului de abur ș i implicit reducerea pi erderilor de energie
rezultate î n urma procesului de generare a energiei termice . În concluzie datorită randamentului
instal ației de producere a energiei electrice de ~ 29 % ș i randamentul gener atorului de abur de
~ 85% rezultă randamentul global de ~ 47 % .
ɳen.el. =𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑒𝑙𝑒𝑐𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎
𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑖𝑙 · 100 =35
121 · 100 = ~ 29% (1.1)

ɳgen. abur. =𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑡𝑒𝑟𝑚𝑖𝑐𝑎
𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑖𝑙 · 100 =50
59 · 100 = ~ 85% (1.2)

7

ɳglobal. =𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑒𝑙𝑒𝑐𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎 + 𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖 𝑒 𝑡𝑒𝑟𝑚𝑖𝑐𝑎
𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑖𝑙· 100 =85
180 · 100 = ~ 47% (1.3)

ɳen.el. = randamentul instalației de producere și transport al energiei electrice ;
ɳgen abur. = randamentul generatorului de abur ;
ɳglobal.= randamentul producerii ambelor forme de energie ;

Dacă producerea celor 35 de unități de energie electrică respectiv 50 de unități de
energie termică s -ar efectua î n cadrul unei instala ții de cogenerare randamentul ar fi de
aproximativ 85 % .

ɳ ICG =𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑒𝑙𝑒𝑐𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎 + 𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑒 𝑡𝑒𝑟𝑚𝑖𝑐𝑎
𝑢𝑛𝑖𝑡𝑎𝑡𝑖 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑖𝑙· 100 =85
100 · 100 = ~ 85% (1.4)

ɳ ICG = randament instalaț ie de cogenerare ;

În figura 1.4 . se evidențiază diferența majoră de eficien ță în cazul producerii separate
respectiv prin cogenerare a energiei termice ș i electrice .

8
Fig. 1.4 . Eficiența energetică: a) producere separată a energiei termice si electrice; b) cogenerare

Ne orientăm către cogenerare când:
– prețurile energiei electrice și termice de pe piață sunt mai mari decât cele produ se
prin soluția aleasă de cogenerare;
– costul combu stibilului este mai mic decât costul produce rii și vânzării energiei electrice;
– există necesar cât mai mare de energie electrică și mai ales termică și suprapunerea
acestuia cu produ cția centralei de cogenerare.;
– raportul între sarcina electrică de bază și cea de vârf este mai mare de 0,7;
– un nu măr mare de ore de funcționare a centralei în decursul unui an;
– consumatorul este izolat sau in depende nța energetică este impor tantă;
– pot fi cor elați parametrii de produce re a energiei el ectrice cu cei ai energiei termice;
– instalația de cogenera re va con stitui sursă de ba ză;
– necesarul de energie ter mică și electrică va coexista cel pu țin 3000 -4500 ore /an;
– indicele de cogenerare să nu fluctueze mai mult de ± 10% ;
– costurile de investiție pot fi amortizate într-un timp optim ;
– costurile de me ntenanță sunt acceptabile;
– există per spective de creștere a con sumului de ener gie;
– condiț iile climatice locale permit alegerea unei soluții de cogenerare eficiente tehnico-
econom ic;
– nu există riscul unor modificări climatice considerabile pe termen lung, care ar putea
mai ales afecta consumul de căldură;
– nu există riscul aplicării unor măsuri de reducere importantă a consumurilor de energie
la consumatori;
– energia primară poate fi asigurată fără dificultăți majore;
– poziția centralei de cogenerare nu se află la distanțe foarte mari de consumatorul
de căldură.
– există perspective de creștere a veniturilor pe seama căldurii și energiei electrice
livrate consumatorilor.

1.3. Situația cogenerării î n U.E. și Româ nia

1.3.1 Cogenerarea la nivel European

9
Încălzirea și răcirea în domeniul rezidențial, comercial și industrial consumă jumătate
din energia produsă și utilizată în Uniunea Europeană. Cu 50 % (546 Mtoe) din consumul final
de energie pe anul 2012, încălzirea și răcirea este cel mai important sect or energetic din UE.
Este pr oiectat să rămână cel mai mare sector energetic chiar și pe termen lung respectând
condițiile scenariilor din perioada 2030÷ 2050 în privi nța controlului asupra poluării .
Acest sector este compus dintr -un număr mare de tehnologii. Marea majoritate a
energiei privind încălzirea și răcirea este alocată construcțiilor rezidențiale și sectorului
industrial.
Dacă analizăm modul în care consumul final de energie pentru încălzire ș i răcire este
distribuit către fiecare sector s e observă că domeniul rezidențial cuprinde 45%, cel industrial
37% și domeniul serviciilor 18 %. Procentul fiecărui sector se schimbă la fiecare stat al UE,
depinzând de structura economică și alți factori precum condițiile climatice, etc.
Căldura și frigu l nu pot fi transportați economic pe distanțe lungi. Prin urmare agenții
termici și frigorifici sunt utilizați la nivel local. Deci piața de energie termică și electrică este
fragmentată și nu poate avea o dimensiune care să cuprindă mai multe state sau s ă fie larg
răspândită pe teritoriul Europei. În schimb, piața de energie termică și piețele locale cuprind o
varietate mare de tehnologii și mulți jucători economici (furnizori, instalatori, constructori,
companii de inginerie și de consultanță energetică, companii de servicii energetice) care
comercializează căldură și frig ca un serviciu, de multe ori la pachet cu alte servicii precum
managementul facilităților, apă și canalizare și tratamentul deșeurilor. Încălzirea și răcirea sunt
în legătură strânsă cu alte piețe energetice, în particular cu piața combustibililor și a
electricității, dar și cu piețe non -energetice precum, apă, deșeuri, imobiliare și tehnologie.
Modul în care încălzirea și frigul este produs și consumat are un impact major în
economia U .E. precum și în scopurile climatice și energetice până în 2020 și 2050 . Dezvoltarea
acestui aspect energetic este cheia către competitivitatea Europei , securitatea fur nizării de
energie, poziția în comerțul internațional și calitatea vieții cetăț enilor U .E.. Încălzirea și răcirea
sunt un factor major în integrarea socială, utilizarea puterii și a nivelului de sără cie a cetățenilor
U.E..
Uniunea Europeană are un număr de politici și o serie de legi care afectează domeniul
energetic al încălzirii și răcirii d irecte sau indirecte. Un num ăr de state membre se dezvolt ă sau
sunt în proces de dezvoltare a strategiilor specifice care se adreseaz ă încălzirii și răcirii în
contextul climatului și politicilor energetice na ționale. Totu și, exist ă insuficienta înțelegere
întruc ât acest sector nu a fost dedicat nivelului de evaluare U .E. ca un întreg. Exist ă o lucrare
numit ă “Staff Working Document” care reprezint ă primul pas în analiza informa țiilor

10
disponibile în acest sector .

Fig.1.5. Cererea finală pentru încălzire și răcire pentru utilizare finală în 2012

Fig. 1.6 . Numărul unităților generatoarelor de abur în EU -28SIN în 2012

În această figură se observ ă că generatoarele de abur alimentate cu gaz natural sunt cele
mai întâlnite reprezent ând 70 % . În Suedia, cazanele alimentate cu biomas ă sunt cele mai
multe, de asemenea Germania, Italia, Regatul Unit și Fran ța sunt țările cu cel mai mare num ăr

11
de cazane cu abur instalate .

Fig. 1.7. Cazane cu abur, numărul de unități și capacități instalate în EU -28 în 2012

Figura de mai sus ne arat ă că numărul și capacitatea total ă a cazanelor cu abur
categorizate în func ție de combustibilul folosit și capacitatea fiec ărei unit ăți poate varia de la
0,1 MW p ână la mai mult de 25 MW. Majoritatea unit ăților sunt cazane cu o capacita te de la
0,1 la 1 MW th dar capacitatea lor total ă este neglijabil ă. Rezult ă că numărul cazanelor de
capacitate mare este mai mic în compara ție cu cazanele de capacitate mi că, dar capacitatea
totală este mult mai mare.

Fig.1.8 . Numărul de unități de cogenerare instalate în EU -28SIN în 2012

Spania iese în relief ca fiind țara cu cel mai mare num ăr de unit ăți instalate, urmat ă de
Regatul Unit ș i Portugalia unde cele mai multe unit ăți de cogenerare sunt motoare cu ardere
intern ă. În contrast, în Germania , Franța, Polonia și alte țări predomin ă unitățile de cogenerare

12
cu turbine cu abur.

Fig. 1.9. Unitățile de cogenerare instalate în raport cu capacitatea și vârsta lor în EU-28SIN în 2012

Figura de mai sus ne demonstreaz ă că motoarele cu ardere intern ă sunt cele mai folosite
pentru apl icații în care este necesar ă o capacitate sc ăzută. Marea majoritate a ICG MAI sunt
unități mici construite dup ă 1992. În contrastul acestor numere ICG TA au fost construite în
principiu înaintea anului 1992 și sunt de capacitate mai mare. Majoritatea ICG TG sunt
construite dupa 1992 și, precum ITG TA au fost folosite în principiu pentru capacitate de peste
5 MW th . Cicluri le de cogenerare co mbinate nu sunt foarte frecvent î ntâlnite . Majoritatea ICG
CC au fost construite dup ă anul 1992.

Fig. 1.10 . Capacitățile instalate de unități de cogenerare în EU -28SIN în 2012

Figura de mai sus reprezint ă capacitatea total ă de unit ăți de cogenerare . Capacitatea
totală instalat ă cea mai mare apar ține ICG TA cu o capacitate de peste 100 MW th. Ca și în cazul
cazanelor cu abur , cel mai mic num ăr de ICG , care include unit ățile cu cea mai mare capacitate,
pot contribui cel mai mult la satisfacerea cererii de energie. Majoritatea cazanelor cu abur cu

13
capacitate mare au fost construite înainte de 1992.

Fig. 1.11 . Cota de unități de cogenerare în producția de electricitate (2 013)

1.3.2 Situația cogenerării în România

În ultimii 2 -3 ani situa ția sistemelor de producere și distribu ție a energiei termice a
suferit schimb ări majore. Astfel, p ână în 2002 -2003, majoritatea centralelor electro -termice în
cogenerare au fost proprietatea statului (form ând o singur ă companie) iar re țelele de termoficare
au fost în sarcina operatorilor locali controla ți de c ătre municipalit ăți.
Dupa 2003, produc ătorii de energie electric ă și termic ă au fost descentraliza ți, acest
proces cre ând condițiile pentru integrarea activit ăților de producere și distribu ție a energiei
termice.
Operatorii d e energie care s -au constituit î n acest mod, au ca singur ac ționar
administra ția local ă, situaț ie care le genereaz ă mai mult ă flexibilitate și posibilitat ea de a ac ționa
liber, f ără constr ângeri, din partea vreunei autorit ăți centrale. Au fost implementate strategii
locale noi pentru distribuirea c ăldurii, bazate pe concepț ia de dimensionare a surselor pe m ăsura
cerin țelor pieț ii locale, conform principiulu i dezvolt ării sustenabile.
În iunie 2004 a fost finalizat ă și aprobat ă „Strategia na țional ă privind alimentarea cu
energie termic ă a localit ăților prin sisteme de producere și distribu ție centralizate”.
Principala preocupare în aceast ă perioad ă a fost stoparea fenomenului de debran șare a

14
consumatorilor casnici de la re țelele de termoficare.
Creșterea pre țului combustibililor și în consecin ță a celui perceput pentru c ăldura
furnizat ă, starea tehnic ă precar ă a sistemelor de termoficare cumulate cu lipsa dispozitivelor de
măsurare a consumului de c ăldură la fiecare abonat a determinat o parte din consumatorii
casnici s ă recurg ă la deconectarea de la sistemele centralizate de termoficare.
Din totalul de 2.696.000 apartamente conectate ini țial la sistemele de termoficare, în
ultimii 4 ani, 581.000 au fost deconectate, ceea ce reprezint ă 21% dintre consumatorii casnici.
Majoritatea apartamentelor deconectate erau situate în localit ățile mici f ără sisteme de
cogenerare și termoficare. Rata de deconectare în oraș ele cu sisteme de furniza re în cogenerare –
termoficare a fost între 3 și 18% din totalul num ărului de apartamente din respectivele localit ăți.
Din nefericire, majoritatea unit ăților mici ce au func ționat în ora șe cu 2.000 p ână la
20.000 l ocuitori au fost închise înainte ca s ă poată fi aplicat vreun program de investi ții pentru
reabilitare.
Din 184 sisteme de termoficare care func ționau în 2002, peste 40 au fost închise în anii
2003 și 2004.
În prezent pia ța de termoficare pentru locuin țe pare s ă se fi stabilizat la un num ăr de
5.500.000 locuitori ( care reprezintă 24% din populația ță rii), consumul mediu fiind în jurul a
19000 – 21000 GW th/pe an.
Din totalul de peste 57,6 TWh de energie el ectrică produs ă în 2003, 16% a fost produs ă
prin cog enerare.
Un studiu referitor la combustibilul consumat pentru termoficare arat ă că a existat o
tendin ță de trecere de la c ărbune (o reducere de cel puț in 10% a cantit ăților de c ărbune utilizate
pentru producerea de c ăldură destinate consumului casnic) la g az natural. În prezent tendin ța
de înlocuire a c ărbunelui cu gaz natural pare s ă se reduc ă.
Guvernul a prelungit până în 2020 programul de termoficare. Decizia a fost luată având
în vedere necesarul de investiții în infrastructura de producere, transport și distribuție a energiei
termice. De asemenea, a fost luat în considerare faptul că, din suma totală de 2,120 de miliarde
de lei, prevăzută inițial prin HG nr. 462/2006 pentru finanțarea programului, s -au alocat, până
în prezent, aproximativ 420 de milioa ne de lei. Restul sumei, circa 1,7 miliarde de lei, va fi
alocată pentru finanțarea programului în perioada 2015 -2020.
Actul normativ adoptat de Guvern răspunde solicitărilor adresate Ministerului
Dezvoltării Regionale și Administrației Publice de către As ociația Municipiilor din România,
Asociația Profesională COGEN România (care reunește producători și distribuitori din 20 de
localit ăți), precum și Asociația Română pentru Promovarea Eficienței Energetice.

15
Programul guvernamental are următoarele obiective:
– modernizarea, retehnologizarea și dezvoltarea sistemelor centralizate de alimentare cu
energie termică a localităților;
– eficientizarea, creșterea accesibilității și îmbunătățirea calității serviciului public de
alimentare cu ene rgie termică a localitățilo r;
– promovarea surselor de producere a energiei în cogenerare de înaltă eficiență, pe baza
cererii de energie termică utilă, diminuarea consumului de resurse energetice fosile și
îndeplinirea angajamentelor României privind eficiența energetică și resursele
regenerabile.
În cadrul programului sunt cofinanțate de la bugetul de stat lucrări de investiții realizate
de unitățile administrativ -teritoriale în care furnizarea energiei termice către populație se
realizează în sistem centralizat.
Societatea comercială Chimcomplex a finalizat și a pus în funcț iune în anul 2009 o
instala ție revolu ționar ă care, alimentată cu gaze naturale și hidrogen ob ținut din surse
regenerabile, produce energie electric ă și termic ă necesar ă în procesele de produc ție din
combi nat. Randamentul energetic al acestei instala ții de cogenerare este de peste 90 de
procente .
În 2015 Chimcomplex a implementat cea de -a doua instala ție de cogenerare. Instala ția
Cogenerare II, considerat ă un vârf al tehnologiei la nivel mondial, produce ma i mult ă energie
electric ă și termic ă decât consum ă întreg ora șul Râmnicu V âlcea. În urma celor dou ă investi ții,
Chimcomplex și-a redus costurile energetice cu 42 la sut ă și a devenit unul dintre cele mai
performante combinate chimice.
Din punct de vedere a l impactului asupra mediului, datorit ă economiilor anuale de gaze
naturale generate de proiect, emisiile de CO 2 se reduc cu peste 17.800 tone pe an.
“Prima instala ție de cogenerare, o crea ție proprie dezvoltat ă cu un partener din Elve ția,
Turbomach, a primit în anul 2010 un premiu de excelen ță și un cec de 375.000 de euro pentru
instala ția cu cea mai înaltă eficien ță energetic ă dintre proiectele finan țate în Europa de c ătre
B.E.R.D. și Fondul European de Eficien ță Energetic ă. În ceea ce prive ște Instala ția de
Cogenerare II, pusă în funcțiune î n mai 2015, testele au ar ătat că eficien ța global ă depă șește 91
la sut ă”, a declarat directorul general al Chimcomplex, Ing. Dumitru Coman.
“Avem cele mai eficiente dou ă instala ții de cogenerare din Europa și în acela și timp
avem cel mai eficient consumator de energie electric ă într-o instala ție de electroliz ă cu
membran ă schimb ătoare de ioni de genera ția a V -a, conform clasamentului prezentat de cea
mai important ă revist ă de specialitate, editat ă de Eurochlor”, a declarat pre ședintele Grupului

16
S.C.R., Ștefan Vuza.

1.4 Indici ș i indicatori specifici centralelor de cogenerare

În cadrul prezentului subcapitol se vor defini – în prim a fază – indicii și indicatorii
energetici caracteristici CCG pe baza schemei de principiu și a diagr amei Sankey prezentate în
fig. 1 .12.
Conform figurii respective, o CCG – indiferent de tehnologia de cogenerare utilizată –
are în componență două categorii de instalații energetice: instalațiile de cogenerare (ICG) și
instalațiile termice de vârf (ITV); ICG produc simultan căldură ( QICG ) și energie electrică
(EICG ), iar ITV produc numai căldură ( QITV ). În funcție de tipul ICG și de regimurile
momentane carac teristice de funcționare, ICG pot produce energie electrică în regim de
cogenerare ( Ecg) și/sau în regim de noncogenerare ( Encg ) . În aceste condiții, totalul energiei
termice produsă de CCG este ( QCCG ), respectiv de energie electrică este ( ECCG ≡EICG ). Față
de energia produsă, CCG livrează cantitatea de căldură ( QS) și respectiv de energie electrică
(ES). Diferențele între energiile produse și cele livrate fiind reprezentate de consumurile
serviciilor interne ale CCG, sub formă de căldură ( Qsi) și de energ ie electrică ( Esi). Consumul
total de energie primar ă al CCG – BCCG – este destinat instala țiilor de cogenerare ( BICG ) și
celor de vârf ( BITV ). Pierderile de energie din conturul CCG sunt reprezentate de cele ale ICG
– PICG – și ale ITV – PITV .
În aceste condi ții, o CCG este caracterizat ă de urm ătoarele categorii de indici și
indicatori:
a) indicele care caracterizează structura formelor de energie livrat ă – indicele de structur ă
a energiei livrate de CCG ( ys);
b) indici ce caracterizează dimensionarea – proiectarea – CCG, din punct de vedere al
cantit ăților de c ăldură și respectiv de energie electric ă:
– coeficien ții electrici de cogenerare (α e);
– coeficien ții termici de cogenerare (α t);
c) indici care caracterizează ICG:
– indicele de cogenerare ( ycg);
– gradul de recuperare a c ăldurii pus ă la dispozi ție de ICG ( xr);
d) randamentul global al CCG – ηCCG ;

17
e) economia de combustibil (de energie primar ă) realizat ă în cazul CCG fa ță de producerea
separat ă a căldurii și a energiei electrice.

Fig 1.12 . a)

Fig. 1.12. b)
Fig 1.12. a) Schema bloc de principiu, a unei CCG –și b) diagrama de fluxuri energetice aferent ă:
ICG – instala ții de cogenerare; ITV – instala ții termice de vârf; BCCG – consumul de combustibil (energie
primar ă) al CCG; BICG , BITV – consumul de combustibil al ICG, respectiv al ITV; EICG – energia electric ă
produs ă de ICG; Ecg, Encg – energia electric ă produs ă de ICG în regim de cogenerare, respectiv în
noncogenerare; QCCG – căldura produs ă în CCG; QICG , QITV – căldura produs ă de ICG , respectiv de ITV;

18
PICG , PITV – pierderile de energie ale ICG și respectiv ITV;
Esi, Qsi – consumul propriu al CCG de energie electric ă, respectiv de c ăldură;ES, QS – energia electric ă
respectiv c ăldură livrat ă de CCG.
1.4.1 . Indici ce caracterizează structura formelor de energie

Indicii de structur ă ai energiei livrat ă de CCG – yS

Structura energiei livrat ă de o CCG este caracterizat ă de indicele de structur ă a
produc ției nete de energie a acesteia. În func ție de valorile de referin ță utilizate pentru calculul
lui ys, acesta are valori momentane oarecare ( ys), valo ri nominale – sau de calcul – ( ysn sau ysc)
și valori anuale ( ysa ), definite prin rela țiile din tabelul 1.1.
Valorile respective pot fi brute ( ysb), sau nete ( ys), dup ă cum mărimile utilizate pentru
calculul lor se bazeaz ă pe energiile produse în cadrul sursei, respectiv livrate din aceasta
(diferen țele între ele fiind reprezentate de consumurile de energie pentru serviciile interne ale
sursei).
Tabelul 1 .1.

Notă: semnifica țiile nota țiilor m ărimilor din tabel, corespund celor din fig. 1.12.: cele
cu indicele inferior „CCG” reprezint ă valori ale energiilor „produse” de CCG; cele cu indicele
inferior „ s” reprezint ă valorile energiilor „livrate” din CCG; cele cu indice le inferior „ si”
reprezint ă valorile „consumurilor serviciilor interne” ale CCG.

1.4.2 I ndici ce caracterizează dimen sionarea / proiec tarea centralei de cogenerare

După cum rezult ă din fig. 1.12., o instala ție (echipament) de cogenerare – ICG – poate
produce energie electric ă fie dependent ă strict de c ăldura livrat ă consumatorilor externi
centralei – puterea (energia) electric ă în cogenerare ( Pcg, Ecg) –, fie/și pe baza energiei termice

19
evacuat ă (aruncat ă) în mediul ambiant – puterea (energia) electric ă în noncogenerare ( Pncg,
Encg).
În aceste condi ții se pot defini „coeficientul de cogenerare” electric (
e) și termic (
t),
conform rela țiilor de defini ție din tabelul 2.
În ceea ce prive ște valorile limit ă ale coeficien ților de cogenerare, acestea pot fi:
– αe min =0 , sau αeMax =1 , dup ă cum Ecg = 0 și respectiv Encg = 0 (EICG = Ecg > 0);
– α t min=0 , sau α t Max =1 , dup ă cum QICG = 0 și respectiv QITV = 0 (QICG = QCCG > 0).

Tabelul 1.2.

Notă: Semnifica țiile nota țiilor utilizate – conform fig. 1.12. – : PICG ,P CICG , E a ICG , qICG
, q cICG, QaICG au semnificatiile conform conform tabelului 1; Pcg , Pccg , Eacg – puterea electric ă
oarecare, de calcul (nominal ă), respectiv anual ă, produse de ICG „în regim de cogenerare”; Pncg
, Pcncg , Eancg – valorile similare m ărimilor Pcg , Pccg , Eacg produse de ICG „în regim de
noncogenerare”; qCCG , q cCCG , QaCCG valorile momentane oarecare, de calcul și respectiv anuale
ale debitelor și cantit ății de c ăldură produse de ICG și ITV; qITV , q cITV , QaITV – valorile
momentane oarecare, de calcul și respectiv anuale ale debitelor și cantit ății de c ăldură produse
de ITV

1.4.3 I ndici ce caracterizează perfo rmanțele energetice ale instalației de cogenerare
și ale centr alei în an samblul ei

Gradul de recuperare a c ăldurii – xr

Ciclurile termodinamice de cogenerare sunt de dou ă tipuri: închise și deschise. Cicluril e
închise sunt cele de tip Rank ine – cu abur – iar cele deschise, numite și cicluri recuperative,
sunt cele cu turbine cu gaze, sau cu motoa re cu ardere intern ă.
Dacă în cazul ciclului Rank ine se are în vedere turbina cu abur cu contrapresiune, el

20
poate fi asimilat tot unui ciclu termodinamic deschis. Atunci când este vorba îns ă, de turbinele
cu abur cu condensa ție și prize (fixe sau reglabil e) pentru alimentarea cu c ăldură a unor
consumatori, asimilarea acestora cu ciclul termodinamic deschis este mai pu țin pregnant ă.
Dacă, totu și se for țează puțin asimil ările respective, atunci și o turbin ă cu abur cu condensa ție
și prize poate fi considerat ă – prin suprapunerea efectelor – ca fiind format ă din dou ă tipuri de
turbine: una cu condensa ție pur ă și una/dou ă turbine cu contrapresiune (în func ție de num ărul
prizelor pentru livrarea c ăldurii). Deci, în final toate echipamentele de cogenerare pot fi
considerate c ă fac parte din categoria ciclurilor deschise.
Conform celui de al II -lea principiu al termodinamicii, orice ciclu care produce lucru
mecanic evacueaz ă în mediul ambiant o anumit ă cantitate de c ăldură. Cogenerarea presupune
recuperarea integral ă, sau a unei p ărți din c ăldura evacuată din ciclul termodinamic.
În func ție de natura ciclului care produce lucrul mecanic, c ăldura evacuat ă din ciclu
poate fi sub form ă de abur (cicluri cu turbine cu abur), gaze de ardere (cicluri cu turbine cu
gaze) sau ap ă de răcire și gaze de ardere (ciclurile motoarelor cu ardere intern ă).
Prin defini ție, gradul de recuperare xr reprezint ă:
xr = 𝒒𝒄𝒈
𝒒𝒄𝒈,𝒐 (1.5)
în care qcg și qcg,o reprezint ă cantitatea de c ăldură efectiv livrat ă consumatorului termic,
respectiv valoarea maxim ă – de referin ță – posibil a fi livrat ă, în condi țiile în care nivelul termic
al „sursei reci” ar corespunde mediului ambiant – cantitatea de c ăldură evacuat ă din ciclu .
Valorile gradului de recuperare depind, pe de o parte de tipul ciclului de cogenerare și
pe de alt ă parte, de nivelul termic la care se livreaz ă căldura consumatorilor

Indicele de cogenerare – ycg

Indicele de cogenerare reprezint ă raportul între puterea (energia) electric ă produs ă de
ICG și debitul (cantitatea) de c ăldură livrat ă de aceasta. Expresiile de defini ție ale diverselor
valori ale ycg sunt prezentate în tabelul 1.3., de leg ătură între mărimile ce intervin în calcul.

Tabelul 1.3.

21

Valorile momentane oarecare ycg și cele anuale ya cg ale indicelui de cogenerare depind
atât de caracteristicile tehnice ale diverselor instala ții de cogenerare, cât și de regimurile
efective de func ționare a acestora.

Randamentul global al unei centrale de cogenerare

Randamentul global al unei centrale de cogenerare este definit prin raportul dintre
cantit ățile de energie produse (energie electric ă și căldură) și cantitatea de căldură consumat ă
sub form ă de combustibil. Similar indicatorilor defini ți anterior, randamentul global al unei
centrale de cogenerare poate avea valori momentane (oarecare și nominale) și valori anuale.
Pentru analiza performan țelor energetice ale unei centrale de cogenerare v aloarea cea mai
elocvent ă a randamentului global este valoarea anual ă, motiv pentru care în cele ce urmeaz ă,
va fi analizat ă doar aceast ă valoare.
În cazul cel mai general, al unei centrale de cogenerare care produce energie electric ă și
căldură atât în cogenerare, cât și în noncogenerare – după cum este prezentat în fig. 1.12. –,
randamentul global poate fi scris sub forma:
– randamentul global brut , raportat la cantit ățile de energie produse în cadrul CCG:
(1.6)
– randamentul global net , raportat la cantit ățile de energie livrate de CCG:
(1.7)
în care m ărimile utilizate corespund celor prezentate în fig. 1.12.
Ținându -se seama c ă (ECCG = Ecg + Encg, în care ECCG ≡ EICG), se poate scrie și:
BICG = Bcg + Bncg, unde Bcg este consumul de combustibil al ICG pentru producerea simultan ă
– în cogenerare – atât a c ăldurii ( QICG ≡Qcg), cât și a energiei electrice ( Ecg); Bncg –consumul de

22
combustibil pentru producerea energiei electrice, în regim de noncogenerare Encg; restul
notațiilor corespund fig. 1.12.
– randament brut al CCG func ționând în regim de cogenerare :
(1.8)
– randamentul anual global brut:
(1.9)
– randamentul anual global net :
(1.10)
– randamentul anual global al func ționării în regim de cogenerare:
(1.11)
În continuare se vor exprima consumurile de combustibil .
 Consumul anual de combustibil al instala țiilor de cogenerare (ICG) pentru producerea
simultan ă și combinat ă („în cogenerare”) a energiilor E acg și Qacg (unde Q acg≡Q aICG )
este:
[kWht/an] (1.12)
Pentru ciclurile de cogenerare cu turbine cu abur cu contrapresiune plecându -se de la
bilan țul termic al instala ției, se poate scrie:
Bcg=Becg+Bccg [kWht/an] (1.13)
în care Bcg este consumul total de c ăldură, în echivalent combustibil, al unei instala ții de turbin ă
cu abur; Be cg , Bc cg – consumurile de c ăldură, în echivalent combustibil, ale unei instala ții de
turbin ă cu abur cu contrapresiune, pentru producerea în cogenerare a energiei electrice ( Ecg) și
respectiv a c ăldurii ( Qcg).
Consumul anual de combustibil al instala țiilor de cogenerare, pentru producerea
energiei electrice în regim de noncogenerare ( E ancg ) este dat de:

23
[kWht/an] (1.14)
în care E a ncg este produc ția anual ă de energie electric ă în noncogenerare, în kWhe/an.
Consumul anual de com bustibil al instala țiilor termice de vârf este dat de:
[kWht/an] (1.15)
unde η a ITVeste randamentul mediu anual al ITV, pentru producerea cantit ății de c ăldură QaITV

1.5 Te hnologii de coge nerare

Pentru a se implement a un ciclu de cogenerare se va ține cont ș i de aspectul economic.
Costurile se împart în dou ă categorii : costurile pentru implementarea construcției și cele pentru
exploatare ș i mentenan ță. Pe lângă aceste costuri se adaug ă taxele și alte costuri de aceea și
natur ă.
Costurile pentru exploatare ș i mentenan ță includ: costul anual al combustibilului
,costurile electrice, costurile apei, costurile necesare purific ării apei , renumerarea personalulu i
calificat pentru exploatarea și mentenan ța, costul materialelor pentru exploatare și mentenan ța,
alte costuri.
De asemenea se va ține cont de durata de via ță și de timpul de amortizare al investi ției.
În alegerea si stemului de cogenerare trebuie s ă se țină cont de urm ătorii factori : sarcina
electric ă și termic ă, durata producerii energiei, sensibilitatea la riscurile de accident de munc ă,
permanen ța instala ției, costurile de conservare a instala ției, costurile de pornire în caz de
urgen ță, selec ția combu stibilului folosit, o eventual ă extindere a instala ției cu alte elemente .

Clasificarea instalaț iilor de cogenerare:

 CCG cu turbine cu abur (CCG -TA), cu contrapresiune pur ă sau/și priz ă reglabil ă, ori cu
condensa ție și una sau dou ă prize reglabile. CCG cu turbine cu abur cu condensa ție
pură, adaptate la func ționarea în cogenerare: turbine cu abur cu condensa ție pur ă

24
funcționând cu vid înr ăutățit, sau cu o priz ă regenerativ ă fixă utilizat ă pentru extrac ție
suplimentar ă de abur, în vederea aliment ării cu c ăldură;
 CCG cu turbine cu gaze (CCG -TG), în circuit deschis, cu recuperarea c ăldurii gazelor
de ardere evacuate din turbin ă pentru alimentarea cu c ăldură, sau în circuit închis, cu
recuperarea c ăldurii de la r ăcirea intermediar ă între treptele de compresie și prin r ăcirea
gazelor de ardere evacuate din turbin ă;
 CCG cu motoare termice (CCG -MT) – motoare cu ardere intern ă (CCG -MAI), cu
recuperarea c ăldurii de la r ăcirile tehnologice ale MT (racire motor, r ăcire ulei de
ungere, r ăcire aer de supraalimentare) și de la r ăcirea gazelor de ardere evacuate din
motor;
 CCG cu ciclu mixt gaze/abur (CCG -TG/TA), unde cogenerarea se bazeaz ă de fapt pe
livrarea c ăldurii din turbina cu abur, care poate fi de tipul celor clasice, utilizate în CCG –
TA;
Schemele termice ale CCG s unt de o mare varietate, datorit ă pe de o parte diversit ății
echipamentelor de cogenerare utilizate (ciclurilor termodinamice) și pe de alt ă parte în func ție
de tipul și mărimea consumatorilor de c ăldură: de abur, de ap ă fierbinte, sau atât de abur cât și
de ap ă fierbinte.

1.5.1 CCG cu turbine cu abur (TA)

Centrala cu cogenerare cu turbine cu abur are la baza ciclul Rankine. Aburul este generat
într-un cazan de înaltă presiune (generator de abur) î n urma arderii combu stibilului. Ulterior
aburul de înaltă presiune se destinde în turbină gener ând lucru mecanic ș i implicit curent
electric. În urma procesului rezultă abur uzat de joas ă presiune .
La CCG bazate pe ciclul cu turbine cu abur (CCG -TA), sunt cazanele de abur și turbinele
cu abur (pentru partea de cogenerare – de baz ă) și instala țiile termice de vârf, sub forma
cazanelor de abur (Cz Ab) și/sau de ap ă fierbinte (CAF);
În figura 1 .13. este reprezentată Schema termic ă de principiu a CCG cu turbine cu abur
cu contrapresiune pur ă (TA. Cp) sau/ și cu priz ă reglabil ă (TA. Cp+p). Aceasta este caracteristică
existenței a două niveluri de consum de abur, la ( p1 , t1 ) sau/și ( p2 ,t2 ).

25

Fig 1.13 . Schema termic ă de principiu a CCG cu turbine cu abur cu contrapresiune pur ă (TA. Cp) sau/ și cu priz ă
reglabil ă (TA. Cp+p)
C1… C3 – cazane de abur viu; TA1 – turbin ă cu abur cu contrapresiunea la p1 – TA.Cp; TA2 – turbin ă cu abur cu
contrapresiune la p2 și priz ă reglabil ă la p1 – TA.Cp + p; GE – generator electric; CAI – cazane de abur
industrial – de vârf; IRR1, IR R2 – instala ții de reducere r ăcire; IR – instala ție de reducere; SB, SV –
schimb ătoare de c ăldură abur/ap ă fierbinte de baz ă, respectiv de vârf; CAF – cazane de ap ă fierbinte; Pr –
pomp ă de ap ă de re țea; Pad – pomp ă de ap ă de adaos; C1, C2 – consumatori d e abur, la presiunea p1, respectiv
p2; SI1, SI2 – consumatori interni de abur ai CCG (consumuri interne); D – debite de abur; G – debite de ap ă
fierbinte ( G – de ducere, Gr – de retur); Gad – debit de ap ă de adaos pentru re țeaua de ap ă fierbinte; td, tr, tad –
temperatura apei fiebin ți la ducere, retur și respectiv a apei de adaos; B ab.viu, Bab1, Bab2 – barele de abur viu și
respectiv de consum la p1 și p2.
Cazanele de abur viu (Ci) asigură aburul viu (cu parametrii ( p0,t0)) necesar turbinelor cu
abur. Suma debitelor produse de cazanele de abur viu (SD 0) este egală cu:
SD0=D01 +… +D03 =D0T1 +D0T 2 +D0IRR1 +D0IRR2 +ΔD0 ,[kg/s] (1.16)
în care: D01 …D03 sunt debitele de abur viu produse de cazanele C1…C3; D0T1 si, D 0T2 – debitele
de abur viu intrate în turbinele cu abur TA 1 și respective TA 2; D0IRR1 și D0IRR2 – debitele de abur
viu intrate în IRR 1 și respectiv IRR 2; ΔD0 – pierderile de abur viu din CCG.
Turbinele cu abur (TA1 și/sau TA2) pot fi numai cu cont rapresiune – la presiunea p1 –
(TA1), sau/și cu contrapresiune – la presiunea p1 – și o priză reglabilă – la presiunea p2 (TA2),
unde p1 > p2. Valorile presiunilor p1 și p2 sunt determinate de consumatorii de abur C 1 și
respectiv C 2; în cazul alimentării c u căldură și a consumatorilor de apă fierbinte, presiunea
inferioară ( p2) este determinată și de necesitatea asigurării unei anumite temperaturi ( tSB) a apei
fierbinți la ieșirea din schimbătorul de bază (SB). Aceasta este funcție de „graficul de reglaj
termic” adoptat pentru consumatorii de apă fierbinte. Debitele de abur livrate de turbine ( DT1.1,

26
DT2.1 și DT2.2 ) asigură consumurile „de bază ” sub formă de abur și/sau de apă fierbinte ale CCG
și cele ale „consumurilor interne” – proprii – ale CCG ( DSi1 și DSi2).
Cazanele de abur industriale (CAI 1 și CAI 2) sunt cazane de abur supraîncălzit, utilizate
ca instalații de vârf pentru consumatorii de abur la presiunea p1. Parametrii aburului produs de
CAI ( p1, t1) sunt determinați de parametrii impuși de consum atorul de abur (C 1).
Instalațiile de reducere – răcire (IRR 1 și IRR 2) au rolul de instalații termice de vârf și/sau
rezervă pentru asigurarea consumatorilor de abur de pe barele de consum B ab1 și B ab2. Ele sunt
utilizate ca instalații de rezervă pentru per ioadele în care, în mod accidental, turbinele TA 1
și/sau TA 2 nu mai funcționează.
Instalația de reducere a presiunii aburului (IR) de la presiunea p1 la p2, are rolul de a
suplimenta cu abur bara (B ab2), atunci când cererea de abur la p2, pe bara (B ab2) depășește
debitele de abur disponibile din turbine, iar bara (B ab1) are excedent de abur disponibil din
turbine.
Important: numai căldura livrată consumatorilor de abur și/sau de apă fierbinte din
aburul destins în prealabil în turbine ( DT1.1, DT2.1 și DT2.2) este produsă în cogenerare. Restul
cantităților de căldură livrate consumatorilor direct de pe bara de abur viu, prin intermediul
IRR 1 și IRR 2 (DIRR1 și/sau DIRR2), ori din CAI ( DCAI1 și/sau DCAI2), sau din CAF ( qCAF), sunt
produse în regim de CT; ele nu mai produc efectele benefice ale cogenerării, comparativ cu
producerea separată a căldurii și energiei electrice.
Ansamblul instalațiilor de livrare a căldurii sub formă de apă fierbinte este compus din
trei trepte înseriate, pe parte de apă fierbinte:
– schimbătorul de bază (SB), ca treaptă „de bază” pentru preîncălzirea apei de rețea;
– schimbătorul de vârf (SV), ca treaptă de „semivârf” pentru preîncălzirea apei de rețea;
– CAF -urile, ca treaptă de „vârf” pentru alimentarea consumatorilor.
Pompele de rețea (Pr) și de apă de adaos (P ad) au roluri le pompelor similare din cazul
CT.
În figura 1 .14. este reprezentat ă Schema termic ă de principiu a CCG cu turbine cu abur
cu condensa ție și o priz ă reglabil ă (TA. Cd + p) sau și cu dou ă prize reglabile (TA. Cd + 2p ).
Aceasta este caracteristică existenței simultane a unui consum de abur și al unuia de apă
fierbinte (în cazul cel mai general). Rolurile diverselor instalații din schemă, ca și bilanțurile de
debite de abur pe cele trei bare (B ab.viu, B ab.1 și B ab.2), respe ctiv de debite de căldură pentru
ansamblul instalației de livrare apei fierbinți, sunt identice cu cele din fig. 1.13.

27

Fig. 1.14 . Schema termic ă de principiu a CCG cu turbine cu abur cu condensa ție și o priz ă reglabil ă (TA. Cd + p)
sau și cu dou ă prize reglabile (TA. Cd + 2p )
TA 1 – turbin ă cu abur cu condensa ție și o priz ă reglabil ă la presiunea p1 – TA.Cd + p;
TA 2 – turbin ă cu abur cu condensa ție și dou ă prize reglabile, la presiunile p1 și p2 –
TA. Cd + 2p ; Dcd.1, Dcd.2 – debite de abur la condensatoarele turbinelor; restul nota țiilor
conform celor din fig. 1.13.

Turbinele cu abur cu condensa ție și priz ă pot produce atât energie electric ă în
cogenerare, în func ție de m ărimea debitelor DT1.1, DT2.1 și respectiv DT2.2 prelevate la prizele
reglabile, cât și în condensa ție, în func ție de valorile momentane ale debitelor de abur intrate în
condensatoarele respective ( Dcd.1, respectiv Dcd.2).
Schema termică de principiu a CCG cu turbine cu abur cu contrapresiune și cu
condensație și prize reglabil e – fig. 1 .15. – Acest tip de CCG este caracteristică existenței
simultane a consumului de căldură sub formă de apă fierbinte și a celui de abur, la două sau trei
nivele de presiune. Este cazul marilor CCG mixte, pentru alimentarea cu căldură sub formă de
abur a unui complex industrial, care necesită abur la trei nivele de presiune ( p1>p2>p3) și a unor
consumatori de căldură sub formă de apă fierbinte. Utilizarea turbinelor cu abur pentru
alimentarea cu abur, la diversele nivele de presiune depinde de mărirea consumurilor și de
gradul anual de aplati zare a curbelor clasate anuale respective. De asemenea, utilizarea unei
turbine de tipul TA 3 depinde de mărimea consumului de căldură sub formă de apă fierbinte,
simultan cu cel de abur la presiunea ( p3).

28

Fig. 1.15. Schema termică de principiu a unei CCG cu turbine cu abur de diverse tipuri, pentru alimentarea cu
căldură a unor consumatori de apă fierbinte și de abur la trei nivele de presiune ( p1>p2>p3):
TA 1 – turbină cu contrapresiune pură, la presiunea p2 – TA. Cp; TA 2 – turbină cu contrapresiune, la presiunea p3,
și priză reglabilă, la presiunea p2-TA. Cp+p; TA 3 – turbină cu condensație și două prize reglabile, la p3 și p4 –TA. Cd
+ 2p; restul notațiilor conform fig. 1.13.
Într-o central ă termic ă convențională cu combustibili fosili eficien ța maxim ă a
combustibilului este de 35%. Cea mai mare cedare de c ăldură se produce atunci c ând aceasta
este preluat ă de condensator, în cazul unui tu rbine cu condensa ție. Eficien ța este mai crescut ă
în cazul turb inei cu prize reglabile în comparați e cu turbina care elimin ă aburul us cat direct la
condensator.
Aburul prelevat de la priza turbinei poate fi direc ționat c ătre consumator, pentru a
încălzi apa de alimentare a generatorului de abur sau în alte scopuri a semănătoare. După cum
se observ ă în sist emul de mai sus acesta va funcț iona într-un mod ef icient atunci c ând energia
termică reziduală este folosită pe cât posibil î n procesul tehnologic al consumatorului. Astfel
eficiența sistemului este î n jur de 80 -85 %.
În alegerea unei turbine cu abur trebuie luat în considerare varia ția și stabilitatea cererii
de abur la unul sau mai multe nivele de presiune, temperatură , sarcina electric ă ce trebuie
livrat ă .
Astfel parametrii aburului necesar în procesul tehnolo gic al consumatorului nu trebuie
să varieze peste anumite limite . Dacă valoarea raportului dintre presiunea de intrare și ieșire a
aburului din turbin ă este mare rezult ă că raportul energie termic ă / energie electric ă este sc ăzut.
Astfel cu c ât căderea de presiune în turbine este mai mare rezult ă o utilizare mai sc ăzută

29
a aburului în procesul tehnologic. O flexibilitate a acestui raport poate fi ob ținută prin utilizarea
turbinelor cu abur cu prize regla bile.
Un avantaj major pe care îl are sistemul de cogenerare cu turbin ă cu abur îl reprezin tă
flexibilitatea alegerii combustibilului. Acesta poate utiliza o gam ă largă de combustibili fosili
precum c ărbune, lignit, gaz natural sau combustibili neconven ționali precum biogazul , deșeuri
municipal e ,etc.
În cazul instala țiilor de puteri mici acest tip de instala ție de cogenerare nu este
recomandat ă datorit ă costurilor mari ale întreținerii și repara ției. De asemenea , nu este
recomandat ă implementarea acestui sistem dac ă aplica ția industrial ă este amplasat ă aproape de
o zon ă populat ă deoarece poate deve ni o surs ă major ă de poluare în func ție de combustibilul
utilizat.
Datorit ă inerției sist emului implementarea acestuia nu este potrivit ă în aplica ții care
necesit ă o funcț ionare intermitent ă.
Se presupune următoarea situaț ie: Un generator de abur de înaltă presiune livreaz ă abur
la consumator printr -o rețea de distribu ție. Anumi ți consumatori necesit ă scăderea parametrilor
aburului viu . Pentru a modifica parametrii aburului provenit de la generator este nec esară
laminarea acestuia printr -o sta ție de reducere -răcire. Acest process de reducere al presiunii si
temperaturii prin r ăcirea aburului prezint ă un dezavantaj major datorit ă faptului c ă se elimin ă
căldura f ără producere de lucru mec anic fapt ce duce la s căderea randamentu lui global al
centralei termice . Pentru a evita aceasta pierdere de c ăldură soluția optim ă este implementarea
unui ciclu de cogenerare cu turbine cu abur. Astfel sc ăderea parametrilor aburului se va face
transform ând căldura în lucru mec anic respectiv energie electric ă.
Turbina în contrapresiune reduce presiunea și temperatur a aburului care trebuie livrat ă
la consumator .Practic turbina în con trapresiune deserve ște acela și scop ca al sta ției de reducere
-răcire doar c ă utilizeaz ă căderea de presiune pentru a produce energie electric ă. Puterea la
arbore este generat ă atunci c ând ajutajele direcț ioneaz ă jetul de abur de înaltă presiune c ătre
paletele rotorului turbinei care este ata șat la arborele generatorului electric .
Turbina cu abur cu contrapresiune transform ă energia abur ului de înaltă presiune în
energie termic ă și abur de joas ă presiune necesar în procesul tehnologic. Temperatura aburului
care s -a destins în turbin ă este mai sc ăzută decât dac ă ar fi fost laminat în sta ția de r educere –
răcire . Pentru a compensa aceast ă pierdere de entalpie și pentru a respecta parametrii aburului
cerut de consumator trebuie c rescut debitul de abur cu 5 -7 %. Fiecare KiloWatt valorificat ca
și energie electric ă reprezin tă un kilowatt de c ăldură al aburului la ie șire din turbin ă.
Din punct de vedere termodinamic, turbina cu abur asigur ă o eficien ță izentropic ă de

30
20-70%. Dar din punct de vedere economic turbin ă genereaz ă energie electric ă la eficien ța
cazanului. Eficiența crescută reprezintă generarea e nergiei electrice la un cost scăzut.Turbinele
cu abur în contrapresiune asigură acest fapt pe lângă reducerea emisiilor de dioxid de carbon și
alți poluanț i. Astfel implementarea unui ciclu de cogenerare cu turbine cu abur î n
contrapresiune se poate amortiza în doar câț iva ani.
Pentru determinarea costului energiei electrice produse de turbine este necesară
determinarea costul combustibilului c onsumat de generatorul de abur înainte și după creșterea
presiunii și cantitatea de energie în kWh pro dusă la bornele generatorului .Primul parametru
poate fi determinat prin aflarea costului com bustibilului cazanului, eficiența cazanului, ș i
parametrii aburului de intrare și ieș ire din turbine. Ultimul parametru se determină cu ajutorul
debitului masic a l turbi nei în kg/oră și presiunea aburului la intrarea și ieșirea din turbină .
Costul specific al energiei electrice = 𝐶𝑐1−𝐶𝑐2
𝐸 (1.17)
Cc1 – costul anual combustibilului dupa de cresterea presiunii;
Cc2 – costul anual combustibilului inainte de cresterea presiunii ;
E – numarul de kWh produsi annual de generatorul turbine.

1.5.2 . CCG cu turbine cu gaze (TG)

La CCG bazate pe ciclul cu turbine cu gaze (CCG -TG), sunt turbinele cu gaze (inclusiv
instala țiile anexe: compresorul de aer și camera de ardere) și cazanele recuperatoare: de abur
sau/și apă fierbinte, ori ap ă caldă, ca instala ții de cogenerare și instala țiile termice de vârf, sub
forma cazanelor recuperato are cu postcombustie și/sau a cazanelor clasice;
Centrala de cogenerare cu turbine cu gaz e funcț ioneaz ă după principiile ciclului
termodinamic Bryton. Astfel aerul din atmosfera este aspirat de un compressor care cre ște
presiunea acestuia la valori foarte înalte. Ulterior aerul este amestecat cu o cantitate
predeterminat ă de combustibil în camera de ardere und e are loc procesul de combustie . Gazele
care sunt rezultate în urma arderii care au o temperatur ă ridicat ă se destind în turbin ă. Mișcarea
de rota ție a rotorului turbine i determin ă o mi șcare de rota ție asupra generatorului ș i a
compresorului. Astfel o por țiune din lucrul mec anic generat la arborele turbinei este distri buit
la compres or. Gazele de ardere au temperatura cuprins ă între 470 -550 ̊ C. Acestea se comport ă
ca o surs ă de căldură ce deserve ște la alte aplica ții tehnologice precum generarea a burului sau
a aerului fierbinte .
Turbinele cu gaz e se găsesc cu puteri între 500 kW și 250 MW . Datorită temperaturii
ridicate ale gazelor evacuate î n urma arderii este posib ilă producerea de abur cu tempera turi

31
foarte ridicate. O instalaț ie de turbine cu gaze are avantajul c ă poate fi folosit ă în procese
industriale unde rezult ă produs rezidual sub form ă de combustibil.
Centralele electrice cu turbine cu gaze convenționale generează doar energie electrică
având o eficien ță termică de aproximativ 25 % ÷35% în funcț ie de m ărimea turbine i. Pentru a
crește eficien ța până la 85 -90%, se poate implementa sistemul de recuperare a c ăldurii din
gazel e arse. Acest sistem este format dintr -un generator de abu r recuperator. De asemenea
gazele de ardere pot fi folosite de un schimb ător de c ăldură pentru a genera ap ă sau aer fierbinte.
Un aspect dezavantajos este atunci c ând energia electric ă cerut ă scade sub 80% din
capacitatea turbinei, consumul specific cre ște și debitul de abur generat de cazanul recuperator
scade. Pentru a se compensa aceast ă situa ție arz ătoarele suplimentare ale cazanului recuperator
se pun în folosin ță. Astfel chiar dac ă turbina funcț ioneaz ă în sarcin ă parțială aburul generat de
cazanul recuperator poate atinge debitul nominal. Acest sistem asigur ă o flexibilitate în
proiectarea și exploatarea uzinei deoarece se poate modif ica raportul energie electrică/ energie
termic ă.
Exploatarea turbinei se realizeaz ă la viteze mari și temperatur i mari. De aceea aerul de
alimentare al acesteia trebuie s ă fie foarte curat f ără particule libere care pot erod a palele
turbine i. Acest aer este necesar s ă conțină pe cât posibil nivelul minim de contaminan ți
deoare ce ace știa afecteaz ă turbina în exploatare.
Turbinele cu gaz e au performanț e ridicate atunci c ând sunt folosi ți combustibili cura ți
precum gazul natural, motorina, etc. Dacă este folosit combustibil precum p ăcura, petrol
nerafinat sau combustibil re zidual apar problem e de natură tehnic ă asupra turbine i. În aceste
cazuri este recomandat ă efectuarea mentenan ței cu o frecven ță crescut ă pentru cur ățarea
turbinei.
Eficienț a agregatului este reprezentat ă de raportul dintre lucrul mecanic produs de
turbină și de energia netă primită de turbină sub forma combustibilului. Dar pentru a determina
eficiența netă a turbinei se ia în considerare ș i componentele auxi liare ale turbinei care consumă
energie la râ ndul lor. Acestea sunt: compresoru l de aer, pompa de c ombustibil ș i altele.
Compresorul de aer consumă între 50 și 60 % din energia generată de turbină , acesta fiind parte
integrată din instalaț ia de cogenerare. Astfel eficiența netă are o valoare mult mai mică decât
eficiența rezultată prin calcule .
Schema termică de principiu a CCG cu turbine cu gaze, în circuit deschis (CCG -TG) se
bazeaz ă pe recuperarea c ăldurii gazelor evacuate din turbina cu gaze (TG), pentru producerea
de ap ă fierbinte sau abur, în func ție de tipul consu matorului termic, conform fig. 1 .16. și de
tipul cazanului recuperator utilizat.

32
Schemele din fig. 1.16 . se caracterizeaz ă prin urm ătoarele subansamble:
Instalația de turbină cu gaze (ITG), compus ă în principal din compresorul de aer (C),
camera de ardere (CA) și turbina cu gaze (TG), ca re simultan cu producerea puterii electrice
PTG, pune la dispozi ție, pentru a fi recuperat ă, căldura con ținută de gazele de ardere.
Instalația de cazan recuperator (CR), care recupereaz ă căldura fizic ă a gazelor de ardere
evacuate din TG, r ăcindu -le pân ă la temperatura tgev. Valoarea acesteia depinde de tipul
combustibilului utilizat în CA și de dimensionarea economic ă a CR: pentru combustibilii cu
conținut de sulf (cum ar fi, de exemplu, combustibilul lichid u șor – CLU, sau p ăcura),
temperatura minim ă de răcire a gazelor de ardere în CR tmgev trebuie s ă fie mai mare decât
„temperatura de rouă acidă” a acestora; în cazul arderii în CA a combustibilului gazos f ără sulf,
tmgev este rezultatul dimension ării optime din punct de vedere tehnico -economic a CR. Cazanul
recuperator – clasic – (CR) asigur ă recuperarea în regim de bază –de cogenerare – a căldurii
fizice con ținută de gazele de ardere. În aceste condi ții căldura recuperat ă în CR qCR este în
strâns ă dependen ță de puterea electric ă produs ă PTG și reciproc.
Turbinele cu gaze moderne, din considerente termodinamice și de ardere în CA, cu
reducerea emisiilor poluante, au excese de aer în camera de ardere de 4 –6 și chiar mai mult.
Ca urmare, gazele de ardere pot fi utilizate drept comburant. Bazat pe a ceasta, CR pot
fi utilizate și ca instala ții termice de vârf, prin introducerea unei cote de combustibil care s ă
ardă utilizând gazele de ardere drept aer de ardere. În aceste condi ții CR – clasic devine un
cazan recuperator cu post -ardere (CRPA). Pentru o bținerea, la nevoie, a unei cantit ăți de c ăldură
suplimentar ă față de aceea posibil a fi realizat ă prin post -ardere, se poate suplimenta
combustibilul introdus, odat ă cu aerul impus de arderea acestuia. În aceste condi ții, cazanul
recuperator (CRAS) devine –constructiv – similar unui cazan clasic.

33

Fig 1.16. Schemele termice de principiu ale CCG cu turbine cu gaze (TG) în circuit deschis.
a) – schema de principiu a CCG cu TG; b) – cazan recuperator clasic, pentru producerea de ap ă fierbinte (CR –
Af); c) – cazan recuperator cu post -ardere, pentru producerea de ap ă caldă (CRPA -Af); d) – cazan recuperator cu
ardere suplimentar ă, pentru producerea de ap ă caldă (CRAS -Af); e) – idem (b), pentru producere de abur (CR –
Ab); f) – idem (c), pentru producere de abur (CRPA -Ab); g) – idem (d), pentru producere de abur (CRAS -Ab);
C – compresor de aer; CA – camer ă de ardere; TG – turbin ă cu gaze; GE – generator electric; CR – cazan
recuperator (clasic); Cl – clapet ă; CRPA – cazan recuperator cu postardere;
CRAS – cazan re cuperator cu ardere suplimentar ă; CAF – cazane de ap ă fierbinte; Pr – pomp ă de re țea; Pad –
pomp ă de ap ă de adaos; CV – cazan de abur, de vârf; Pal – pomp ă de ap ă de alimentare; Va – debitul de aer
pentru CA; tae, ta – temperatura aerului exterior, respect iv dup ă compresor; BTG – consumul de combustibil al
CA; Vg – debitul de gaze de ardere destinse în TG; tg, tTG – temperatura gazelor de ardere la intrarea în TG,

34
respectiv la ie șire; PTG – puterea electric ă produs ă la bornele GE; Vg,CR – debitul de gaze de ardere evacuate
din TG și intrate în CR; ( Vg-VgCR) – debitul de gaze de ardere evacuate din TG, care ocolesc CR; Vgev , tgev –
debitul și temperatura gazelor de ardere evacuate din CR; BPA – consum de combustibil pentru post -ardere a în
CRAP; BAS – consum de combustibil pentru arderea suplimentar ă în CRAS; VAS – aer de ardere pentru arderea
suplimentar ă în CRAS; Gr, tr – debitul și temperatura de retur a apei din re țea; G, td – debitul și temperatura în
conducta de ducere a apei în r ețea; Gad, tad – debitul și temperatura apei de adaos dedurizat ă pentru re țeaua de
apă fierbinte; Dcd, tcd – debitul și temperatura condensatului returnat; Dad – debitul de ap ă de adaos
demineralizat ă; tal – temperatura apei de alimentare la intrarea în CR ; DCR, DCRPA, DCRAS – debitele de abur
produse respectiv de CR, CRPA și CRAS; DCV – debitul de abur produs de CV; BCV – consumul de
combustibil al CV.

Ca instalații termice de vârf, pe lâng ă CRPA sau CRAS, în func ție de necesit ățile
consumatorilor de c ăldură și de rezultatele calculelor de eficien ță economic ă, se mai pot folosi
CAF -urile, în cazul consumului sub form ă de ap ă fierbinte, sau cazanele de abur clasice (CV –
le) care s ă produc ă aburul la parametrii necesari consumatorilor.

1.5.3 CCG cu motoare cu ardere internă (M.A.I. )

La CCG bazate pe ciclul motoarelor cu ardere internă (CCG -MAI), ansamblul
instala țiilor de cogenerare este format din MAI și instala țiile de recuperare a c ăldurii:
schimb ătoare de c ăldură pentru recuperarea c ăldurii apei de r ăcire a motorului, a aerului de
supraalimentare și a uleiului de ungere și cazanul recuperator al c ăldurii din gazele de ardere.
Ca instala ții termice de vârf se utilizeaz ă fie postcombustia cazanelor recuperatoare (mai rar),
fie/și cazanele clasice.

35

Fig. 1.17. Schema de principiu a recuper ării căldurii de la MAI:

RA I, RA II – răcitoare ale aerului de supraalimentare, treapta I și respectiv II; RU – răcitor de ulei; RIT –
recuperator de c ăldură de la r ăcirea de înalt ă temperatur ă; CR – cazan recuperato r a căldurii gazelor de ardere;

Din punctul de vedere al condi țiilor tehnologice – termodinamice – impuse de procesele
ce au loc în M .A.I., recuperarea c ăldurii se poate realiza prin:
 răcirile tehnologice, reprezentate de treptele (una sau dou ă) de r ăcire a aerului de
supraalimentare (RA I și/sau RA II), – răcire termodinamic ă – răcirea uleiului de ungere
(RU) și răcirea diverselor subansamble ale motorului – chiulasa, cămășile cilindrilor,
statorul generatorului și colectoarele de evacuare – prin RIT;
 recuperarea căldurii gazelor de ardere evacuate din M .A.I..
Ținându -se seama de nivelurile termice impuse de circuitele de r ăcire ale motorului,
recuperarea c ăldurii de la treptele de r ăcire sunt:
 recuperarea de foarte joasă temperatură (RFJT) reprezentat ă de răcitorul treapta I -a a
aerului de supraalimentare a MAI – RA I – din care agentul de racire iese cu 32 – 40°C;
 recuperarea de joasă temperatură (RJT), care const ă în răcitorul treapta a II -a a aerului
de supraalimentare – RA II – din care agentul de răcire iese cu temperaturi de 54 – 70°C,
în func ție de caracteristicile constructive ale motorului.
Notă: numai motoarele supraalimentate utilizeaz ă aer comprimat pentru turbosuflant ă.
În func ție de puterea nominal ă a motorului compresia aerului de supraal imentare se face: într –
o singur ă treapt ă de compresie și răcire ulterioar ă a sa (pentru puteri mai mici, de pân ă în cca .

36
500 kWl), sau în dou ă trepte de compresie, cu r ăcire intermediar ă (în cazul MAI cu puteri mai
mari). R ăcirea final ă a aerului dup ă fiecare treapt ă de compresie este obligatorie pentru
menținerea constant ă a temperaturii sale la intrarea în cilindrii motorului, îmbun ătățind astfel
randamentul ciclului motor (acesta cre ște cu cca 6 –8%). În cazul MAI func ționând pe gaze
combustibile, r ăcirea aerului la ie șirea din compresor este impus ă – suplimentar – de eliminarea
detona ției. Ca urmare, în func ție de tipul constructiv al motorului, corelat cu puterea nominal ă
a sa, r ăcirea aerului de supraalimentare se poate realiza în una (RA II) sau do uă trepte (RA I +
RA II). Aceasta influen țează temperaturile agentului de r ăcire la ie șirea din fiecare treapt ă și
respectiv nivelul termic al agentului utilizat pentru recuperarea c ăldurii respective și deci
utilitatea tehnico -economic ă a recuper ării aces teia.
Este de subliniat, în mod suplimentar, c ă nivelul termic al aerului r ăcit trebuie men ținut
riguros constant în func ționarea motorului, atât din considerente termodinamice (men ținerea
ridicat ă a valorii randamentului s ău), cât și din cele legate de ev itarea detona ției – cazul
motoarelor pe gaze.
 recuperarea de înaltă temperatură (RIT) este reprezentat ă de recuperarea c ăldurii de la
răcirea uleiului de ungere a motorului (RU) și de la r ăcirea elementelor fixe ale acestuia
– răcirea blocului motor – și ale turbosuflantei. Ea presupune preluarea c ăldurii de la
răcitorul de ulei și de la blocul motor, putându -se realiza în dou ă variante
– varianta I -a: răcirea în serie a uleiului de ungere cu ap ă de cca . 80°C (uleiul ajunge în motor
la cca 100°C) și apoi a blocului motor, astfel încât la ie șirea din RIT, apa de r ăcire are
temperaturi de 90 – 100°C și chiar mai mult;
– varianta a II -a: răcirea separat ă – în paralel – a uleiului de ungere și respectiv a blocului
motor. Din RU apa de r ăcire poate ie și cu cca 75 – 80°C, cu condi ția ca temperatura uleiului
răcit, la intrarea în motor s ă rămână practic constant ă; altfel, modificarea vâscozit ății sale
înrăutățește calit ățile de lubrifiant,scurtând via ța motorului. De asemenea, gradientul de r ăcire
al ulei ului trebuie men ținut în limite vasiconstante – impuse de constructor – din acelea și motive
ca și cele expuse mai sus. În paralel cu RU, se asigur ă separat r ăcirea blocului motor prin
intermediul RIT, prin reducerea debitului de ap ă ce trece prin acesta, c omparativ cu cel
vehiculat în cazul variantei serie (RU + RIT). Ca urmare, temperatura apei de r ăcire la ie șirea
din motor poate ajunge la 110 – 125°C, în func ție de condi țiile impuse de constructor. Este de
remarcat c ă, odat ă cu cre șterea tempe raturii agentului de răcire la ieșirea din motor, peste
100°C, se impune și creșterea presiunii în circuitul respectiv, la 1,5 – 2 bar, pentru a se evita
vaporizarea apei de r ăcire (atingerea presiunii de satura ție corespunz ătoare temperaturilor de
110 – 125°C). Î n plus, este obligatorie utilizarea unui regulator de debit minim de agent de

37
răcire.
Ținându -se seama de variantele de recuperare de joasă și înaltă temperatură rezultă că,
în funcție de varianta de răcire adoptată, pot apare pe partea de agent de răcire două sau trei
circuite, după cum se pot înseria răcitoarele respective (vezi fig. 1.18 .):

Fig. 1.18. Variante de realizare a treptelor de r ăcire, simultan cu variantele de circuit de r ăcire:
a. varianta cu dou ă circuite de r ăcire: (RA I + RA II) și (RU + RIT);
b. varianta cu trei circuite de r ăcire: (RA I + RA II), RU și RIT;
c. varianta (b) în alternativa: RA I, (RA II + RU) și RIT.
Par – pomp ă de circula ție a apei de r ăcire.
În func ție de varianta de cuplare a diverselor r ăcitoare, cât și de debitul de agent de
răcire utilizat, se modific ă și nivelurile de temperaturi ale acestuia la ie șirea din RIT – cu
respectarea condi țiilor termodinamice impuse de RA și a celor tehnice impuse de RU și RIT.
Din punctul de vedere al nivelului termic care se poate reali za prin recuperarea căldurii
de la MAI, exist ă următoarele variante posibile:
– apă caldă cu temperatura de cca 40°C, din RA I;
– apă caldă cu niveluri termice de pân ă în 65 – 75°C, din RA II;
– apă caldă cu temperaturi pân ă în cca 80 – 90°C, din RU;
– apă fierbinte cu temperaturi de 105 – 120°C, din RIT;
– abur saturat uscat (teoretic) la presiune atmosferic ă, cu debite foarte mici, din RIT;
– abur supraînc ălzit cu presiuni în func ție de temperatura gazelor de ardere la ie șirea din
MAI și de debitul dorit a fi produs, utilizând treapta RIT pentru preînc ălzirea apei de
alimentare a cazanului recuperator produc ător de abur pe seama recuper ării căldurii
gazelor de ardere în CR.

38

Fig. 1.19. Schemele de ansamblu pentru recuperarea c ăldurii de la MAI: a) – în serie; b ), c) – în paralel;
1 – MAI; 2 – răcitor de aer sau amestec aer/combustibil; 3 – agent de r ăcire de joas ă temperatur ă; 4 – răcitor de
ulei; 5 – agent de r ăcire a uleiului (ap ă); 6 – răcitor (recuperator) de medie de temperatur ă; 7 – răcitor
(recuperator) de înalt ă sau foarte înalt ă temperatur ă; 8 –recuperator de c ăldură din gazele de ardere; 9, 11 – agent
termic pentru alimentarea cu c ăldură; 10, 12 – consumatori de c ăldură.
Recuperarea în serie a c ăldurii se aplic ă pentru producerea, în gener al a apei fierbin ți, la
un singur nivel termic, cel asigurat de recuperatorul de c ăldură din gazele de ardere. În cazurile
în care debitul momentan de c ăldură necesar consumatorului, de exemplu pentru înc ălzire, iarna
la temperaturi exterioare coborâte, de pășește – la nivelul termic impus de consumatori în
momentele respective – debitul total de c ăldură posibil de recuperat de la r ăcirile motorului,
plus recuperatorul din gazele de ardere, se pot folosi suplimentar CAF -urile, ca instala ții termice
de vârf.
Recuperarea în paralel este aplicat ă, în general, când se alimenteaz ă cu c ăldură
consumatori care impun dou ă niveluri diferite de temperatur ă pentru acela și agent termic (ap ă
caldă și apă fierbinte), fie necesit ă atât ap ă fierbinte, cât și abur. În acest c az, variantele de
scheme paralel, prezentate în fig. 1.19 ., b) sau c ), se aplic ă ținându -se seama în primul rând de
parametrii și debitul de abur, comparativ cu temperatura și debitul de ap ă fierbinte impuse de
consumatorul termic, corelat cu grup ările sch emelor de r ăcire expuse mai sus (r ăcirea aerului
de supraalimentare, cu a uleiului de ungere și respectiv aceea a blocului motor).

1.5.4 CCG cu cicluri combinate

1.5.4.1 CCG cu cicluri combinate TG + TA

Este caracterizat ă de existen ța unui ciclu înainta ș cu TG cu cazan recuperator, care

39
produce abur la parametrii impu și de ciclul de cogenerare cu turbin ă cu abur. Aceasta poate fi
cu contrapresiune pur ă sau/și cu priz ă reglabil ă, ori cu condensa ție și una sau dou ă prize
reglabile. De cele mai multe ori, cazanul recuperator este cu ardere suplimentar ă (CRAS),
pentru a asigura debitul și parametrii aburului impu și de turbina cu abur. Schema poate cuprinde
un tandem format din câte o TG cu o TA, sau dou ă TG cu o TA, dup ă cum se prezint ă în fig.
1.20.
Ansamblul CCG cu TG, cuprinde o TG, sau dou ă, în paralel, în func ție de puterea
electric ă totală impus ă CCG cu TG/TA, simultan cu tipo -dimensiunile de TG avute la
dispozi ție, fa ță de TA impus ă de cererea de c ăldură. În func ție de tipul și mărimea TA aleas ă,
urmeaz ă alegerea p ărții de TG

Fig. 1.20. Schemele termice de principiu ale CCG utilizând ciclul mixt gaze/abur (TG/TA):
a. Schema de principu a CCG cu TG și CRAS, cu una sau dou ă TG în paralel; b, c, d – tipurile de TA care se pot
cupla cu ciclul cu TG; b – turbin ă cu contrapresiune pur ă (TA Cp); c – turbin ă cu contrapresiune și priz ă reglabil ă

40
(TA Cp + p); d – turbin ă cu condensa ție și dou ă prize reglabile (TA Cd + 2p ).

Cazanul (cazanele) recuperatoare ale CCG cu TG se dimensioneaz ă pentru parametrii
aburului impu și de intrarea în TA (p, t). În m ăsura în care ele nu pot asigura debitul de abur viu
necesar TA alese, atunci CR poate fi transformat în CR cu post -ardere (CRPA) sau, chiar cu
ardere suplimentar ă (CRAS).
Tipul și mărimea turbinei cu abur (TA) este determinat ă de m ărimea cererii de c ăldură,
de natura și parametrii aburului necesar a fi livrat de aceasta, la fel cu cazul unei CCG cu TA.
Ca instala ții termice de vârf se utilizeaz ă acelea și tipuri ca și în cazul CCG cu TA: CAF –
urile pentru consumul sub form ă de ap ă fierbinte și IRR -le sau cazanele de abur de vârf – clasice
– (CAI) în cazul consumului sub form ă de abur.
1.5.4.2 CCG cu cicluri combinate MAI+TA

Constructorii de motoare cu piston cu ardere internă au urmărit reducerea pierderilor în
apa de răcire, respectiv creșterea randamentului indicat și a randamentului efectiv la cuplă, prin
realizarea de motoare „fierbinți” (cu temperaturi mari în circuitul de răcire) și/sau „adiabate”
(fără răcire – motoare ceramice). În practică, au apărut o s erie de dificultăți tehnologice în
realizarea motoarelor ceramice, iar la motoarele fierbinți nu s -a reușit un spor semnificativ al
randamentului indicat, deoarece o cotă importantă din pierderea de căldură în apa de răcire s -a
redirecționat și a condus la creșterea pierderii prin căldura sensibilă a gazelor de ardere.
Principalul avantaj tehnic al motoarelor fierbinți s -a dovedit a fi creșterea nivelului
termic al căldurii recuperate extern pentru creșterea producției de lucru mecanic (pentru
cogenerarea i ndustrială) sau în aplicații de cogenerare. În ambele cazuri, prin recuperarea de
căldură de la gazele de ardere se produce abur de joasă spre med ie presiune și care se destinde
într-o TA.

41

Fig. 1.21. Schema termică a unei CTE cu ciclu combinat, având MP ca ciclu înaintaș și ITA recuperatoare de
condensație, cu utilizarea căldurii recuperate de la blocul motor.

În fig. 1.21 . se prezintă schema termică a unei CTE cu ciclu combinat, având MP ca
ciclu înaintaș și ITA recuperatoare, de condensație, cu utiliza rea la un consumator urban a
căldurii recuperate de la blocul motor. Această combinație permite creșterea randamentului
global brut de producere a electricității până la 48 ÷50%. Soluția se folosește la MP Diesel
navale de mare putere, sau în CTE cu MP Otto care ard gaz natural. Turațiile celor două mașini
termice diferă mult. Ca urmare, acestea antrenează generatoare electrice distincte. Datorită
parametrilor coborâți ai abur ului produs în cazanul recuperator și al faptului că acesta valorifică
doar o parte din pierderile de căldură ale motorului (cele din căldura sensibilă a gazelor de
ardere), puterea la bornele generatorului antrenat de TA este de circa 10 ÷12 ori mai mică d ecât
cea a generatorului antrenat de MP. La puteri mari se poate colecta aburul produs de la mai
multe MP pentru a fi utilizat la o singură TA.
Principalul dezavantaj al schemei precedente, în aplicații de cogenerare, îl reprezintă
existența pierderilor s pre mediul ambiant prin apa de răcire a condensatorului. Datorită lor
randamentul global de utilizare a energiei primare este mai scăzut decât în cazul unei CCG -MP.
Pentru a beneficia simultan de avantajele combinației de cicluri și al cogenerării, se
poate trece la o schemă de tipul celei din fig. 1 .22.

42

Fig. 1.22. Schema termică a unei CCG urbane, cu ciclu combinat MP + ITA de contrapresiune.

În acest al doilea caz se folosește o turbină cu abur cu contrapresiune. Încălzirea apei de
rețea are loc în tre i trepte: (1) pentru recuperarea căldurii de la răcirea blocului motor, (2) în
condensatorul TA și (3) într -un economizor al cazanului recuperator. Cota din energia primară
care se transformă în electricitate scade la circa 46 ÷48%, dar randamentul global p oate să atingă
valori de ordinul a 88 ÷90%, iar indicele de structură a energiei utile devine supraunitar.

1.5.5. Trigenerarea

1.5.5.1 Definitie.Aspecte generale

Trigenerarea reprezint ă de fapt solu ția de cogenerare, în care c ăldura și/sau energia
electrică, produse de ICG, sunt folosite par țial și/sau integral, simultan sau alternativ, pentru
producere de frig: utilizarea c ăldurii în instala ții frigorifice cu absorb ție (IFA) și/sau a energiei
electrice în instala ții frigorifice cu compresie mecanic ă de vapori (IFC), dup ă cum rezult ă din
fig. 1.23.

43
Soluția de trigenerare este caracterizat ă de urm ătoarele elemente de baz ă:
– presupune obligatoriu existen ța unei ICG, deci a solu ției de cogenerare;
– accept ă faptul c ă frigul nu este produs direct și simultan din ICG, odat ă cu lucrul
mecanic și căldura. El este produs pe seama acestora, dar în instala ții frigorifice
separate;
– datorit ă caracteristicilor cererii de frig, continuu în scopuri tehnologice sau sezonier
(vara) pentru climatiz ări spa țiale, se accept ă că produc ția de frig poate fi alternativ ă în
timp, fa ță de căldură.
În figura urm ătoare se va evidenț ia schema de principiu a unei CTG:

Fig 1.23 . IFC, IFA – instala ții frigorifice cu compresie mecanic ă de vapori, respectiv cu absorb ție;

1.5.5.2 Schemele termice de principiu ale centralelor de trigenerare – CTG

Schemele termice de principiu ale CTG, difer ă în func ție de tipurile cuplajelor între
centrala de cogenerare (CCG) și instala ția de frig (IF). Sub aspectul schemelor termice de
principiu a le CCG., e le depind în primul rând de tipul instala ției – ciclul termodinamic – de
cogenerare utilizat.
Din punctul de vedere al instala țiilor frigorifice, acestea pot fi cu compresie mecanic ă

44
de vapori (IFC), sau cu absorb ție – cu compresie termochimic ă – (IFA), conform schemelor de
principiu prezentate în fig. 1.24. și 1.25 .

Fig. 1.24. Ciclul instala ției frigorifice cu compresie mecanic ă de vapori (IFC)

C – compresor mecanic; MA – motor de antrenare a compresorului (motor electric, sau motor cu ardere intern ă
etc.); Cd – condensator; VL – ventil de laminare (reduce presiunea agentului de lucru, în stare lichid ă, de la pi la
pj); V – vaporizator; LC sau EC – lucru mecanic sau energie electric ă necesare motorului de antrenare; F – frig
preluat din incintele r ăcite (climatizate); Qcd – căldură cedat ă agentului de r ăcire din condensatorul IF.

Energia necesar ă „antren ării” IF este: energia mecanic ă sau electric ă, în cazul IFC (LC
sau EC) și energia termic ă – sub form ă de abur sau ap ă fierbinte ( QC), în cazul IFA. Acestea
sunt preluate de la instala ția de cogenerare, constituind „leg ătura” energetic ă între cele dou ă
tipuri de instala ții; cuplajul nu este influen țat de schema CCG. Ambele IF preiau c ăldura din
incintele r ăcite (climatizate) prin intermediul vaporizatorului (V) și au nevoie de o surs ă
exterioar ă – local ă – de răcire, pentru preluarea c ăldurii de condensare a solu ției de lucru, din
condensator (Cd) – Qcd – și suplimentar în cazul IFA, din absorber – Qab. Surs a local ă de
răcire trebuie s ă fie separat ă de eventuala surs ă de răcire folosit ă, de exemplu, în cazul CCG cu
MAI, din cauza faptului c ă cele dou ă instala ții (CCG și IF) nu au regimuri de func ționare și
încărcare similare. În plus, necesit ă regimuri termic e diferite pentru agentul de r ăcire.

45

Fig. 1.25. Ciclul instala ției frigorifice cu absorb ție – cu compresie termochimic ă – (IFA);

CTCh – compresor termochimic; G – generator de vapori (fierb ător); Ab – absorbitor; VLS – ventil pentru
laminarea solu ției; PS – pomp ă de solu ție; QC – căldură (sub form ă de ap ă fierbinte sau abur) pentru
„antrenarea” compresorului termochimic; Qab – căldură cedat ă unui agent de r ăcire.

Concluzia: cuplajul între CCG și IF se realizeaz ă numai la nivelul „antren ării” IF: cu
energie mecanic ă și electric ă, în cazul IFC, sau cu c ăldură, în cazul IFA. Energia necesar ă
antren ării IF este preluat ă din aceea produs ă de CCG în cogenerare. Pot fi situa ții când aceea și
CCG asigur ă „antrenarea” simultan ă sau alternativ ă, atât a unei IFC, câ t și a unei IFA, în func ție
de structura cererii de frig, c ăldură și energie electric ă, la nivelul CTG.
Capitolul II PREZENTAREA GENERALĂ A CENTRALEI ELECTRICE
DE TERMOFICARE

2.1. Scurt istoric

46

Obiectivul a fost construit în baza Decretului Nr. 67/1977 al Consiliului de Stat al R.S.
România având denumirea de Centrala Electrică de Termoficare (CET) Midia Năvodari și
urmând să satisfacă următoarele cerințe:
♦ alimentarea cu energie termică sub formă de abur pe trei nivele de presiune 6: 17; 36
bar. a con sumatorilor industriali din zonă, cel mai important dintre aceștia fiind Combinatul
Petrochimic Midia (CPM);
♦ alimentarea cu energie termică sub formă de apă fierbinte a orașului Năvodari și a
consumatorilor industriali interesați din zonă;
♦ alimentarea cu energie electrică a tuturor consumatorilor de pe platforma industrială
Midia preluată din Sistemul Energetic Național sau din producția proprie;
♦ alimentarea cu apă demineralizată a Combinatului Petrochimic Midia pentru necesități
tehnologice.
Investiț ia a fost derulată în cadrul Întreprinderii Electrocentrale Constanța, unitate de
producere a energiei electrice și termice aparținând Ministerului Energiei Electrice, potrivit
organizării economice de la acea perioadă.
Lucrările de construcție au început în anul 1977 și au urmat o logică firească de montaj
și punere în funcțiune, proiectul inițial fiind concretizat în două etape:
1). Etapa termică – Centrala Termică de Pornire (CTP)
Această etapă a fost destinată prin proiectul inițial să furnizeze primel e cantități de abur
consumatorilor industriali în perioada de pregătire și punere în funcțiune a acestora, să realizeze
în perioada de început alimentarea centralizată cu căldură a orașului Năvodari, și să asigure
serviciile interne termice pentru perioada de probe, punere în funcțiune și porniri din stare rece
ale Etapei energetice. De asemenea, CTP constituia rezervă pentru capacitățile din etapa
energetică indisponibile temporar (opriri programate, avarii, etc.).
Capacitățile din Etapa termică sunt cazan e de abur industrial, după cum urmează:
♦ Cazane tip VU LCAN cu suprapresiune în focar, 3x 105 t/h; 17 bar; 250șC, cu punere
în funcțiune între anii 1978÷1979;
♦ Cazane ti p CR 12 cu depresiune în focar, 2x 50 t/h; 36 bar; 450șC, cu punere în
funcțiune în an ul 1979.
2). Etapa energetică – Centrala Electrică de Termoficare (CET)
Această etapă a fost destinată alimentării consumatorilor termici în schema normală,
energia electrică, produsă aproape integral în regim de cogenerare, fiind livrată consumatorilor
racordați la Stația principală de conexiuni și în S.E.N.

47
Capacitățile prevăzute inițial pentru echiparea C.E.T. sunt după cum urmează:
♦ Cazane energetice ti p C4 -PG cu depresiune în focar, 4x 420 t/h; 140 bar; 550șC, cu
punere în funcțiune: C1, C2, C3 – 1981÷1983, C4 – 1990.
♦ Turbine energetice cu abur:
– 1x DSL50 (TA1) – 50 MW., condensație și prize reglabile, cu punere în funcțiune în
1981;
– 3x DKU 50 (TA2, TA3, TA4) – 50MW., contrapresiune 7÷21 ata, cu punere în funcțiune:
TA2- 1983; TA3 – 1984.
Ca urmar e a modificării substanțiale a consumului de energie termică, TA4 nu a mai
fost montată.

2.2. Date semnificative din istoricul centralei

Începând cu anul 1990 au loc modificări importante ale structurii consumurilor și chiar
a consumatorilor, dintre care se menționează:
– renunțarea la consumurile pe anumite nivele de presiune (6 bar) sau la consumurile
termice sub formă de apă fierbinte;
– retehnologizarea unor instalații din Combinatul Petrochimic Midia cu reducerea
pronunțată a consumului de abur ;
– utilizarea unor capacități de producere abur cu destinație tehnologică precisă
(antrenarea unor utilaje tehnologice cu turbine cu abur de parametrii înalți) din C.P.M. ca surse
de abur tehnologic de utilitate generală, ca urmare a nefuncț ionării instalațiil or de bază.
– instalarea la unii consumatori ( C.P.M. ) a unor capacități p unctuale de producere abur;
– dispariția unor consumatori din zonă sau încetarea calității de consumator pentru unii
agenți economici;
– sistarea unor investiții la anumite obiective industriale care ar fi putut să compenseze
reducerile de consum înregistrate la consumatorii tradiționali.
Urmare a aspectelor prezentate mai sus, singurele instalații de bază în stare operațională
sunt cele aferente Etapei Termice, instalația de producere a apei fierbinți, stația de producere
apă demineralizată ș i tratare a apelor tehnologice reziduale și stația principală de conexiuni 110
kV împreu nă cu toate instalațiile anexe ș i auxiliare necesare.
2.3 Situația actuală de funcționare

Central a electrică de termoficare (C.E.T .) reprezintă un complex de instalații care au ca

48
scop transformarea unei forme primare de energie, în cazul nostru energia chimică a
combustibilului, în forme finale de energie termică și electrică pe care le furnizează
consumatorilor. Lanțul principalelor trans formări energetice care au loc î n cadrul centralei
eletrice de termoficare este prezentat principial în figura 2.1.

Fig. 2.1. Lanțul transformărilor energetice în C.E.T.

Schema actuală termomecanică conține două c azane de tip CR12 ce furniz ează abur la
parametrii 36 bar . și 450 oC, cu un debit nominal de 50 t/h și două cazane tip C105 care
furnizează abur la parametrii 16 bar . și 250 oC, cu un debit nominal de 105 t/h.
Cazanele CR12 debitează într -un colector comu n (Ø273×1 0), secționat prin vane de
secționare . Din fiecare semicolector pleacă câte o alimentare pentru consumatorul industrial. În
schema normală doar o alimentare este în funcțiune.
Cazanele C105 debitează într -un colector comun (Ø720×8), sectionat într e cazanel e 3 si
5, printr -o vană de secționare . Din fiecare semicolector pleacă câte o alimentare spre
consumator.
Între cele două colectoare există o legătură printr -o stație de reducere -răcire (SRR 36/16
bar.), cu o capacitate de 60 t/h. Debitul de abur ce trece prin S.R.R. este măsurat cu o diafragmă
de măsură, semnalul fiind transmis în camera de comandă.
Din colectorul de 36 bar ., se alimentează consumatorii externi și colectorul de 16 bar.
Din colectorul de 16 bar se alimentează și consumatorii exter ni și prin stația de reducere -răcire
de 16/6 bar (debit 60 t/h), colectorul de 6 bar. Din colectorul de 6 bar se alimentează bateriile
de termoficare care asigură încălzirea orașului Năvodari și principalii consumatori interni ai
centralei prin intermediul a două stații de reducere -răcire.

49
În ceea ce privește schema electrică când funcționau grupurile energetice de 50 MW,
C.E.T . Midia producea energie electrică la tensiunea de 10,5 kV pe care o livra S.E.N. prin
liniile de 110 kV. Stațiile electrice ale CTP aveau posibilitatea alimentării și din serviciile
proprii.
Producerea în CTP a aburului necesar consumatorilor interni și externi se realizează și
cu un consum de energie electrică luată din Sistemul Energetic Național – S.E.N., alimentarea
făcându -se pri n linii aeriene, la nivelul de tensiune de 110 kV.
În prezent fluxul de putere electrică are sensul de la sursa de alimentare (S .E.N.), prin
linii de 110 kV și transformatori de 110/6,3 kV spre stațiile de 6 kV (S .P.G. și C.T.P.) și stațiile
de 0,4 kV, stații din care sunt alimentați toți consumatorii uzinei, necesari a fi în funcțiune
pentru producerea aburului în C .T.P.
Siguranța alimentării consumatorului de energie electrică al C.E.T . Midia, este asigurată
prin alimentarea prin mai multe linii în paralel și prin conectarea alimentărilor de lucru și
rezervă, cei doi transformatori de 110/6,3 kV O1BT și O2BT funcționând alternativ. Aceasta
schemă se folosește pentru reducerea puterii rea ctive luate din SEN și a consumului propriu, în
general.

2.4. Caracteristici tehnice ale echipamentelor din schema termomecanică

Cazanele de abur industrial care echipează C .T.P. sunt grupate în funcție de presiunea
aburului final și debitează fiecare pe câte o bară colectoare secționată prin armături. Plecările
către consumatori, câte două pe fiecare nivel de presiune, se găsesc de -o parte și de cealaltă a
armăturilor de secționare ceea ce conferă o elasticitate sporită schemei de alimentare, în situația
în care sunt necesare intervenții fie la racordurile cazanelor, fie la cele de alimentare a
consumatorilor.
Toate cazanele instalate în C .T.P. ca și instalațiile auxiliare aferente sunt în stare de
funcționare și reprezintă în momentul de față singurele c apacități de producere a energiei
termice operabile din C.E.T. Midia.
Tabelu l 2.1 Cazane de abur indust rial ce echipează Etapa Termică

50

2.4.1 Descrierea cazanului de abur tip CR 12

Generatorul de abur CR 12 livrează 50t/h abur de 36 bari, supraîncălzit la 450 șC,
utilizat în scopuri energetice sau pentru termoficare prin intermediul turbinelor cu
contrapresiune. Se poate monta atât în incinte, cât și în aer liber, în ultimul caz fii nd prevăzut
cu un acoperiș susținut de cadrul metalic al cazanului. Ținându -se seama de condițiile vitrege Indicativ
(conf.schemei termice) u.m. C1 C2 C3 C4 C5
Putere termica instalată [MW] 37 37 73 73 73
Tip CR12 -C Tip VULCAN de 105t/h
Fabricant VULCAN VULCAN BUCUREȘTI
Anul PIF 1979 1979 1979 → 1978 1979
Schema de legături Cu bară comună Cu bară comună
Debitul nominal de abur
[kg/s] 13,9 13,9 29,2 29,2 29,2
[t/h] 50 50 105 105 105
Presiunea nominală abur
[MPa] 3,6 4 1,7 1,7 1,7
[bar] 36 40 17 17 17
Temperatura nominală abur
[K] 723 723 523 523 523
[C] 450 450 250 250 250
Temperatura nominală apă de
alimentare [K] 423 423 377 377 377
[C] 150 150 104 104 104
Combustibil de proiect (tip,
sort, puterea calorică
inferioară):
PĂCURĂ
GAZ METAN [kJ/kg] 38720 38720 38720 38720 38720
[Kcal/kg] 9250 9250 9250 9250 9250
[kJ/Nm3] 35581 35581 35581 35581 35581
[Kcal/Nm3] 8500 8500 8500 8500 8500
Randament garantat de
constructor, la sarcina
nominală păcură
gaz metan 90%
91% 90%
91% 90%
91% 90%
91% 90%
91%
Nr. arzătoare ( număr, tip și
putere termică unitară) [kW] 4 arzătoare mixte, putere
termică unit. de 10175 6 arzătoare mixte, putere termica
unit.de 13380
Ventilatoare de aer (număr,
putere motor de antrenare) [kW] 1 ventilator,
put.mot.200 kw 2 ventilatoare,
put.motor 320 k w
Indicativ (cf. schemei termice) u.m. C1 C2 C3 C4 C5
Ventilatoare de gaze de ardere
<număr, putere motor de
antrenare> [kW] 1 ventilator,
put.mot.250 kw ––––––––

51
de climă ale iernilor de la noi din țară, a fost necesar să se ia o serie de măsuri pentru asigurarea
bunei funcționări a cazanului.
Dintre acestea s e menționează posibilitatea golirii complete de apă, ecranarea completă
a focarului și izolarea pereților cu cărămidă de diatomit pentru micșorarea pierderilor de căldură
spre exterior, menținerea țevilor coborâtoare în interiorul zidăriei cazanului, prote jarea zidăriei
cu un înveliș metalic din tablă de 3 mm pentru a feri zidăria de intemperii și a evita pătrunderea
aerului fals, etc.
Generatorul este prezenta t schematic în figura 2 .2.

52
Fig 2 .2. Schema de ansamblu a cazanului

53
2.4.1.1. Caracteristici tehnice constructive

A. Suprafața totală de schimb de căldură
 sistem vaporizator
– prin radiație………………………………………………………. ……………180,3 m2;
– prin conv ecție………………………………………………….……………….. .38,6 m2;
 supraîncălzitor
– treapta I-a ……………………………………………..………….…………… …167 m2;
– treapta a -II-a………………………………………………………..…………… ..320 m2;
 economi zor …………..………………………..……………..……….…… ……..491 m2;
 preîncălzitor d e aer…………………..………..…..……………………. …….. ….1413 m2;
B. Focar – de tip radiație :
 încărcare termică – la debit nominal:
– la funcționa re cu gaz …………………………………………..……. ..169.000 Kcal/m3h;
– la funcționarea cu păcură…………………..……………..………….172.000 Kcal/m3h;
 adân cime………………………………………..………….……………… ….5330 mm ;
 lățime…………………………………………..…………….………………..4290 mm ;
 înălțime – cca – …………………………….……………….……………….12.500 mm ;
C. Economizor – format din :
 două colectoare Ø 219*9 mm cu lungime de ……………………..…………2.600 mm ;
– unul de intrare amplasat la cota………………………………….………………6,36 m ;
– unul de ieșire amplasat la cota…………………………………….………….10,280 m ;
 două pachete a câte 19 serpentine cu lungime de …………………..….……4.500 mm ;
 țevi- dispuse în eșichier – Ø 32*2,5 mm
– pas – distanța dintre centrele a două țevi învecinate…………….……………….66 mm ;
– distanța între pachete …………………………………………….…………….550 mm ;
– suprafața de schimb de căldură …………..…………………………….………..419 m2;
D. Tambur
 diametrul exterior ………………………………………..…………………….480 mm ;
 grosimea …………………..…………………………………………………….40 mm ;
 lungimea………………..………………………………………………….…7.630 mm ;
– amplasat la cot a………………………………………………………………… ..12,5 m ;
– nivelul re glat – se realizează la 100 mm sub axa orizontală a tamburului ;
 amplasarea racordurilor indicatoarelor de nivel:

54
– local …………………………………………………………………………… ..250 mm ;
– la distanță………………………….……………………. ..200 mm față de nivelul reglat.
E. Sistemul vaporizator – realizat din țeavă Ø 60*3 mm Olt 35 K II cu pas de 65 mm ,care
constituie:
 ecranele laterale stânga și dreapta – câte două secțiuni fiecare – având:
– secțiunea I – spre front focar …………………………..…………………………42 țevi ;
– secțiunea II – spre spate focar……………………………..………… …………..40 țevi ;
fiecare secțiune este racordată la câte un colector Ø219*14 mm:
 de intrare:
– lungime…………………………………………………………..…………….2500
mm;
– amplasate la cota …………………………………..……………………….……..0,8 m ;
 de ieșire:
– lungime ……………………………………………………..…………………2800 mm ;
amplasate:
o secțiunea I -a la cota …………………………………….………………………..10,8 m ;
o secțiunea a -II-a la cota ………………………………………………..…………..12,6m ;
 ecranele front și spate focar – câte două secțiuni fiecare – având:
o secțiunea I -a stânga focar …………………………………………..…………….32 țevi ;
o secțiunea a -II-a dreapta focar ……………………………………………….…….34 țevi ;
fiecare secțiune este racordată la câte un colector Ø 219*14 mm:
 de intrare:
– lungime ……………… ……………………………………………………… 2.200 mm ;
amplasate:
o ecran frontal – la cota……………………………………………………………….4 m ;
o ecran spate – la cota………………………………………………………………..0,8 m ;
 de ieșire:
– lungime ……………………………………….………………………………2.200 mm ;
amplasate:
o ecran frontal – la cota ……………………….…………………………..…………12 m ;
o ecran spate – la cota …………………………..…………………………………12,8 m ;
F. Supraîncălzitor – realizat din țeavă Ø 32*2,5 mm,16 Mo 3-III care constituie:
 țevile de susținere pentru :
– supraîncălzitor tr. I -a …………………………………….………………………63 buc. ;

55
– supraîncălzitor tr. a -II-a ………………………………………………………….68 buc. ;
 serpentinele :
– supraîncălzitor tr. I -a ……………………………………….……………………63 buc. ;
– supraîncălzitor tr. a -II-a ………………………………………………………….68 buc. ;
care au:
– lungime –cca- ………………..…………………………………………………. 2800 m ;
– pas ………………………….……………….……………………………………68 mm ;
 colectoarele Ø 219*10 mm, 16 Mo 3-III amplasate:
– colect orul intermediar – la cota ……………………………………..………….10,69 m ;
– colectorul de ieșire supraîncălzitor tr.I -a – la cota………………………..…….10,75 m ;
– colectorul intrare supraîncălzitor tr. a -II-a – la cota …………………………….10,97 m ;
– colectorul ieșire supraîncălzitor tr.a -II-a – la cota………………………….……14,8 m ;
având lungimea …………..……………….…………………………………………4.730 mm.
G. Supapa de siguranță
 dublă – pentru tambur –DN 2*32/50 PN 64
– debit evacuat ……………………………………..……..……………………31200kg/h ;
– supapa de lucru……………..…………………………………….……………44,1 bari ;
– supapa de control……………………………….……………………………..43,3 bari ;
 cu arc – pentru colectorul final – DN 50/80 PN 100
– debit evacuat (minim) ……………………………..………………….…….15000 kg/h ;
– supapa de lucru …………………………………………………………..……37,8 bari ;

2.4.1.2. Caracteristici tehnice funcționale

A. Date privind proba hidraulică – Spații fluide – Nivelul apei în tambur
– volum de apă – la proba hidraulică ……………………..…………….……….….28 m3;
– presiune de încercare (I.S.C.I.R) ……………………………………….……..52,5 bari ;
– volum de abur – la nivel normal ………….………………….………..………….10 m3;
– nivel reglat…………………………….…..…100 mm sub axa orizontală a tamburului ;
– nivel maxim………………………….……….………75 mm deasupra nivelului reglat ;
– nivel minim………………………..…..……………………..75 mm sub nivelul reglat.
B. Abur
– debit nominal ………………………………………… ……………………………50 t/h ;
– debit minim……………….…………………………… …….…………… ………20 t/h ;

56
– debit minim de reglaj al temperaturii………….…………….…………….………40 t/h ;
– debit de vârf maxim 30 min……………………………….………..……………..55 t/h ;
– presiune maximă în ta mbur……………………………………………………… ..42 bari;
– presiune nominală – de utilizare…………………………….………….………..36 bari ;
– temperatura:
o la ieșirea din supraîncălzitor tr. I –a ……………..…………….……..……440 -375 °C ;
o la intrare în supraîncălzitor tr. a – II –a…………………………..……….349 – 352 °C ;
o la ieșirea din supraîncălzito r tr. a – II – a …………………………………………..450 ± 15 °C .
C. Apa de alimentare
– presiune la limita cazanului ………………………………………………….….45 bari ;
– temperatura:
o la limita cazanului ……………….…………………………….………..150 °C ±10 °C ;
o la intrare în economizor ………………… ….……………………………..188 – 208 °C ;
o la ieșire din economizor ………………………………………………………………. 251 -254 °C .
D. Combustibil
– gaz:
o putere calorifică inferioară …………………………….………………..8535 Kcal/m3N;
o presiune – în arzător – la debit nominal…………………………..………3.000 mm c.a ;
o presiune în conducta principală…………………………………..……….5.000 mm c.a ;
o consum – la debit nominal………………………………………………….4173 m3N/h.
– păcură( STAS 51/70) :
o putere c alorifică inferioară……………………………… ……….……….9250 Kcal/Kg ;
o presiune – la injector – la debit nominal …………………………….…………… 12 bari;
o presiune – în conducta tur păcură ……………………………………………….16 bari;
o vâscozitat e …………………………………………………………….………… ..2,5 °E ;
o consum – la debit nominal ………………………………………..………….3626 Kg/h .
E. Aer de combustie
– temperatura:
o la intrare în calorifer……………………………….…..…..temperatura mediul ambiant ;
o la ieșire din calorifer ……………………………….…….………………………80 ° C ;
o după preîncălzitorul de aer ……………………….………….……………167 -204 ° C .
– debit – la 25 ° C:
o la funcționarea pe păcură – debit nomi nal ……………………..….……….52.000 m3/h;
o la funcționarea pe gaz – debit nominal……………………….…………….55.000 m3/h.

57
– presiune:
o în limita cazanului…………………………………………………………….20 mm c.a ;
o în cutia arzătorului…………………………………………………………….50 mm c.a .
F. Gaze de ardere
– temperatura:
o la ieșire din focar……………….…………………….……………….…1.039 – 993 °C ;
o înaintea S.Î tr. I –a…………………………………….……….…………..993 – 937 °C ;
o înaintea S.Î tr. a –II- a………………………………….……….…………684 – 717 °C ;
o înaintea E.C.O……………………………………………………….…….515 – 545 °C ;
o înaintea P.A…………………………………… …………………….…….293 – 335 °C ;
o la coș ……………………………………….………………..……………163 – 189 °C .
– depresiunea:
o la baza focarului …………………….……………………….………………12 mm c.a ;
o înaintea S.Î tr. I –a ………………….……………………..….……..……….13 mm c.a ;
o înaintea S.Î tr. a – II –a………………………………………….………..…21,4 mm c.a ;
o înaintea E.C.O……………………………….…………………………….…28 mm c.a ;
o înaintea P.A ………………………………….………………………………60 mm c.a .
G. Randament
– funcționare cu gaz ……………………………………………………………….90,5 % ;
– funcționare cu păcură…………….……………………….………..………… ….89, 5 %.
H. Ventilator de aer
– debit…………………………………….………………………..…… ……63.000 m3/h;
– presiune………………………….………………………………………….350 mm c.a ;
– turație…………………………………….…………………. ……1.500 – 1.000 rot./min ;
– putere……………………………………………………………………. 160 – 110 KW ;
– tensiune……………………………….………… ……………..….6.000 sau 380/660 V .
I. Ventilator de gaze
– debit………………………………………………………….…..…… …..155.000 m3/h;
– presiune…………………………….…………………….…………………220 mm c.a ;
– turație…………………………………..……………………… …………..1000 rot./min ;
– putere ……………………………………….…………………….………… …200 KW ;
– tensiune…………………………………………..……………..….6000 sau 380/600 V .
J. Parametri abur pentru caloriferul de aer
– presiune ……………………………………………………………………….. ….6 bari;

58
– temperatură…………………….…………………………………………………250 °C .

2.4.2 Descrierea cazanului de abur tip C105

Cazanul de 105 t/h; 17 kgf/cm2; 250 C fabricație Vulcan – România este un cazan
montat în aer liber cu frontul de deservire (zona arzătoarelor) acoperit printr -o construcție
ușoară și este destinat a produce abur tehnologic sau pentru încălzitul industrial.
Este un cazan cu circulație naturală, cu ecrane de radiație și un puternic fascicol de
convecție, echipat cu un pachet de supraîncălzitor, două pachete de economizor și trei pachete
de preîncălzitor de aer.
Cazanul funcționează cu suprapresiune pe partea gazelor de ardere în acest sens fiind
prevăzut numai cu ventilatoare de aer și fără exhaustor.
Cazanul este cu circulație naturală, pe combustibil păcură sau gaz combustibil ce arde
cu ajutorul a 6 arzătoare amplasate în frontul cazanului pe două nivele, asigurând un domeniu
de reglaj al sarcinii între 40 % și 100% .
În mod normal, cazanul funcționează cu două ventilatoare de aer. În cazul când dintr -o
cauză oarecare unul dintre ventilatoare iese din funcțiune, cazanul poate funcționa și cu un
singur ventilator, sa rcina cazanului scăzând corespunzător.
Având în vedere că acest cazan funcționează în aer liber s -au luat o serie de măsuri
privind posibilitatea golirii complete de apă în timpul opririlor, a tuturor suprafețelor de schimb
de căldură și a conductelor afer ente; de asemenea arzătoarele din frontul cazanului sunt închise
într-o cameră realizată din închideri ușoare cu plăci de azbociment.
Cazanul este prevăzut cu doi tamburi dispuși transversal, camera de ardere fiind un corp
etanș cu pereți membrană; pereții exteriori ai acesteia sunt compuși din țeavă ascensională de
vaporizare 76×5 mm.
Pentru buna exploatare a cazanului s -a prevăzut să se ia următoarele probe de pe
circuitul apă -abur:
– probă de apă alimentare;
– probă de apă din tambur;
– probă de abur saturat;
– probă de abur supraîncălzit.
Sistemul vaporizator nu are cadru metalic, întreaga lui greutate fiind transmisă fundației
prin intermediul tamburului și a colectoarelor inferioare ale pereților laterali.
Cazanul este prezentat schematic în figura 2.3.

59

Fig.2.3. Schema de ansamblu a cazanului C105

2.4.2.1. Caracteristici tehnice constructive

A. Suprafața totală de schimb de căldură
 sistem vaporizator:
– prin convecție ……….…………………..…….……………………….…..… …1260 m2;
– prin radiație………………………………….…..……………………….… ..….242 m2;
 supraîncălzitor ……………………..……….…. ……………………………….48,5 m2;
 econ omizor ……………………..………………………………. ………………..516 m2;
 preîncăl zitor de aer ………………………………………………. …….………1275 m2;
 volum d e apă – nivel normal …………………………. ………………………….57 m3;
 volum de apă cu tamburii plini ……………………………….….. …….…………75 m3;

60
 volum de a bur – nivel normal …………………………. …….…..……………….18 m3;
 volum focar ………………………………………………. …….……………….324 m3.

B. Focar – de tip radiație :
 încărcare termică – la debit nominal:
– la funcționare cu gaz ……… ………… ………………………..……… …8500 Kcal/m3h;
– la funcționarea cu păcură………… ………………….……………………….9250Kcal/kg ;
 adâncime
– în zona celor două etaje de arzătoare………………………………..…… …….4692 mm;
– în zona superioară ( la intrarea în S.Î )……………………………….……… ..3570 mm;
 lățime ……………………………………….……..….……………… …… …..7446 mm;
 înălțime – cca – …………………………………………………..………….11000 mm.
C. Sistemul vaporizator
a) ecranul frontal – format din : – vatra cazanului ;
– peretele frontal ;
– plafonul cazanului ;
este realizat din 72 țevi  76×5 mm, din material OLT 35 K -I STAS 3478/68, care sunt dispuse
la un pas de 102 mm sudate cu platbandă 26×6 mm.
Dimensiunile ecranului frontal sunt următoarele:
– lățimea( în tre axele pereților laterali dreapta și stânga)…………………… ..…7344 mm;
– adâncimea în partea inferioară……………………………………………… ….4923 mm;
– adâncimea în partea mediană…………………………………………….. ……6120 mm;
– adâncimea în partea superioară…………………………………………… ……3024 mm;
– înălțimea(între curbura inferioară și superioară)………………………… ..….9845 mm.
b) ecranul spate focar :
– realizat din 72 țevi  76×5 mm;
– între cota 6840 mm și 8231 mm realizează o curbură spre camera focarului;
– începând de la cota 8231 mm se desparte în două fascicole, ț evile formând o fereastră
de trecere a gazelor de ardere spre drumul II de gaze, iar în spațiul creat de cele două
fascicole de țevi deviate este p lasat supraîncălzitorul de abur.
c) ecranul spate cazan :
– realizat din 72 țevi  76×5 mm care sunt dispuse la un pas de 102 mm;
– la o distanță de 2000 de mm față de axul tamburului inferior începe o separare pe două
fascicole creând o fere astră către drumul III de gaze.

61
Dimensiunile ecranului spate cazan sunt următoarele:
– lățimea( între axele pereților laterali dreap ta și stânga)……… ..………………7344 mm;
– înălțimea……………………………………….………………… ..………….9845 mm.
d) ecrane laterale stânga și dreapta sunt realizate din câte 73 țevi  76×5 mm care sunt
dispuse la un pas de 102 mm astfel:
– 53 țevi care pleacă din colectorul inferior din care 48 țevi se leagă cu colectorul superior,
iar 5 intră direct în tamburul superior;
– 20 țevi care pleacă direct din tamburu l inferior în tamburul superior.
Colectorul inferior  219×10 mm se leagă cu tamburul inferior prin 10 țevi  133×5
mm, iar colectorul superior  219×10 mm se leagă cu tamburul superior prin 9 țevi  133×5
mm.
e) fascicolul convectiv :
– este realizat din 840 țevi  51×4 mm dispuse la un pas longitudinal de 110 mm și un
pas transversal de 102 mm;
– țevile sunt dispu se pe 72 rânduri a câte 12 țevi fiecare, mai puțin rândurile 17, 37,
57(numerate de la stânga la dreapta)care au câte 4 țevi.
f) tamburul
1. superior
– diametrul interior..………………………………………… ..………………….2000 mm;
– greutatea tamburului propriu -zis…………………………… ..……………….. 18868 kg;
– lungimea totală………………………………………..……… ..……………..9280 mm;
– grosimea virolelor..…………… ………………………………… ..…………….40 mm;
– grosimea fundurilor……………………………………………… ..……………..35 mm;
– presiunea de lucru…………………………………………..…… ..………17,5 kgf/cm2;
– capacitatea………………………………………… ……………… ..…………26,55 m3.
2. inferior
– diametrul interor ………….………………………………… ..……………….1200 mm;
– greutatea tamburului propriu -zis inclusive suporții…………… ..………………9980 kg;
– lungimea totală………………………………………………… ..……………8766 mm;
– grosimea virolelor……………………………………………… .……………. …35 mm;
– grosimea fundurilor………………………………………………… ..……….…28 mm;
– presiunea de lucru……………………………………………… ..………..18,5 kgf/cm2;
– capacitatea………………………………………………………… ..…………..9,33 m3.
D. Supraîncălzitor – este de construcție vertical, fiind compus din:

62
– 95 țevi  60×3,5 mm;
– două colectoare  273×10 mm.
Aburul saturat este condus din tamburul superior la colectorul de intrare (superior) prin
țevi  133×5 mm, colectorul superior sprijinindu -se pe colectoarele superioare ale pereților
laterali, iar colectorul inferior(de ieșire) este susținut prin intermediul țevilor  60×3,5 mm ale
supraîncălzitorului.
E. Economizor – format din :
– două colectoare : – unul de intrare ;
– unul de ieșire .
– două pachete a câte 74 serpentine ;
– țevi – dispuse eșichier –  32×3 m m;
o pas…………………………………………………………………..……… .…..72 mm;
o suprafața de schimb de căldură……………………………………………… ..…516 m2.
F. Preîncălzitorul de aer – de tip tubular – compus din:
– trei pachete ;
– 1083 țevi  54×2 mm.

G. Supape de siguranță
 trei supape – pentru tambur DN in 100, Dn out 150 Pn 25:
– debit evacuat……………………………………………………….…… ….135019 kg/h;
– presiunea de lucru………………………………………………………… ……19,5 bari;
– temperatura maximă de lucru……………………………………………… ..…..300 °C.
 două supape – pentru colectorul final Dn in 100, Dn out 150 :
– debit evacuat……………………………………………………… ..………..73139 kg/h;
– presiunea de lucru…………………………………………………… ..……….18,5 bari;
– temperatura maximă de lucru………………………………………… ..………..300 °C.

H. Gabarit cazan
 înălțime ………………………………………………… ..…………………17.200 mm;
 lățime ………………………………………………………………… ..…….9.130 mm;
 adâncime ……………..………………………………………… ..…………17.100 mm.
I. Greutate cazan
 metal………………………………………………………….………… .….361.600 kg;
 înzidiri și izolație………… …………………………………..………… ..…..48.630 kg.

63

2.4.2.2. Caracteristici tehnice funcționale

A. Apa de alimentare
 Presiune …………………………………………………………………….. …22,1 bari ;
 Temperatura:
– intrare nod alimentare ap ă ……………………… .……………………… ………. .100 °C ;
– intrare economizor ( aprox.)…………………………………………… ………. …130 °C ;
– ieșire economizor ( aprox.) ………………………………………………. ………. 150 °C .
B. Abur
 Presiune tambur (max.) …………………………………………….… …….…..17,5 bari ;
 Presiune nominală ………………………………………………………… …..…17 bari ;
 Debit :
– nominal………………………………………………………… …………………… ..105
t/h;
– minim tehnic ……………………… ……………………………… ……………. …..42 t/h ;
 Temperatura ………………………………………………………… ….………..250
°C.
C. Combustibil
 Gaz combustibil :
– presiune arz ător …………………………… …………………………………. …0,3…0,75 bari ;
– putere calorific ă inferioar ă………………… …………………………………. .8.542 Kcal/m3N;
– consum …………………………..…………… ……………………………. ……8.000 m3N/h.
 Păcură :
– presiune la injector ………………………………………… …………………… …..6-12 bar;
– vâscozitate…………………………………………………… ……….. ………. ……2,3 °E ;
– putere calorific ă inferioar ă……………………… …………………………… …9.249 Kcal/kg ;
– consum ………………………………………………… ………………….. …….7.200 kg/h .
D. Aer combustie
 Debit – la ardere pe:
– gaz combustibil …… ……………………………………………….. ……………….82.169 m3N/h;
– păcură ………………… ……………………………… ……………………………83.645 m3N/h;
 Presiune la arz ător ……………………… …………… ………………………..320 mm c.a ;
 Temperatura – la ardere pe:

64
– gaz combustibil :
o După calorifer …………… ……………………………………………………………. ………..25 ° C ;
o După preîncălzitorul de aer……… ……………………………………………….. …………154 °C ;
– păcură :
o După calorifer …………… ………….. …………………………………… …………………..80°C ;
o După preîncălzitorul de aer……… ………………….. ………………………………176 ° C .
E. Gaze arse
 Temperatura:
– intrare S. Î ………………………………………… …………. ………….1.172 – 1.097 °C ;
– intrare în drumul II de gaze arse……………………… …………….. ……1077 – 1.017 °C ;
– zona median ă a drumului II de gaze …………………… …………….. ……………500 °C ;
– partea inferioar ă a drumului II de gaze ………………… ……………… ……………415 °C ;
– intrare economizor……………………………………… ………….. ………408 – 403 ° C ;
– intrare pre încălzitor de aer ………………………………… ……………… ….268 -266 °C ;
– după P.A(la co ș)…………………………………………… …………… …….158 – 181 °C .

2.4.3 Descrierea instalațiilor de reducere –răcire

65

Fig. 2.4. Schema de principiu a unei instalații d e reducere -răcire abur

Instalațiile de reducere -răcire sunt aparate termice destinate asigurării reducerii presiunii
și temperaturii aburului până la valorile impuse de consumatori, precum și a menținerii acestor
parametri în limitele impuse, indiferent d e acțiunea perturbațiilor exterioare.
I.R.R. se utilizează pentru asigurarea unei cote părți a consumului de căldură direct de
la cazane ocolindu -se turbinele, formarea rezervei de abur prelevat din turbine, livrarea la
presiuni diferite de către o C.E.T. utilată cu turbine cu o singură priză de prelevare a aburului
cu presiunea la valoarea cea mai ridicată dintre cele necesare consumatorilor.
Instalația de reducere -răcire preia reglarea automată a temperaturii și presiunii cu
ajutorul regulatorului care me nține parametrii aburului redus cu o precizie de ± 5˚C pentru
temperatură.
Regulatoarele de presiune și temperatură sunt prevăzute cu bucle automate de reglaj.

66
Acționările regulatorilor permit de asemenea și realizarea reglajului manual. Prin deschiderea
ventilului aburul de presiune înaltă trece prin ventilul de laminare în răcitorul de abur și
atenuatorul de zgomot. Prin laminare și destindere, aburul își micșorează presiunea iar în
răcitorul de abur datorită injecției apei de răcire își micșorează temper atura. Injectarea apei de
răcire se realizează pe principiul pulverizării mecanice. Apa trece prin ventilul de închidere,
dispozitivul de laminare și ventilul de reglaj debit constant. Dupa ventilul de debit constant și
clapeta de reținere apa intră la inj ectoare.
În scopul preîntâ mpinării creșterii presiunii în magistrala de abur redus față de cea
normală, instalația este echipată cu o supapă de siguranță. Din răcitor aburul iese la parametrii
reduși.
În următorul tabel se prezinta o trecere în revistă a s tațiilor de reducere -răcire abur din
cadrul Centralei Termice.

Tabel 2.2.
Nr. Parametrul
U.M. Valoare
S.R.R.
36/17 S.R.R.
17/6 S.R.R.
17/6 Termoficare S.R.R.
17/1,2
1 Numar de echipamente –
2 Debit de abur t/h 60 60 60 40
3 Presiune abur intrare bar 36 17 17 17
4 Presiune abur ieș ire ̊C 17 6 6 1,2
5 Temperatură abur intrare ̊C 450 250 250 250
6 Temperatură abur ieșire ̊C 250 190 190 180
7 Temperatură apa injecț ie ̊C 150 104 104 104

2.4.4. Descrierea instalației de abur industrial

Instalația de abur industrial care există la C.E.T. Midia, a fost construită în baza unui
studiu tehnico -economic întocmit în anul 1976 care a luat în calcul necesitățile de căldură ale
principalilor consumatori de căldură cum sunt Combinatul Petrochimic și consumatorul urban
reprezentat de orașul Năvodari.
Conductele de abur au fost dimensionate pentru a face față la transportul unor debite de
abur destul de sub stanțiale conform datelor luate în calcul la studiul tehnico -economic.
Principalul consumator d e căldură Combinatul Petrochimic este alimentat cu abur la doi
parametri având pentru fiecare parametru alimentare dublă. Alimentarea cu abur de 17 ata se
face prin două colectoare ɸ 700 iar alimentarea cu abur de 37 ata se face prin două colectoare

67
de ɸ 3 50. Toate conductele de abur pleacă din centrala termică spre estacada în formă de U
construită pentru preluarea dilatărilor termice.
Platforma de vane de la estacada de conducte face legătura între conductele de abur ce
vin de la centrala termică și cons umatorul industrial. Pe platforma de vane pe circuitele de abur
de 17 b ar s-au prevăzut vane electrice pe fiecare conductă prin care se creează o mai ușoară
disponibilitate de schimbare a colectoarelor de abur în funcție de diferitele situații impuse de
avarii sau revizii.
Colectoarele de abur de 7 ata sunt construite din oțel sudat elicoidal marca OL 44 având
diametrul :
– DN 700 (720x 7) mm;
– DN 500 (521 x 8) mm;
– DN 400 (419 x 7) mm
și țevi din oțel fără sudură laminate la cald OLT 35 CMh având:
– DN 300 (324 x7) mm;
– DN 100 ( 108x 4) mm;
– DN 50 ( 57 x 3,5) mm.
Conductele de abur de 37 ata, 380 ᴼC sunt construite din oțel 16 Mo 3 STAS 8134/68
având DN 350 (377×9) mm.
Toate armăturile sunt pentru presiunea de 25 și 40 ata de constructie românească și
rusească. Toa te conductele de abur de 7, 17, 37 ata ce alimentează consumatorii sunt izolate
termic, grosimea izolației variind de la 12 -40 mm, 120 mm pentru aburul de 7 ata și 17 ata și
100 mm pentru aburul de 37 ata.

68

69

70

2.5. Descrierea instalației de termoficare

C.E.T. Midia Năvodari este furnizorul de energie termică sub formă de apă fierbinte
pentru consumatorii urbani și blocurile de locuințe din orașul Năvodari.
Pentru alimentarea consumatorilor s -a adoptat o soluție tehnică care contribuie
substanțial la reducerea consumului specific de combustibil, C.E.T. Midia dispunând de o

71
instalație complexă pentru prepararea, producerea, distribuirea și transportul energiei termic e
sub formă de apă fierbinte.
Instalația de termoficare din cadrul C.E.T. Midia este formată din următoarele
echipamente:
– instalație pentru apă adaos termoficare;
– preîncălzitori pentru apa de adaos;
– o stație de reducere a aburului ( 17/6 bar );
– 2 electropom pe rețea;
– 2 baterii de termoficare ;
– 2 electropompe de condens.
Stația de reducere abur ( 17/6 bar ) este amplasată la cota 0 m a instalației de termoficare
și es te alimentată cu abur de 17 bar care cu reductorul de presiune și regulatorul de deb it
alimentea ză cu abur de 6 bar bateriile de termoficare.
Pentru completarea pierderilor de apă din rețea în timpul funcționării instalațiilor sunt
prevăzute 2 electropompe. Aceste electropompe aspiră condensul din bateriile de termoficare
și îl refulează în conducta de retur general menținând presiunea printr -un regulator de pre siune
cu descărcare în degazor .
Aceste electropompe au următoarele caracteristici:
o Tipul pompei : S100 x 4a ;
o Q= 40 t/h ;
o H = 60 mm c.a ;
o n= 1445 rot/min ;
o I= 15,8 A ;
o P = 7,5 Kw ;
o U = 380 V .
Pentru circulația apei de termoficare în rețeaua de distribuție și transport C.E.T. Midia
Năvodari s -a adoptat sistemul de pompare cu pompe cu convertizoare de frecvență cu
următoarele caracteristici:
o Tipul pompei: terma 250 – 28;
o Q = 500 t/h ;
o H = 60 m c.a ;
o n = 3000 rot/min ;
o I= 268 A;
o P = 160 kw ;

72
o U = 380 v .
Pentru acoperirea necesarului de căldură a consumatorilor racordați la sistemul de
termoficare al orașului Năvodari , C.E.T. Midia are în prezent montate 2 baterii de termoficare
cu putere termică de 25 Gcal/h fiecare, cu următoarele caracteristici :
o Tipul:……………………. ………………………………………………………………….. orizontal;
o Capac itate abur:……………………………………………………………….. …………1,121 m3;
o Capacitat e apa:……………………………………………………………………………0,483 m3;
o Presiune abur: ……………………………………………………………..6 bari – max. 9 bari;
o Temperat ura ab ur: ………………………………………….250 °C (min 15÷ maxim 300 );
o Presiune apă:…………………………………………………………….6 bari – maxim 10 bar ;
o Temperatura intrare apă:………………………………………. ……………………..50 -60 °C ;
o Temperatură ieșire apă:………………………………………………..104 °C – maxim 150.
Bateriile de termoficare funcționează cu abur de 6 bari, aburul circulă print re țevile
sistemului tubular este condensat și apoi evacuat cu ajutorul a 2 pompe de condens în rețea sau
în rezervorul degazorului de 1,2 ata cu ajutorul unui regulator de presiune amplasate la cota 0
m.
Apa de termoficare circulă prin sistemul tubular unde i se ridică temperatura funcție de
sezon .
Instalația de termoficare este reprezentată schematic în figura următoare :

73

2.6. Instalațiile electrice ale Centralei electrice de termoficare

Când funcționau grupurile energetice de 50 MW, C.E.T. Midia producea energie

74
electrică la tensiunea de 10,5 kV pe care o livra SEN prin liniile de 110 kV. Staț iile electrice
ale C .T.P. aveau posibilitatea alimentării ș i din serviciile proprii.
Producerea în C .T.P. a aburului necesar consumatorilor interni și externi se realizează
și cu un consum de energie electrică luată din Sistemul Energetic Național – SEN, alimentarea
făcându-se prin linii aeriene, la nivelul de tensiune de 110 kV;
În prezent fluxul de putere electrică are sensul de la sursa de alimentare (S .E.N.), prin
linii de 110 kV ș i transf ormatori de 110/6,3 kV spre stațiile de 6 kV (SPG si CTP) ș i stațiile de
0,4 kV, stații din care sunt alimentați toți consumatorii uzinei, necesa ri a fi în funcț iune pentru
producerea aburului î n C.T.P. Schema actuală monofila ră este prezentata în f igura 2.9 .
Siguranța alimentă rii con sumatorului de energie electrică al C.E.T. Midia, este asigurată
prin al imentarea prin mai multe linii în paralel ș i prin cone ctarea alimentăriilor de lucru și
rezervă , cei doi transformatori de 11 0/6,3 Kv , O1BT și O2BT funcț ionând alternativ. Aceasta
schemă se foloseș te pentru reducerea puterii reactive luate din SEN și a consumului propriu, î n
general.
Caracteristicile principale ale transformatoarelor O1BT, O2BT de 25 MVA ( Conform
documentatiei d e fabrică – IMET -0058):
– puterea nominală…………………………………………………………………………………… 25 MVA,
– tensiunea nominală………………………………………………………………………………… ..110 kV,
– tensiunea de scurtcircuit la curent nominal, temp . de 75°C, și frecvența de 50 Hz.. 11 %,
– curentul de mers în gol la tensiunea ș i frecventa nominala ……………………………. 0,8 %.
Încărcarea transformatorului este în medie de 1,5 MVA, a proximativ 6 % din puterea
nominală a sa.
Se funcționează cu un factor de putere scăzut, adesea sub 0,8 ș i cu un consum mare de
putere reactivă pentru magnetizarea circuitului magnetic al transformatorului.
Schema electrică monofilară a stațiilor de 6/04 Kv este reprezentată schematic în figura
2.10.

75

76

77
Capitolul III IMPLEMENTAREA CICLULUI DE COGENERARE CU
TURBINĂ CU ABUR

3.1. Considerente generale

Centrala termică are în componența sa două cazane de abur industrial cu debitul nominal
de 50 t/h, presiunea nominală de 36 bar și temperatura de aproximativ 450 ̊C, două cazane de
abur industrial cu debitul nominal de 105 t/h cu presiunea nominală de 16 b ar și temperatura de
aproximativ 250 ̊C și două baterii de termoficare (BAT) de 25 Gcal. Toate cazanele de abur
sunt alimentate cu gaze și pă cură.
Plaja de încărcare a cazanelor este următoarea :
– plaja de încărcare a cazanelor CR12 este de 20 t/h – 45 t/h ;
– plaja de încărcare a cazanelor C105 este de 45 t/h – 95 t/h .
Cazanele CR12 introduc aburul la presiunea de 36 de bar ș i aproximativ 450 oC în bara
colectoare comună (Ø273×10) care este sec ționată cu a jutorul unei vane . Fiecare bară
semicolectoare este rac ordată la consumator prin intermediul unei conducte. În funcționare
normală aburul este livrat la consumator doar cu o singură alimentare.
Cazanele C105 introduc aburul la presiunea de 16 de bar și aproximativ 250 oC în bara
colectoare comun ă (Ø720×8) care este secționată prin intermediul unei vane . Fiecare ba ră
semicolectoare este racordată la consumator prin int ermediul unei conducte. În funcț ionare
normală aburul este livrat la consumator doar cu o singură alimentare.
Bara colectoare de 36 bar ș i bara colectoare de 16 bar sunt interconectate prin
intermediul unei stații de reducere -răcire 36/16 bar cu debitul nominal de 60 t/h. Bara colectoare
de 16 bar este conectată cu bara colectoare de 6 bar prin intermediul unei stații de reducere –
răcire 16/ 6 bar cu debitul nominal de 60 t/h .
În contextul actual centrala termică cumpără energie din Sistemul Energetic Național
pentru a satisface nevoia legată de consumul intern de energie electrică precum alimentarea
pompelor și a altor utlităț i.
Implementar ea unui ciclu de cogenerare cu turbine cu abur are rolul de a utiliza căldura
pierdută prin răcirea abu rului î n staț iile de reducere -răcire pentru a produce energia elect rică
necesară consumului intern . Astfel se reduce canti tatea de energie electrică cum părată din
sistem.

78

3.2. Regimul de funcționare a instalației î n configurația inițială

Ipoteza unui ciclu de cogenerare a plecat în baza î n tabelului 3.1.

Tabel 3.1. Energia termică livrata în anul 2017
Abur 13 -17 bar Abur 36 bar
35 Gcal/h 20 Gcal/h
t t/h Gcal Gcal/h t t/h Gcal Gcal/h
Ianuarie 31.279 42,04 22.521 30,27 14.524 19,52 11.329 15,23
Februarie 21.974 32,70 15.821 23,54 13.471 20,05 10.507 15,64
Martie 22.032 29,61 15.863 21,32 15.782 21,21 12.310 16,55
Aprilie 19.614 27,24 14.122 19,61 16.077 22,33 12.540 17,42
Mai 18.113 24,35 13.041 17,53 24.794 33,33 19.339 25,99
Iunie 18.572 25,79 13.372 18,57 23.281 32,33 18.159 25,22
Iulie 18.531 24,91 13.342 17,93 23.887 32,11 18.632 25,04
August 18.507 24,88 13.325 17,91 24.153 32,46 18.839 25,32
Septembrie 14.354 19,94 10.335 14,35 14.596 20,27 11.385 15,81
Octombrie 20.356 27,36 14.656 19,70 15.400 20,70 12.012 16,15
Noiembrie 20.765 28,84 14.951 20,77 1.897 2,63 1.480 2,06
Decembrie 20.247 27,21 14.578 19,59 14.972 20,12 11.678 15,70
244.344 175.927 202.834 158.210
27,91 20,09 23,09 18,01

Datorită cunoașterii cantității de abur produs în fiecare lună pe fiecare nivel de presiune
și a cunoașterii numărului de ore de funcționare a instalației de cazane se poate calcula debitul
mediu lunar și anual . Deoarece se știe echivalența energetică (3.1.) și (3.2.) se poate afla
echivalentul caloric al debitelor ș i cantităților de abur lunare ș i anuale livrate la consumator.
1 tonă abur la presiunea 16 bar = 0.6882 G cal (3.1.)
1 tonă abur la presiunea 36 bar = 0.7774 Gcal (3.2.)
Tabelul 3.1. reprezintă debitele masice și energetic e precum ș i cantitățile de energie
termică livrate către consumator în anul 2017 în funcție de nivelele de presiune ș i de lunile
anului . În perioada 2018 -2022, potrivit prognozei , va fi aceeași structură de livrare a energiei
termice.
În funcție de produc ția de abur și de lunile anului se determină tre i sezoane (Maxim,
Mediu, Minim) . Lunile ianuarie, februarie, decembrie alcătuiesc sezonul ,,Maxim” datorită
cererii de energie termică pentru termoficarea oraș ului. Sezonul ,,Mediu” este format din lu nile
martie, aprilie, noie mbrie și sezonul ,,Minim” din lunile mai, iunie, iulie, august, septembrie,

79
octombrie.

Tabel 3.2. Sumar energie termică livrată 2017
Abur livrat 36 bar Gcal/an 158.210
t/an 202.834
Abur livrat 16 si 6 bar Gcal/an 175.927
t/an 244.344
Total abur livrat consumator Gcal/an 334.137
t/an 447.178
Fig 3.1. Structura anuală a energiei termice livrate in anul 2017

Având în vedere structura cererii de energie termică pe durata unui an calendarist ic
(sezon maxim, mediu, minim) se stabilește următorul regim : se livrează 23,5 t/h abur de 36 bar
și 29,5 t/h abur de 16 bar pe tot anul . Deoarece o tonă de abur la presiunea de 36 de bar și
temperatura de aproximativ 450oC are valoarea energetică de 0,7774 Gcal și o tonă de abur la
presiunea de 16 bar și temperatura de aproximativ 250oC are valoarea energetică de 0, 6882
Gcal se poate calcula cantitatea total ă de energie termică livrată. Aceasta are valoarea de
337880 Gcal/an. Calculul acestei valori este demonstrat ă în ecua ția (3.3.) . Ianuari
eFebrua
rieMartie Aprilie Mai Iunie Iulie AugustSepte
mbrieOctom
brieNoiem
brieDecem
brie
Debit 16 bar 42,04 32,7 29,61 27,24 24,35 25,79 24,91 24,88 19,94 27,36 28,84 27,21
Debit 36 bar 19,52 20,05 21,21 22,33 33,33 32,33 32,11 32,46 20,27 20,7 2,63 20,12051015202530354045Debit abur [t/h]Energie termic ălivrată2017

80
Cantitatea totală de energie termică livrat ă:
Et = Of ∙ (E 36 ∙ C36 + E 16 ∙ C16 ) Gcal/an (3.3.)
Et = 8760 ore ∙ (0.7774 Gcal ∙23,5 t/h+ 0.6882 Gcal ∙ 29,5 t/h) = 337 880 Gcal/an (3.4.)
Notații : Et = cantitatea totală de energie termică livrată
Of = ( nr. total de ore de funcționare)
E36 = energia specifică pentru abur de 36 bar
C36 = cantitatea totală de abur pe 36 de bar
E16 = energia specifică pentru abur de 16 bar
C16 = cantitatea totală de abur pe 16 bar
Se consider ă următoarea variant ă de încărcare a cazanelor : în sezonul ,,Maxim”
funcționează două cazane CR12 și un cazan C105, iar în sezoanele ,,Mediu” și ,,Minim” doar
două cazane CR12. Pe ntru asigurarea stabilității producerii de abur la presiunea de 36 de bar se
urmărește funcționarea permanentă în paralel a cazanelor CR12 chiar dacă acestea funcționează
la sarcin ă minimă. Ac eastă mă sură se impune deoarece pentru anumite procese tehnologi ce
rămâ nerea fără surs ă de alimentare cu energie termică poate duce la pagube materiale și
economice foarte costisitoare. În funcție de situa ție aburul cu presiunea de 36 bar produs de
cazanele CR 12 poate fi redus la presiunea de 16 bar cu ajutorul stații lor de reducere -răcire. În
cazul implementării soluției propuse, reducerea se poate realiza prin destinderea acestuia în
instalația de cogenerare cu turbină în con trapresiune. Răcirea aburului fără producere de lucru
mecanic duce la o scădere a eficienței centralei termice , de aceea impleme ntarea unui ciclu de
cogenerare ar reprezenta o soluție mult mai rentabilă decat utilizarea unei stații de reducere –
răcire. Instalaț ia de cogenerare cu turbină î n contrapresiune face diferența prin faptul că
produ ce lucru mecanic util folosind energia termică pierdută dacă se utiliza instalația de
reducere -răcire.
În tabelul 3.3. este detaliat regimul de funcționare. Se observă c ă debitele de abur livrate
la consu mator pe nivelele de 36 de bar ș i 16 bar sunt const ante. Î n funcț ie de sezon sarcina
termică a termoficării urbane variază. De aceea termoficarea urbană c onstituie un factor de
influenț ă asupra sezonului de producție. Termoficarea urbană și consumul intern de energie
termică sunt alimentate din bara colect oare de 6 bar.
Tabel 3.3. Debitele masice ale producției, livrării și consumului intern de abur
Abur total CR12 C105 36 bara 16 bara 6 bara TU CI
t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h
Maxim 109,00 62,00 47,00 23,50 29,50 56,00 24,00 32,00
Mediu 91,00 91,00 0,00 23,50 29,50 38,00 16,00 22,00
Minim 75,00 75,00 0,00 23,50 29,50 22,00 5,00 17,00

81
În cele ce urmează se vor evi denția relațiile între debitul total produs de centrala termică ,
debitul produs pe nivelul de 36 bar respectiv 16 bar, debitul livrat la consumatorul de 36 bar
respectiv 16 bar, debitul direcționat către instalația de termoficare ș i debitul consumului intern
de abur al fiec ărui grup de cazane.
a) Relaț ii debite sezon ,, Maxim ”
Abur total = Producț ie CR12 + Produc ție C105 = 62 t/h + 47 t/h = 1 09 t/h (3.5)
Abur 36/16 = Producț ie CR12 – DL 36 = 62 t/h – 23,5 t/h = 38,5 t/h (3.6)
Abur 16/6 = Producț ie C105 – DL 16 = 47 t/h – 29,5 t/h = 17, 5 t/h (3.7)
Abur Col6 = TU + CI = 24 t/h + 32 t/h =56 t/h (3.8)
Consumul intern al centralei termice la funcționarea conform sezonului maxim este
redat de următoarea relație :
Consumul intern total = CI CR12 62t/h + CI C105 47 t/h = 32 t/h (3.9)

b) Relaț ii debite sezon ,, Mediu ”
Abur total = Producț ie CR12 + Produc ție C105 = 91 t/h + 0 t/h = 91 t/h (3.10)
Abur 36/16 = Producț ie CR12 – DL 36 = 91 t/h – 23,5 t/h=67 ,5 t/h (3.11 )
Abur 16/6 = Abur 36/16 – DL 16 = 67,5 – 29,5 t/h = 38 t/h (3.12)
Abur Col6 = TU + CI = 16 t/h + 22 t/h = 38 t/h (3.13)

c) Relaț ii debite sezon ,, Minim ”
Abur total = Pro ducție CR12 + Producț ie C105 = 75 t/h + 0 t/h = 75 t/h (3.14)
Abur 36/16 = Producț ie CR12 – DL 36 = 75 t/h – 23,5 t/h=51 ,5 t/h (3.15)
Abur 16/6 = Abur 36/16 – DL 16 = 51, 5 – 29,5 t/h = 22 t/h (3.16)
Abur Col6 = TU + CI = 5 t/h + 17 t/h = 22 t/h (3.17)

Legendă :
– DL 36 = debit abur 36 bar livrat la consumator ;
– DL 16 = debit abur 16 bar livrat la consumator ;
– Abur 36/16 = debitul de abur redus prin stația de reducere -răcire 36/16 bar ;
– Abur 16/6 = debitul de abur redus prin stația de reducere -răcire 16/6 bar ;
– Abur COL6 = debitul de abur din bara colectoare de 6 bar ;
– CICR12 62t/h = Consumul intern al centralei termice la funcționarea cazanelor CR12 la sarcina de 62 t/h ;
– CIC105 47 t/h = Consumul intern al centralei termice la funcționare a cazanului C 105 la sarcina de 47 t/h ;
– TU= termoficare urbană, CI=consum intern .

82
Știind echivalența calorică a unei tone de abur la 36 de bar și 450 oC respectiv 16 bar și
250 oC și numărul de ore de funcț ionare din fiecare sezon de producț ie se poate c alcula tabelul
3.4. .

Tabel 3.4. Cantitatea totală de abur produs, livrat și consumat
Abur total CR12 C105 36 bar 16 bar 6 bar TU CI
t Gcal t Gcal t Gcal t Gcal t Gcal t t t
Maxim 235.440 173.975 133.920 104.105 101.520 69.870 50.760 39.459 63.720 43.855 120.960 51.840 69.120
Mediu 198.744 154.497 198.744 154.497 0 0 51.324 39.898 64.428 44.342 82.992 34.944 48.048
Minim 331.200 257.465 331.200 257.465 0 0 103.776 80.672 130.272 89.659 97.152 22.080 75.072
Total 765.384 585.938 663.864 516.067 101.520 69.870 205.860 160.029 258.420 177.855 301.104 108.864 192.240

3.3. Soluții de implementare

Turbina se va dimensiona pentru a satisface cons umul intern de energie electrică ș i
necesarul de putere electrică al se zonului ,,Maxim”. În sezonul ,,Mediu” și ,,Minim” se va
funcționa cu turbina în sarcină parțială deoarece cons umul intern de energie electrică este mai
scăzut. Știind consumul specific de 21 kWh/Gcal, care a fost calculat pe baza d atelor rezultate
în 2015, 2016 și 2017 și cantitățile de energie termică produsă se poate determina consumul
intern de energ ie electrică. După aflarea consumului intern și a numă rului de ore de funcț ionare
pentru fiecare sezon se calculează puterea necesară pentru susț inerea cons umului intern de
energie electrică.
a) Calcule sezon ,, Maxim ”
Nr. ore funcționare sezon ,,Maxim” = 24 h ∙ ( nr. de zile luna ianuarie + nr. de zile luna
februarie + nr. de zile luna decembrie ) = 24 h ∙ ( 31 zile + 28 zile + 31 zile ) = 24 h ∙ 90 zile =
2160 ore (3.18)
Consum e nergie electrică pe sezonul ,,Maxim” = consum specific ∙ total abur produs
sezon ,,Maxim” = 21 kWh/Gcal ∙ 1 73 975 Gcal = 3 653 MWh (3.19)
Psezon ,,Maxim” = Consum En.Electrică
Nr.ore funcționare = 3 653 MWh
2160 ore = 1.691 kW (3.20)

b) Calcule sezon ,,Mediu”
Nr.ore funcționare sezon ,,Mediu” = 24 h ∙ (nr.zile luna martie +nr.zile luna aprilie
+nr.zile luna noiembrie ) = 24 h ∙ ( 31 zile +30 zile +30 zile ) = 24 h ∙ 91 zile =

83
2184 ore …………………………………………………………………………………………………………….. .(3.21)
Consum energie electrică pe sezonul ,,Mediu” = consum specific ∙ total abur produs
sezon ,,M ediu” = 21 kWh/Gcal ∙ 154 497 Gcal = 3 244 MWh (3.22)
P sezon ,,Mediu” = Consum En.Electrică
Nr.ore funcționare = 3 244 MWh
2184 ore = 1 486 kW (3.23)

c) Calcule sezon ,,Minim”
Nr. ore funcț ionare sezon ,,Minim” = 24 h ∙ ( nr. de zile luna mai + nr. de zile luna iunie
+ nr. de zile luna iulie + nr. de zile luna august + nr. de zile luna septembrie + nr. de zile luna
octombrie ) = 24 h ∙ ( 31 zile + 30 zile + 31 zile + 31 zile + 30 zile + 31 zile ) = 4416 ore (3.24)
Consum energie e lectrică pe sezonul ,,Minim” = consum specific ∙ total abur produs
sezon ,,Minim” = 21 kWh/Gcal ∙ 257 465Gcal = 5 407 MWh (3.25)
P sezon ,,Minim” = Consum En.Electrică
Nr.ore funcționare = 5 407 MWh
4416 ore = 1 224 kW (3.26)

d) Calcul anual
Nr. total de ore funcț ionare sezon =nr. de zile sezon ,,Maxim” + nr. de zile sezon
,,Mediu” + nr. de zile sezon ,,Minim” =2160 ore + 2184 ore + 4416 ore = 8760 ore (3.27)
Consum a nual energie e lectrică = consum energie electrică sezon ,,Max ” +
consum energie electrică sezon ,,Med ” + Consum energie electrică sezon ,,Min" =
3653 MWh + 3244 MWh + 5407 MWh = 12 304 MWh (3.28)
P medie 3 sezoane = Consum En.Electrică
Nr.ore funcționare = 12 305 MWh
8760 ore = 1 405 kW (3.29)
P = Puterea necesară pentru susținerea consumului intern de energie electrică .

În tabelul 3 .5. se reprezintă valorile aflate prin calcul precum cons umul intern de
energie electrică și puterea necesară pentru susț inerea acestuia pentru fiecare sezon și anual.

Tabel 3.5 . Puterea electrică necesară pentru a susține consumul intern anual si sezonier
de energie electrică
Maxim (2160 ore) Total abur produs Gcal 173.975 Putere
Consum energie electrică MWh 3.653 1.691 kW

84
Mediu (2184 ore) Total abur produs Gcal 154.497
Consum energie. electrică MWh 3.244 1.486 kW
Minim (4416 ore) Total abur produs Gcal 257.465
Consum energie. electrică MWh 5.407 1.224 kW

Fig 3.2. Cantitatea de energie termică produsă de centrala termică în fiecare sezon
30%
26%44%Producția de energie termic ăin fiecare sezon
Sezon maxim Sezon mediu Sezon minim

85

Fig 3.3. Puterea electrică necesară pentru fiecare sezon de producție

Deoarece puterea necesară î n sezonul ,,Maxim” este 1691 kW , turbina instalaț iei de
cogenerare este de preferat să aibă puterea nominală cuprinsă între 1500 – 1700 kW.
Cele mai întâ lnite turbine cu puterea nominală cuprinsă în intervalul 1 500 – 1700 kW,
sunt turbine cu străbatere axială, cu impuls, cu o singură treaptă și turaț ii cuprinse î ntre 9 00 0-
15 000 rot/min care antrenează un generator electric cu turaț ia de 1500 -3000 rot/min cu ajutorul
unui reductor de turaț ie.
Studiind necesarul de energie electrică pentru consumul intern și regimul de funcț ionare
vom analiza două variante de echipare.
Primul tip de echipament este t urbina cu contrapresiune și priză . Ace asta este formată
din două corpuri : primul corp este de înaltă presi une ș i cel de -al doilea de joasă presiune.
Corpul de înaltă presiune primeș te abur de la cazanele CR12 din cole ctorul de 36 bar și îl
refulează la 16 bar. Aburul refulat poate fi trimis la consumator sau poate intra în continuare în
corpul de joasă presiune. După destind erea aburului în corpul de joasă presiune acesta este
refulat la presiunea de 6 bar . Aliment area cu abur a corpu lui de joasă presiune se poate f ace ș i
din colectorul de 16 bar. Acest tip de echipament îl voi denumi ,,Varianta A” .
Al doilea tip de echipament luat în considerare este turbi na de contrapresiune care
primeș te abur din colectorul de 36 bar și îl refuleaz ă în colectorul de 6 bar. Acest tip de
echipament îl voi denumi ,,Varianta B” .

3.4. Variante tehnice de echipare 02004006008001.0001.2001.4001.6001.800
Sez max [ore] Sez med [ore] Sez min [ore]Putere
[kWh]
Putere [kWh]

86

Pentru alegerea soluț iei optime din punct de vedere economic vom analiza cele două
variante tehnice de echipare lu ând în considerare posibilităț ile de implementare.

3.4.1. Varianta A – Turbina în contrapresiune pe nivelele 36/6 bar cu posibilitate de
prelevare abur la 16 bar

În prima variantă grupul turb ogenerator este format din două corpuri în contrapresiune
cu o singură treaptă : primul este de înaltă presiune (corpul A) și al doilea este de joasă presiun e
(corpul B). Acestea antrenează un singur generator electric prin intermediul unui reductor
comun (configura ție TWIN) .
Corpul de joasă presiune 16 /6 bar cu eș aparea aburului la 6 bar , poate fi alimentat atât
din eș aparea corpul ui de înaltă presiune 36/16 bar cât și din colectorul de 16 bar atunci când
debitul provenit din eș aparea corpului A este insuficient . Prin urmare ansamblul celor două
corpuri formează o turbin ă cu posibil itatea de prelevare a aburului la 16 bar dar ș i cu
posib ilitatea de introducere de abur .
Corpul A este alimentat cu abur la 36 de bar și aproximativ 450 oC și refulează aburul
la presiunea de 16 bar și temperatura de aproximativ 340 oC. Debitul nominal este de 22 t/h .
Alimentarea turbogeneratorului s -ar realiza din colectorul de 36 bar , înainte de stația de
reducere -răcire existentă . Evac uarea din corpul A se realizează î ntr-un colector nou. Astfel
corpul B poate prelua aburul dispo nibil din colectorul nou și/sau , în funcț ie de context, de la
cazanele C105 de 16 bar. Debitul nominal al corpului B este de 17 t/h cu parametrii nominali
de intrare ai aburului de 16 bar ș i 340 oC. Eș aparea aburului se real izează la presiunea de 6 bar
și temperatura de aproximativ 250oC în colectorul actual de 6 bar. Din ac est colector aburul se
îndreaptă către instalația de termoficare a orașului și că tre consumul termic intern.
Puterea echipamentului ales este de 1 700 kW deoarece satisface cerinț ele se zonului
,,Maxim”. Puterea corpului de înaltă presiune este de aproximativ 10 00 kW iar cea a corpului
de joasă presiune este de 700 kW.
În regim normal de funcționare corpul A este încărc at la sarcina nominală (22 t/h) . În
consecință corpul de j oasă presi une este al imentat cu suficient abur din eș aparea corpului A
pentru a funcționa la sarcina nominală. Această situație este reprezentată în figura 3.4.

87

Figura 3.4. Regim normal cu debitul corpului A 22 t/h și al corpului B 17 t/h

O altă situaț ie pos ibilă poate apărea în condiții mai puț in favorabile , de exemplu, atunci
când se funcționează cu un singur cazan CR12 cu sarcină parțială de 35 t/h și cu un cazan C105.
După livrarea debitului de abur de 23,5 t/h la consumator , corpul A v a fi alimentat doar cu 11,5
t/h. Prin urmare corpul B poate ajunge la sarcină nominală dacă se introduce debitul de abur de
5,5 t/h din colectorul de 16 bar și aproximativ 250 oC al cazanelor C 105. U n dezavantaj pe care
îl prezintă această măsură este faptul c ă, desi, corpul B este alimentat cu debitul nominal de
abur, acesta are temperatura de aproximat iv 250 oC. Astfel corpul de joasă presiune va primi
un amestec de abur cu temperatura cuprinsă între 250 oC și 340 oC și nu va putea produce
puterea nominală pentru care este p roiectat. Această situație este reprezentată î n figura 3 .5.

88

Figura 3.5. Regim nefavorab il cu un cazan CR12 la 36 bar î n sarcină parțială și cazan C105 la 16 bar , debit
corp A 11,5 t/h ș i corp B 17 t/h
Un alt scenar iu extrem poate apărea atunci când se funcționează doar cu un singur cazan
CR12 fără dispon ibilitatea cazanelor C105. După livrarea a 23,5 t/h la consumator corpul A va
primi doar 11,5 t/h. Astfel corpul B va primi același debit de 11,5 t/h și va funcționa cu î ncărcare
parțială . Acest s cenariu este ilustrat î n figura 3 .6.

Figura 3.6. Un cazan CR12 la sarci nă parțială și cazanele C105 indisponibile, debit corp A ș i B 11,5 t/h

Modul de funcționare și î ncărcare a instalaț iei de cogenerare cu tu rbina cu abur în
contrapresiune ș i priză este prez entat î n figura 3 .7.

89

Fig 3.7. Regim de funcționare condiții normale varianta A
SRR= stație reducere -racire abur

În sezonul ,,Maxim” doar corpul A va func ționa la sarcin ă nominal ă (22 t/h). Deoarece
puterea cerută pentru a asigura cons umul intern de energie electrică în acest sezon este de 1691
kW, corpul B nu va funcționa în sarcină nominală ( 17 t/h). În consecință corpul B necesită doar

90
16 t/h de abur.
În sezonul ,,Mediu” și ,,Minim” ambel e corpuri ale turbinei vor funcționa la sarcină
parțială .
Întrucât în majoritatea situaț iilor debitul necesar pentru funcț ionarea corpului B în regim
nominal (17 t/h) este mai m ic decâ t debitul provenit din eș aparea corpului A (22 t/h) va rezulta
mereu o cantitate suplimentară de abur (5 t/h) ce va fi trimisă în colectorul de 16 bar pentru a
ajunge la consumatorul in dustrial, la termoficarea urbană sau la consumul intern .
Înainte de a intra în colectorul de 16 bar și aproximativ 250 oC, aburul provenit din
eșaparea corpului A va necesita o răcire prin injecți e de apă deoarece acesta are temperatura
de 340 oC.
Varianta A are un cara cter flexibil deoarece la funcț ionarea doar a unui cazan CR12
parțial î ncărcat și a unui cazan C105 se asigură debitul nomina l de abur p entru corpul de joasă
presiune . În această situație corpul de înaltă presiune es te parțial încărcat . Chiar și aș a turbina
produce energie electrică pentru a asigura o cantitate suficientă din necesarul de cons um intern
de energie electrică. În funcț ionarea din sezonul ,, Maxim” turbina produce 3612 MWh din cei
3653 MWh necesari p entru consumul intern. Atunci când cazanul CR12 este parțial încă rcat ș i
cazanele C105 sunt disponibile, debitul de intrar e în corpul A este de 11,5 t/h ș i se produc 2709
MWh din 3 544 MWh.
În cazul situaț iilor nefavorabile , care au frecvența redusă ș i caracter temporar, se poate
alimenta corpul de joasă presiune din colectorul de 16 bar al cazanelor C105. O astfel de situație
extremă este reprezentată de figura 3.8.
În tabelul 3.7. ș i 3.8. este descris regimul de funcț ionare pentru varianta A în condiț ii
normale respectiv în condiț ii extreme .

Tabel 3.7. Regimul de funcționare pentru varianta A în condiții normale
Abur total CR12 C105 36 bara 16 bara 6 bara TU CI
t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h
Maxim 109,00 62,00 47,00 23,50 29,50 56,00 24,00 32,00
Mediu 91,00 91,00 0,00 23,50 29,50 38,00 16,00 22,00
Minim 75,00 75,00 0,00 23,50 29,50 22,00 5,00 17,00

Tabel 3.8. Tabel regim de funcționare varianta A în condiții extreme
Abur total CR12 C105 36 bara 16 bara 6 bara TU CI
t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h
Maxim 109,00 35,00 74,00 23,50 29,50 56,00 24,00 32,00
Mediu 91,00 35,00 56,00 23,50 29,50 38,00 16,00 22,00

91

Minim 75,00 75,00 0,00 23,50 29,50 22,00 5,00 17,00

92

93
Figura 3.8. Regim de funcționare în condiții extreme varianta A
3.4.2 Varianta B – Turbina în contrapresiune pe nivelele 36/6 bar fără posibilitate de
prelevare

În analiza celei de a doua variantă de echipare puterea turbinei e ste tot 1 700 kW. Pentru
această variantă debitul nominal de abur este de 19 t/h. Modul de funcț ionare al
turboagregatului este reprezentat în figura 3.9. .

94

Fig. 3.9 . Regim funcționare în condiții normale Varianta B
Eficiența maximă a acestui tip de turbină este în zona regimului nomin al. La mersul în
gol al turbinei consumul este de 25 -30 % din debit ul nominal de abur. În consecință, este foarte
importantă dimensionarea optimă luând î n considerare prognoza structu rii de producț ie.
S-a analizat comp ortamentul turbinei B în aceleași con diții extreme ale turbinei A.
Figura 3.10. reprezintă modul de funcționare ș i încă rcare al acesteia.

95
Prin urmare, în sezonul ,,Maxim”, dac ă pe colectorul de 36 bar funcționează doar un
cazan CR12 c u debitul de abur 35 t/h după livrarea la consuma tor a de bitului de 23,5 t/h ră mâne
disponibil debitul de 11,5 t/h pentru consumul de a bur al turbinei. Energia produsă este de doar
2113 MWh față de 3308 MWh î n regimul nominal.
În condiții similare , turbina în contrapre siune cu prize de prelevare a aburu lui produce
2709 MWh , diferența între cele soluț ii fiind de 596 MWh. Avantajul primei soluții este, în astfel
de condiț ii nefavorabi le, existența posibilită ții de încă rcare a corpului B cu abur din colectorul
de 16 bar în care debitează cazanele C105 .
Aceste situații au o influență minoră în funcționarea pe un întreg sezon sau an de
producț ie deoarece apar pe intervale scurte de timp.
Instalaț ia de cogenerare cu turbina în contrapresiune fără priză de prel evare a aburului
este alimentată tot cu abur la 36 de bar și aproximativ 450 oC din colectorul de 36 bar , înainte
de stația de reducere -răcire existentă. Eș aparea aburului se r ealizează la presiunea de 6 bar și
temperatura de aproximativ 250 oC în colectorul actual de 6 bar. Din ac est colector aburul se
îndre aptă către instalația de termoficare a orașului și că tre consumul termic intern. Din cauza
lipsei prizei de prelevare a aburului nu mai e xistă colectorul nou de 16 bar și aproximativ 340
oC și cele două conducte de legă tură care îl racordau că tre colecto rul de 16 bar și aproximativ
250 oC în care debitează cazanele C105 .
În concluzie implementarea acestei turbine î n instalația de cazane existentă este m ai
simplă deoarece este necesară doar racordarea instalaț iei de cog enerare la colectorul de 36 bar ,
pentru alimentare cu abur, ș i la colectorul de 6 bar pentru eș aparea aburului .
În tabelul 3.9. ș i 3.10. este descris regimul de func ționare pentru varianta B în condi ții
normale respectiv în condi ții extreme .

Tabel 3.9. Regim de funcționare Varian ta B în condiții normale
Abur total CR12 C105 36 bara 16 bara 6 bara TU CI
t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h
Maxim 109,00 62,00 47,00 23,50 29,50 56,00 24,00 32,00
Mediu 91,00 91,00 0,00 23,50 29,50 38,00 16,00 22,00
Minim 75,00 75,00 0,00 23,50 29,50 22,00 5,00 17,00

Tabel 3.10. Regim funcționare Varianta B în condiții extreme
Abur total CR12 C105 36 bara 16 bara 6 bara TU CI
t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h t/h
Maxim 109,00 35,00 74,00 23,50 29,50 56,00 24,00 32,00
Mediu 91,00 35,00 56,00 23,50 29,50 38,00 16,00 22,00

96
Minim 75,00 75,00 0,00 23,50 29,50 22,00 5,00 17,00

Fig. 3.10. Regim de funcționare în condiții extreme Varianta B
3.5. Schema de racordare a instalației de cogenerare la sistemul de alimentare cu
energie electrică

97
3.5.1. Schema electrică actuală de funcționare

Generarea energiei termice în cadrul centralei necesit ă un consum de energie electric ă.
La ora actual ă aceasta este preluat ă din Sistemul Energetic Na țional prin intermediul
liniilor aeriene de tra nsport cu tensiunea de 110 kV.
Astfel energia electric ă este preluat ă din Sistemul Energetic Na țional și alimenteaz ă
două transformatoare 110/6,3 kV . Transformatoarele sunt conectate î n aval cu sta țiile de 6 kV
(S.P.G. și C.T.P) și cu stați ile de 0, 4 kV. Din aceste sta ții se al imenteaz ă consumatorii necesari
pentru generarea aburului în cadrul centralei term ice. Figura 3.11 . reprezint ă schema monofilar ă
actual ă.

Fig 3.11. Schema monofilară de alimentare a centralei termice (consumator de energie electrică), din SEN la
tensiunea de 110 kV.
Pentru siguran ța exploată rii centralei termice, întrucâ t nu este permis ă oprirea produc ției
de abur, se apeleaz ă la conectarea în paralel a mai multor linii de a limentare . Astfel cele dou ă

98
transformatoare 110/6,3 kV O1BT ș i O2BT sunt utilizate în mod alternativ.
Principalii parametr ii ai transformatoarelor O1BT, O2BT ( conform documen tației de
fabrica) sunt:
– puterea nominal ă…………………………………………………………………………………… 25 MVA ;
– tensiunea nominal ă………………………………………………………………………………….. 110 kV ;
– tensiunea de scurtcircuit la curent nominal, temp . de 75°C ; i frecven ța de 50 Hz ..11 %;
– curentul de mers in gol la tensiunea si frecven ța nominal ă……………………………… 0,8 %.

3.5.2. Soluția propusă pentru conexiunea grupului generator în stația de 6 kV

În ipoteza implementă rii unei instala ții de cogenerare , generatorul G se va racorda în
Secția BN din sta ția de 6 kV a CTP . În camera de comanda se in staleaz ă dulapurile de excita ție,
protec ții și automatizare.
În condi țiile în care instala ția de cogenerare este oprit ă sau produc ția generatorul ui G
nu satisface cerin țele consumului intern de energie electric ă al centralei termice se foloseș te
alimentarea de rezerv ă a Sistemului Energetic Na țional. Astfel , din sta ția de 110 kV este
alimentat transformatorul cobor âtor de 25 MVA 110 kV/ 6,3 kV . Din secundarul
transformatorului se alimenteaz ă prin intermediul magistralei de bare capsul ate MBMC sta ția
SPG care alimenteaz ă stația CTP. Conectarea sec ției BP și BN din cadrul sta ției electrice CTP
de 6 kV cu sec țiile BM și BL din cadrul sta ției electrice SPG de 6kV se efectueaz ă prin
conexiunile existente.

Figura 3.12. Schema monofilară de racordare a generatorului in noua configurație a schemei electrice.
Legenda:

99
– G – Generator nou ;
– T1 – Transformator ridic ător de tensiune ;
– T2 – Transformator cobor âtor de tensiune ;
– Il – Întrerup ător de 110 kV pe alimentarea de lucru ;
– Ir – Întrerup ător de 110 kV pe alimentarea de rezerv ă;
– Sl – Separator de linie de 110 kV pe alimentarea de lucru ;
– Sr – Separator de linie de 110 kV pe alimentarea de rezerv ă;
– Sc – Separator de 110 kV de cupl ă;
– MBCA – Magistrala de bare capsulate A ;
– MBCB – Magistrala de bare capsulate B ;
Tensiune 110 kV …… Tensiune 6,3 kV
____ Tensiune 0.4 kV ……….. Tensiune 230 V curent continuu

100
Capitolul IV Analiza tehnico -economică a soluțiilor de cogenerare

4.1. Ipoteze de baz ă la aplicarea criteriilor bazate pe valori actualizate

Pentru ca rezultatele analizei economice s ă fie corecte, iar concluziile ob ținute în urma
interpret ării rezultatelor s ă fie pertinente, este necesar ă aplicarea metodelor de analiz ă
economic ă în urm ătoarele ipoteze:
– calculele se fac în moned ă constant ă. O consecin ță direct ă a acestei ipoteze o constituie
faptul c ă nu mai este necesar ă estimarea infla ției și nici a efectelor ei asupra elementelor
de natur ă economic ă ce intervin în calcule – prețuri (inclusiv investi ții), rate de
actualizare, dobânzi etc., lucru care simplific ă esențial calculele. În cazul finan țării
investi țiilor prin credite, la calculul anuit ăților, trebuie considerate dobânzile reale și nu
cele aparente (dobânda real ă este cea ob ținută în urma elimin ării efectului infla ției);
– este posibil ă estimarea diferitelor durate de realizare și de exploatare ale proiectului de
investi ții;
– este posibil ă estimarea diferitelor costuri de investi ții și de exploatare corespunz ătoare
pe toat ă durata de via ță a echipamentelor;
– bunurile sau serviciile produse în timpul exploat ării proiectului de investi ții sunt perfect
cuantificabile atât ca m ărimi în unit ăți fizice cât și ca încas ări, chiar și atunci când
acestea nu sunt destinate s ă constituie obiectul unei tranzac ții comerciale;
– valoarea ratei de actualizare este cunoscut ă, fiind fie estimat ă pe baza literaturii de
specialitate, fie impuse de normative în vigo are;
– sumele considerate în fluxul de numerar (cash flow) sunt încas ările și plățile reale
efectuate și nu beneficiile și cheltuielile contabile. În caz particular, cheltuielile de
investi ție sunt considerate în momentul în care sunt f ăcute (în cazul utiliz ării fondurilor
proprii) sau în momentul pl ății anuit ăților corespunz ătoare return ării creditelor și plății
dobânzilor aferente (în cazul utiliz ării creditelor) și nu prin intermediul
amortismentelor. Amortismentele se au în vedere la calculul costurilor s pecifice și la
determinarea beneficiilor impozabile;
– în cazul în care este necesar ă cunoa șterea duratei pentru care se studiaz ă eficien ța
economic ă (durata de studiu) și a momentului actualiz ării (cazul criteriului venit net
actualizat, cheltuielilor totale actualizate etc.), acestea se pot alege arbitrar de cel care
efectueaz ă analiza, cu condi ția ca în cazul analizei mai multor variante, valorile alese s ă
fie acel eași pentru toate variantele. Se recomand ă ca durata de studiu s ă fie egal ă cu

101
durata de viață a echipamentelor, în acest mod nu mai este necesar ă determinarea valorii
remanente (neamortizate) a echipamentelor;
– ca o consecin ță a ipotezelor anterioare, calculele efectuate sunt calcule deterministe. În
cazul în care exist ă îndoieli asupra valor ilor unor m ărimi ce intervin în calcule, se face
o analiz ă de sensibilitate a criteriului economic respectiv la varia ția mărimilor cu valori
posibil incerte.

4.2. Prezentarea indicatorilor economici

Principalele criterii de evaluare a eficien ței economice a unei variante de realizare a unui
proiect de investi ții sunt:

4.2.1.Venitul net actualizat (VNA)

Se nume ște venit net actualizat suma algebric ă a veniturilor nete anuale actualizate.
Forma analitic ă a criteriului depinde esen țial de momentul de referin ță considerat pentru
actualizare. Din acest punct de vedere, apar dou ă cazuri distincte, și anume:
– momentul de referin ță considerat pentru actualizare este momentul demar ării
proiectului de investi ții;
– momentul de referin ță considerat pentru act ualizare este momentul începerii exploat ării
proiectului de investi ții.
În cazul consider ării drept moment de referin ță a momentului demar ării proiectului de
investi ții, venitul net actualizat se determin ă cu rela ția:

VNA =∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖−𝐴𝑖−𝐼𝑖
(1+𝑎)𝑖𝑡
𝑖=1 (4.1)
unde: 𝐼𝑁𝑖 sunt încas ările efectuate în anul „ i”; 𝐶𝑖 – cheltuielile de exploatare din anul „ i”; 𝐴𝑖 –
anuit ățile pl ătite în anul „i” pentru returnarea creditelor luate; 𝐼𝑖 – investi țiile efectuate din
fonduri proprii în anul „ i”; a – rata de actualizare considerat ă; t – durata de timp pentru care se
calculeaz ă venitul net actualizat (durata de studiu).
Durata de timp pentru care se calculeaz ă venitul net actualizat este:
t =tr +t f (4.2.)
unde tr reprezint ă durata de realizare a investi ției (de montaj), iar t f – durata de func ționare
considerat ă.

102
În cazul consider ării pentru referin ță a momentului începerii exploat ării proiectului de
investi ții, venitul net actualizat se determin ă cu rela ția:
VNA =∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖−𝐴𝑖
(1+𝑎)𝑖𝑡
𝑖=1 −∑ 𝐼𝑖𝑡𝑟
𝑖=1∙(1+𝑎)𝑖 (4.3.)
în care s -au utilizat acelea și nota ții ca în rela ția (4.1.).
În rela ția (4.3.), la calculul celei de a doua sume trebuie avut grij ă de sensul axei
timpului: axa timpului pentru exploatare are sensul invers fa ță de axa timpului de montaj.
Indiferent de momentul considerat pentru actualizare, o solu ție este economic ă dacă:
VNA ≥0 (4.4.)
iar în cazul compar ării mai multor solu ții, solu ția optim ă corespunde:
VNA = Max (4.5.)
Aplicarea criteriului venitului net actualizat necesit ă unele comentarii legate de
influen ța capacit ăților de produc ție instalate și de m ărimea duratei de studiu.

4.2.2 Rata intern ă de rentabilitate ( RIR)

Rata intern ă de rentabilitate a unei investi ții (RIR) reprezint ă acea rat ă de actualizare
pentru care venitul net actualizat se anuleaz ă, respectiv:

∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑎0)𝑖𝑡
𝑖=1 −𝐼=0 (4.6)
Soluția ecua ției (4.6) rezult ă dintr -un calcul iterativ, utilizând fie tabelele de actualizare,
fie un program de calculator (de ex. M.S. Excell), ecua ția neputând fi rezolvat ă analitic.
Rentabilitatea unui proiect se estimeaz ă în raport cu valoarea RIR astfel:
– dacă RIR are o valoare unic ă, proiectul este rentabil dac ă:
a ≤RIR (4.7)
– dacă RIR are dou ă valori, proiectul este rentabil dac ă :
RIR 1 ≤ a ≤RIR 2 (4.8)
– dacă RIR are valori multiple (mai mult de dou ă valori), domeniile de rentabilitate se
stabilesc de la caz la caz, în func ție de semnul VNA pe diferitele zone.
Interpret ările economice ale RIR sunt:
– RIR reprezint ă dobânda procentual ă care poate fi acceptat ă atât pentru investi ții cât și
pentru fondul de rulment, astfel ca proiectul de investi ții propus s ă nu produc ă pierderi;
– RIR reprezint ă rata maxim ă a profitului anual realizat prin exploatarea obiectivului
proiectului de investi ții respectiv.

103
Aceste interpret ări sunt posibile numai în cazul în care RIR are o valoare unic ă , în
celelalte cazuri neexistând in terpret ări economice logice ale RIR.

4.2.3 Indicele de profitabilitate ( IP)

Indicele de profitabilitate este definit de rela ția:
IP = 𝑉𝑁𝐴 +𝐼
𝐼 (4.9.)
,,I’’ reprezintă investi ția.
Dacă IP ≥ 1 solu ția este eficient ă economic, iar dac ă IP <1, ea este ineficient ă economic.

4.2.4 Termenul actualizat de recuperare a investi țiilor ( TRA )

Se define ște drept termen actualizat de recuperare a investi țiilor TRA, num ărul de ani
pentru care se îndepline ște rela ția:
TRA𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑎)𝑖 −𝐼 =0 (4.10)
Termenul actualizat de recuperare al investi țiilor are sens economic corect numai dac ă
se consider ă că investi țiile sunt realizate in tegral din fonduri proprii (similar cazului ratei
interne de rentabilitate RIR).
Definirea duratei de recuperare a capitalului necesit ă stabilirea unei origini a timpului.
De regul ă, conven ția acceptat ă este de a calcula aceast ă durat ă începând cu momentul punerii
în func țiune a obiectivului respectiv.
Durata de recuperare a capitalului (în valori actualizate) este durata de exploatare a
obiectivului, la sfâr șitul c ăreia se poate acoperi investi ția ini țială și realiza un venit suplimentar
corespunz ător ratei de actualizare considerate.
Teoretic, decizia de acceptare sau de eliminare a unui proiect de investi ții ar trebui luat ă
prin compararea duratei de recuperare a capitalului TRA cu durata de via ță a obiectivului tv .
Dacă TRA ≤ tv , proiectul de inves tiții poate fi acceptat, el aducând venituri actualizate nete, iar
dacă TRA ≥ tv , proiectul trebuie respins, el neaducând venituri nete pe perioada de via ță a
echipamentului.

4.3 Analiza co st-beneficiu

Analiza cost -beneficiu are rolul de a evidenția per formanțele unei investiții de capital.

104
Dacă o investiție este eficientă vor rezulta producț ii de energie ca re să aducă venituri suficiente
pentru a exista un exces de flux numerar (cash -flow). După finalizarea duratei de executie și
exploatare economică (tr +t f), după achitarea tuturor costurilor (angajamentul de capital
actualizat K a), rămâ ne un surplus egal cu Venitul Net Total Actualizat (VN t a), care va putea
fi folosit pentru dezvoltare, plăț i divident e, etc. Un proiect este bun dacă VN t a > 0. În aceste
condiții, dacă suma investit ă ar fi luat ă cu împrumut, cu o dob ândă egală cu rata de actualizare,
atunci proiectul ar putea genera suficient numerar pentru a pl ăti dobanda, creditul și ar mai
rămâne un surplus, în termeni de valoare actualizată (prezentă ).
Rata de actualizare (a) este valoarea profitului pe care îl aduce o unitate valorică
investită în curs de un an. În conditii normale valoarea acestui coeficient pentru investițiile din
domeniul energetic, în condițiile actuale ale țării noastre, es te de 12%. În calcule se pot lua
uneori și alte valori apropriate ca valoare (ex: 10%; 15%). Valoarea lui (a) este specifică pentru
anumite ramuri industriale și țări.
Un alt indicator folosit în analiza performanței unei investiții este Rata internă de
Rentabilitate a Investiției (RIR). RIR poate fi considerat ca fiind rata dobânzii compuse care
atunci când se foloseste ca rată de actualizare face ca VN t a = 0, sau este rata de actualizare care
face ca pe întreaga durată de execuție și exploatare ( tr +t f ) valoarea actuală totală a veniturilor
din vânzarea producției să fie egală cu suma totală a costurilor de investiție și de exploatare
actualizate. Ca interpretare în termeni economici RIR se consideră ca rată maximă a dobânzii
la care este posibil îm prumutul de capital necesar pentru finanțarea investiției pentru ca
proiectul să fie rentabil sau ca nivel al dobânzii pe care investitorul o primește la fondurile
investite în proiect.
Când se compară mai multe variante pentru un proiect se alege varianta cu VN ta maxim,
sau la valori apropiate se alege cel cu RIR maxim.
Pentru instalațiile energetice a căror durată de viată este de cel puțin 15 ani, când se
realizează analiza pentru aceasta durată , nu î ntotdeauna un VN ta și un RIR cu valori pozitive
caracterizează în totalitate peformanțele investiției. În cazul unui proiect rentabil, durata de
recuperare trebuie să fie mai scazută decât durata de viaț ă a obiectivului, iar în cazul contractării
de credite, este preferabil ca durata de recuperare să fie mai scurtă decât perioada de creditare.

4.3.1.Rezultatele Analizei Cost -Beneficiu

Investiția se presupune a fi realizată din surse proprii și alocată integral în anul realiz ării.
Condițiile de realizare a analizei vor f i prezentate în cele ce urmează:

105
– rată de actualizare: 12%, 10% ;
– durată de analiză: 6 ani (anul de execuție plus 5 ani de expl oatare economică a
investiției);
t =tr +t f = 1 an + 5 ani =6 ani (4.11.)
(t – reprezint ă durata de analiză ; tr reprezint ă durata de realizare a investi ției (de montaj); t f
reprezint ă durata de func ționare considerate)
– cheltuielile totale anuale Varianta A = 21500822 € ;
– cheltuielile totale anuale Varianta B = 21650781 €;
– investiția totală Varianta A= 2148260 €;
– investiția totală Varianta B= 1463970 €;
– încasări totale anuale = 22046645 €.
Indicatorii de performanță ai investiției determinați sunt următorii :
– Venitul Net Actualizat (VNA);
– Rata Internă de Rentabilitate a Investiției ( RIR)
– Termenul de recuperare actualizat al investiției (TRA);
– Indicele de profitabilitate (IP).
Analiza cost -beneficiu s -a efectuat pentru ambele tipuri de echipament .
Din analiza cost -beneficiu au rezultat următorii indicatori de eficiență ai investiț iei:

I. Pentru Varianta A de echipare cu rata de actualizare :
a) 12 %
b) 10 %
a) Rata de actualizare 12 %
1. Venitul Net Actualizat (VNA)

VNA =∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖−𝐴𝑖
(1+𝑎)𝑖𝑡
𝑖=1 −∑ 𝐼𝑖𝑡𝑟
𝑖=1∙(1+𝑎)𝑖 (4.12)
VNA =6 𝑎𝑛𝑖 ∙ 22046645 €−21500822 €
1.12 − 1 𝑎𝑛∙2148260€ ∙ 1,12= 518000 € (4.13)
2. Rata internă de rentabilitate (RIR = 𝑎0)
∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑅𝐼𝑅 )𝑖𝑡
𝑖=1 −𝐼=0 (4.14)
(𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)=𝐼(1+𝑅𝐼𝑅 ) (4.15)
𝑅𝐼𝑅 =6 𝑎𝑛𝑖 (𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)
𝐼 -1 = 6 𝑎𝑛𝑖22046645€ −21500822 €
2148260€ – 1 = 0.52 sau 52 % (4.16)
3. Indicele de Profitabilitate (IP)

106
IP = 𝑉𝑁𝐴 +𝐼
𝐼 = 518000 € + 2148260 €
2148260 € = 1.24 (4.17)
4. Termen de recuperare actualizat al investiției (TRA)
TRA𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑎)𝑖 −𝐼 =0 (4.18)
𝑇𝑅𝐴 22046645€ −21500822 €
1.12 =2148260 € (4.19)
𝑇𝑅𝐴 =4.41 𝑎𝑛𝑖 (4.20)
b) Rata de actualizare 10 %
1. Venitul Net Actualizat (VNA)
VNA =∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖−𝐴𝑖
(1+𝑎)𝑖𝑡
𝑖=1 −∑ 𝐼𝑖𝑡𝑟
𝑖=1∙(1+𝑎)𝑖 (4.21)
VNA = 6 𝑎𝑛𝑖 ∙ 22046645 €−21500822 €
1.10−1 𝑎𝑛∙2148260€ ∙ 1,10=614130 € (4.22)
2. Rata internă de rentabilitate (RIR = 𝑎0)
∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑅𝐼𝑅 )𝑖𝑡
𝑖=1 −𝐼=0 (4.23 )
(𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)=𝐼(1+𝑅𝐼𝑅 ) (4.24 )
𝑅𝐼𝑅 =6 𝑎𝑛𝑖(𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)
𝐼 -1 = 6 𝑎𝑛𝑖22046645 €−21500822 €
2148260€ – 1 = 0.52 sau 52 % (4.25 )
3. Indice de Profitabilitate (IP)
IP = 𝑉𝑁𝐴 +𝐼
𝐼 = 614130 € + 2148260 €
2148260 € = 1.28 (4.26 )
4. Termen de recuperare actualizat al investiției (TRA)
TRA𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑎)𝑖 −𝐼 =0 (4.27 )
𝑇𝑅𝐴 22046645€ −21500822 €
1.1 = 2148260 € (4.28 )
𝑇𝑅𝐴 =4.32 𝑎𝑛𝑖 (4.29 )

Tabel 4.1. Analiza cost -beneficiu pentru varianta de echipare tip A
Investiția € 2148260
Rata de actualizare % 12% 10%
Venitul Net Actualizat (VNA) € 5180
00 6140
00
Rata internă de rentabilitate (RIR) % 52 %
Indice de Profitabilitate (IP) – 1,24 1.28
Termen de recuperare actualizat al
investiției (TRA) A
ni 4.41 𝑎𝑛𝑖 4.32 𝑎𝑛𝑖

107
Pentru Varianta A Venitul Net Actualizat este pozitiv, de 518 000 Euro și respectiv de
614000 Euro pe ntru ratele de actualizare 12% ș i 10% pentru care s -a efectuat analiza. Rata de
Rentabilitate a Investiț iei este mai mare decat rata de actualizare, indicele de pr ofitabilitate este
mai mare decâ t 1, iar durata de recuperare a investiț iei este mai mică de 5 ani.
II. Varianta B cu rata de actualizare :
a) 12 %;
b) 10 % .
a) Rata de actualizare 12 %
1. Venitul Net Actualizat
VNA =∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖−𝐴𝑖
(1+𝑎)𝑖𝑡
𝑖=1 −∑ 𝐼𝑖𝑡𝑟
𝑖=1∙(1+𝑎)𝑖 (4.30 )
VNA =6 𝑎𝑛𝑖 ∙ 22046645 €−21650781 €
1.12 − 1 𝑎𝑛∙1.463 .970€ ∙ 1,12=481 000 € (4.31 )
2. Rata internă de rentabilitate (RIR = 𝑎0)
∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑅𝐼𝑅 )𝑖𝑡
𝑖=1 −𝐼=0 (4.32 )
(𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)=𝐼(1+𝑅𝐼𝑅 ) (4.33 )
𝑅𝐼𝑅 =6 𝑎𝑛𝑖 (𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)
𝐼 – 1 = 6 𝑎𝑛𝑖 22046645€ −21650781 €
1.463 .970 € – 1 = 0.62 sau 62 % (4.34 )
3. Indice de Profitabilitate (IP)
IP = 𝑉𝑁𝐴 +𝐼
𝐼 = 481 053 € + 1.463 .970 €
1.463 .970 € = 1.32 (4.35 )
4. Termen de recuperare actualizat al investiției (TRA)
TRA𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑎)𝑖 −𝐼 =0 (4.36)
𝑇𝑅𝐴 22046645€ −21650781 €
1.12 = 1463970 € (4.37 )
𝑇𝑅𝐴 =4.141 𝑎𝑛𝑖 (4.38 )
b) Rata de actualizare 10 %
1. Venitul Net Actualizat
VNA =∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖−𝐴𝑖
(1+𝑎)𝑖𝑡
𝑖=1 −∑ 𝐼𝑖𝑡𝑟
𝑖=1∙(1+𝑎)𝑖 (4.39 )
VNA =6 𝑎𝑛𝑖 ∙ 22046645 €−21650781 €
1.1 −1 𝑎𝑛∙1.463 .970€ ∙ 1,1= 695 000 € (4.40)
2. Rata internă de rentabilitate (RIR = 𝑎0)
∑𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑅𝐼𝑅 )𝑖𝑡
𝑖=1 −𝐼=0 (4.41 )
(𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)=𝐼(1+𝑅𝐼𝑅 ) (4.42 )
𝑅𝐼𝑅 =6 𝑎𝑛𝑖 (𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖)
𝐼 -1 = 6 𝑎𝑛𝑖 22046645€ −21650781 €
1.463 .970 € – 1 = 0.62 sau 62 % (4.43 )
3. Indice de Profitabilitate (IP)

108
IP = 𝑉𝑁𝐴 +𝐼
𝐼 = 695 288 € + 1.463 .970 €
1.463 .970 € = 1.47 (4.44)
4. Termen de recuperare actualizat al investiției (TRA)
TRA𝐼𝑁𝑖−𝐶𝑖
(1+𝑎)𝑖 −𝐼 =0 (4.45 )
𝑇𝑅𝐴 22046645€ −21650781 €
1.1 = 1.463 .970 € (4.46 )
𝑇𝑅𝐴 =4.06 𝑎𝑛𝑖 (4.47 )

Tabelul 4.2. Analiza cost -beneficiu pentru varianta de echipare tip B
Investiția € 1463970
Rata de actualizare % 12
% 10
%
Venitul Net Actualizat (VNA) € 481000 695 000
Rata internă de rentabilitate (RIR) % 62 %
Indice de Profitabilitate (IP) – 13
2 1.4
7
Termen de recuperare actualizat al investiției
(TRA) A
ni 4141 4.06

Pentru Varianta B Venitul Net Actualizat este pozitiv, de 481000 Euro și respectiv de
695000 Euro pentru ratele de actualizare 12% și 10% pentru care s -a efectuat analiza. Rata de
Rentabilitate a Investiției este mai mare decâ t rata de actualizare, indicele de pr ofitabilitate este
mai mare decâ t 1, iar durata de recuperare a investi ției este mai mică de 5 ani.

4.3.2 Analiza de sensibilitate

În cadrul analizei de sensibilitae s -au analizat trei si tuații:
– scăderea prețului la vânzarea aburului și apei fierbinți;
– creșterea prețului la combustibil;
– creșterea valorii investiției inițiale.

4.3.2.1 Scăderea prețului la vânzarea aburului și apei fierbinți

109
În varianta de bază s -a considerat o tendinț ă a creșterii prețului de vânzare al agentului
termic mai mare cu aproximativ un punct procentual în comparație cu creșterea de preț la
combustibil. În analiza de sensibilitate s -a considerat o creștere a indicilor de preț identică cu
cea de la creșterea prețu lui la combustibil, deci o scădere a p rețului fată de varianta de bază,
cum este redat î n tabelul de mai jos:
Tabelul 4.3.
2019 2020 2021 2022 2023 2024
1,09 1,08 1,07 1,06 1,06 1,06
1,08 1,07 1,06 1,06 1,06 1,06
În graficul d e mai jos este prezentată evoluția prețului la aburul de 36 bar, aburul de 16
bar și apă fiebinte având evoluții asemănă toare.

Fig. 4.1. Evoluția prețului la aburul de 36 bar
Indicatorii de eficienț ă economică pentru această situație sunt negativi, durata de
recuperare a investiț iei fiind de aproximativ 12 ani.
Prețul global de vânzare al energiei (electrică ș i termică) este de 46,32 €/MWh faț ă de
45,57 €/MWh cel de producere. Veniturile realizate din vânzarea producției sunt insuficiente
pentru susținerea investiției.

110

4.3.2.2 Creșterea prețului la combustibil

Graficele de mai jos prezintă evoluția prețului la gaze și pă cură, cu o creștere față de
varianta de bază.

Fig 4.2. Variația prețului la gaze

111

Fig 4.3. Variația prețului la pacură
Evoluț ia indici lor de creștere pentru cele două situații este redată î n tabelul de mai jos :
Tabelul 4.4.
1,08 1,07 1,06 1,06 1,06 1,06
1,09 1,08 1,07 1,06 1,06 1,06

În situația creșterii prețului la combus tibil faț ă de situația de analiză, indicatorii de
eficiență economică sunt negativi, iar durata de recuperare a investiției este de aproximativ 11
ani.
Prețul global de vânzare al energiei (electrică și termică) este de 47,49 €/MWh în
comparaț ie cu costul de producere de 46,65 €/MWh . Veniturile realizate din vânzarea
producției sunt insuf iciente pentru susținerea investiției.
Creșterea valorii investiției inițiale.
În această variantă de analiză s -a considerat o creștere a investiției inițiale cu
aproximativ 800.000 €, echivalentă cu investiția pentru montarea a două transformatoare noi de
4 MVA .
Indicatorii de eficien ță economică sunt pozitivi, VNA este 49,000 €, RRI este de

112
12,53%, iar durata de recuperare este de aproximativ 5 ani.
Prețul global de vâ nzare al energiei (electrică ș i termică) este de 47,49 €/MWh fa ță de
45,91 €/MWh cel de producere.
Pentru com parație, în varianta din analiză , prețul global de vânzare al energiei (electrică
și termică) este de 47,49 €/MWh față de 45,57 €/MWh cel de producere.

CONCLUZII

C.E.T. Midia poate asigura prin Centrala Termică abur de 36 bar și de 16 bar, precum
și necesarul de încălzire al orașului Năvodari. În anii 2015 și 2016 s -a livrat la nivelul de
aproximativ 335.000 Gcal/an. La acest nivel de livrări C.T. trebuie să producă aproximativ
515.000 Gcal/an cu un consum de combustibil de 575.000 gcal/an (653.000 MWh/an) și un
consum de energie electrica de 11.000 MWh/an (date furnizate de UT Midia). Eficiența
energetică a centralei termice, definită ca raport între energia total livrată și energia consumată
(combustibil și energie electri că) este de aproximativ 61%. Din punct de vedere exergetic
eficiența este și mai scăzută datorită faptului că cea mai mare parte din aburul produs este
laminat în stațiile de reducere -răcire 36/16 bar și 16/6 bar.
Regimul de calcul a fost stabilit pe baza prognozei de energie termică livrată la
Combinatul Petrochimic Midia în perioada 2018 -2022, care prevede un total de 334.000
Gcal/an (176.0000 Gcal/an abur de 16 bar și 158.000 gcal/an abur de 36 bar). S -a considerat o
livrare lunară constantă egal cu medi a lunară. În urma acestei analize rezultă o livrare de 23,5

113
t/h pentru aburul de 36 bar și de 29.5 t/h pentru aburul de 16 bar și o livrare totală anuală de
338.000 Gcal/an (178.0000 Gcal/an abur de 16 bar și 160.000 gcal/an abur de 36 bar).
Pentru încărca rea cazanelor s -a ținut cont și de necesarul pentru termoficarea urbană a
orașului Năvodari și de consumul intern de abur. Termoficarea urbană are o structură diferită
pe parcursul anului ceea ce a impus structurarea regimului de calcul pe trei sezoane: “M axim”
– 2160 ore (ianuarie, februarie, decembrie); “Mediu” – 2184 ore (martie, aprilie, noiembrie) și
“Minim” – 4416 ore (mai, iunie, iulie, august, septembrie, octombrie).
S-a considerat ca mod optim și posibil de încărcare a cazanelor funcționarea în sez onul
“Maxim” cu două cazane CR12 și un cazan C105 iar în sezoanele “Mediu” și “Minim”
funcționarea cu două cazane CR12.
Pentru acest regim de calcul s -au analizat două variante tehnice de echipare: A –
o turbină de contrapresiune și priză tip AKTR – 1.7 și B – o turbină cu contrapresiune tip AKR
– 1.7.
Ipoteza alegerii turbinei AKTR – 1.7 a avut la bază dorința de a avea flexibilitate în
funcționare inclusiv posibilitatea de a alimenta corpul de joasă presiune și din colectorul de 16
bar.
Turbina a fost dimensionată pentru asigurarea necesarului de consum intern, alegându –
se puterea de 1.700 kW ca fiind puterea ce asigura consumul de energie electrică în sezonul
“Maxim”. În celelalte sezoane turbina funcționează la sarcini parțiale.
Pentru această putere , la nominal turbina are un debit de abur la intrare de 22 t/h, o
extracție la priza de 16 bar de 5 t/h și debitul la intrare în corpul de joasă presiune de 17 t/h.
Priza este reglabilă astfel încât se poate controla debitul extras, deci și debitul la intr area în
corpul de joasă presiune.
În toate situațiile turbina funcționează cu extracție pe priza de 16 bar, doar în
anumite situații extreme (care au fost analizate) ar putea funcționa și cu abur suplimentar
provenit din colectorul 16 bar, introdus în cor pul de joasă presiune. În această situație, funcție
de ponderea aburului din colectorul de 16 bar, abur cu temperatura de 250 oC, temperatura
aburului la intrare în corpul de joasă presiune scade sub cea nominală de 340 oC și în consecință
puterea pe acest corp scade.
Întrucât situația amintită în paragraful anterior poate apărea doar accidental, aceasta
funcționalitate a turbinei AKTR – 1.7, nu este absolut necesară. Oportunitatea alegerii acestui
tip de turbină și dimensionarea turbinei ar fi cu totul dif erită dacă s -ar dori o producție de energie
electrică nu numai pentru consumul intern, ci și pentru vânzare. În această situație turbina poate
fi configurată pentru prelucrarea a două fluxuri paralele de abur, din colectorul 36 bar și

114
colectorul 16 bar, fi ecare corp putând să preia cât mai mult abur care altfel trebuie trecut prin
stațiile de reducere -răcire.
Având în vedere acest aspect, cât și faptul că integrarea în schema termomecanică
existentă a turbinei AKTR – 1.7 implică mai multe racorduri și armăt uri a apărut ca evidentă
necesitatea analizării și a unei echipări mai simple, cu o turbina de contrapresiune de tip AKR
– 1.7, care să prelucreze aburul între presiunile 36 bar și 6 bar.
Această turbină are un debit nominal la intrare de 19 t/h și o pute re la borne de 1.700
kW. Diferența de energie electrică produsă într -un an, în cele două variante, pentru același
regim de calcul, este de 95 MWh, adica de 0.8 %. Cele două soluții sunt echivalente.
Doar în situația accidentală când se funcționează cu un s ingur cazan CR12 la sarcină
parțială de 35 t/h și rămâne disponibil un debit de 11,5 t/h la 36 bar, Varianta B este
dezavantajată față de Varianta A, energia produsă fiind de 2113 MWh față de 2709 MWh în
cazul turbinei din Varianta A (la care se poate încă rca la nominal corpul B preluând abur și din
colectorul cazanelor C105).
La dimensionarea turbinelor s -a ținut cont de modul de încărcare al turbinelor în
regimurile maxim, mediu și minim de funcționare. Turbinele funcționează cu eficiență maximă
în apropi erea punctului nominal de dimensionare. La încărcări sub 30% din debitul nominal de
intrare aceste turbine nu mai produc putere, debitul de abur putând asigura doar funcționarea la
mers în gol.
Analiza efectuată în această lucrare recomandă realizarea Vari antei B care este
echivalentă din punctul de vedere al energiei electrice produse, costul turbinei fiind mai mic și
de asemenea încadrarea în schema termomecanică este mai simplă și mai ieftină. dar după cum
s-a arătat în această analiză, Varianta A este m ai complexă și mai flexibilă fiind și mai
avantajoasă în situația unei producții mari de energie electrică.

115

BIBLIOGRAFIE
1. Popa , Bazil, et al. Manualul Inginerului Termotehnician. București : Editura
Tehnică, 1986.
2. Polimeros, George. Energy Cogeneration handbook Cristeria for Central Plant
Design. New York : Industrial Press Incorporated.
3. Pănoiu, Nicolae. Cazane de abur. București : Editura Didactică și Pedagogică,
1982.
4. Paliță, Valentin and Foanene, Adriana . Termotehnică și echipamente termice.
București : Editura Didactică și Pedagogică, 2010.
5. Ltd., Devki Energy Consultancy Pvt. Best practice manual Cogeneration.
Vadodara : s.n., 2006.
6. Leca, Aureliu. Centrale electrice.Probleme. București : Editura Didactică și
pedagogică, 1977.
7. Grecu, Titus. Turbine cu abur. 1976 : Editura Tehnică, București.

116
8. Flin, David. Cogeneration. London : The Institution of Engineering and
Technology, 2010.
9. Creța, Gavril. Turbine cu abur și gaze. București : Editura D idactică și Pedagogică,
1981.
10. Commission, European. Communication from the Commission to the European
Parliament, the Council, the European Economic and Social Committee of the Regions on an
EU Strategy for Heating and Cooling. Brussels : s.n., 2016.
11. Bocănete, Paul. Ghid de pregătire profesională în termoenergetică – Centrale
termoelectrice -. București : Editura Tehnică , 1989.
12. Contribuții la implementarea centralelor de cogenerare cu deșeuri. Baciu, Radu –
Alexandru. 2016.
13. Athanasovici, Vict or. Alimentări cu căldură – Cogenerare -. București : AGIR,
2010.
14. www.unescap.org/enrd/energy/co -gen/.
15. www.eere.energy.gov/industry/bestpractices.
16. www.cogen.ro. 2018.
17. U.S. Army Corps of Engineers. Steam power plants. Hyattsville : s.n. , 2004.
18.http://www.cogen.org/Downloadables/Projects/EDUCOGEN_Cogen_Guide.pdf.
19. http://www.capital.ro/cea -mai-eficienta -instalatie -de-cogenerare -din-europa –
este-in-romania.html. 2018.
20. Cogeneration – Principe du developpment durable. Panait, Tănas e. Nancy :
Universite Henri Poincare, 2004.
21. https:ro.m .wikipedia.org/wiki/Cogenerare.