Alimentarea CU Energie Electrica Si Termica A Consumatorului Industrial

CUPRINS

CAPITOLUL I PREZNTARE GENERALĂ PRIVIND ALIMENTAREA CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI TERMICĂ A CONSUMATORULUI INDUSTRIAL 1

1.1. Generalități 1 1.1.1. Rolul și importanța alim. centralizate cu energie electrică și căldură 3

1.2. Alimentarea combinată cu energie electrică și termică (căldură) a unei platforme industriale 6

1.2.1. Structura internă a centralei ce alimentează consumatorul industrial 7

1.2.2. Structura externă a centralei termice ce alimentează platforma ind. 8

1.2.2.1. Cazane de abur în CET industriale 9

1.2.2.1.a. Caracteristicile generatorului de abur 10

1.2.2.2. Turbine de termoficare industriale 12

1.2.2.2.a. Turbina cu contrapresiune 13

1.2.2.2.b. Caracteristicile funcționale ale turbinei cu contrapresiune 14

1.2.2.2.c. Turbina cu condensație și priză reglabilă 14

1.2.2.2.d. Caracteristicile funcț. ale turbinei cu condensație și priză reglabilă 15

CAPITOLUL II CALCULUL RANDAMENTULUI CAZANULUI DE ABUR ȘI A CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL PENTRU SOLUȚIA CU ALIMENTARE SEPARATĂ 17

2.1. Particularități ale GA de 420 t/h 17

2.2. Calculul cazanului de abur (pe cale directă) 17

2.3. Calculul consumului anual de combustibil. Debitul nominal de combustibil al cazanului 24

2.4. Alimentarea cu căldură și energie electrică separată a unui obiectiv industrial (platforma industrială) 25

CAPITOLUL III STUDIUL SOLUȚIEI DE ALIMENTARE COMBINATĂ CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI CĂLDURĂ FOLOSIND TURBINA CU CONTRAPRESIUNE 27

Eficiența folosirii ciclului de alimentare combinată cu energie 27

Cazul alimentării combinate cu grupuri termoenergetice cu contrapresiune 29

CAPITOLUIL IV STUDIUL SOLUȚIEI DE ALIMENTARE COMBINATĂ CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI CĂLDURĂ FOLOSIND TURBINE CU CONDENSAȚIE ȘI PRIZE REGLABILE 35

4.1. Eficiența folosirii turbinei cu condensație și priză reglabilă 35

4.2. Consumul specific de căldură al CTE în funcție de parametrii aburului viu 38

4.2.1. Varianta echipării CET ce alimentează platforma industrială cu un grup de condensație și două prize reglabile 39

4.3. Particularități ale turbinei DSL 50 41

4.3.1. Funcționarea turbinei DSL 50 sau circulația fluidului de lucru în circuit 42

4.3.2. Principalele condiții de funcționare ale turbinei DSL 50 43

4.4. Calculul debitului de abur pentru turbina cu prize reglabile și condensație 44

CAPITOLUL V CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC PENTRU SOLUȚIA COMBINATĂ DE ALIMENTARE CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI DOUĂ PRIZE REGLABILE 46

5.1. Schema termică a turbinei DSL 50 46

5.2. Ipoteze generale adoptate 49

5.3. Estimarea presiunii de condensare 51

5.4. Calculul destinderii aburului în turbină 53

5.5. Calculul circuitului de preîncălzire regenerativă și determinarea debitelor de abur necesare pentru preîncălzirea regenerativă 58

5.5.1. Parametrii agentului secundar (apă sau condens principal) la ieșire din preîncălzitor 61

5.5.2. Parametrii punctelor de calcul pe parte condensatului secundar 67

5.6. Calculul indicilor specifici 71

CAPITOLUL VI CALCULUL ALIMENTĂRII CU ENERGIE ELECTRICĂ A POMPEI DE ALIMENTARE 73

6.1. Alegerea și verificarea secțiunii conductoarelor electrice 73

6.2. Alegerea aparatelor de comutație și protecție 75

6.3. Alegerea întrerupătoarelor 76

6.3.1. Alegerea siguranțelor fuzibile 76

6.3.2. Alegerea contactoarelor 77

=== PROIECT ===

CAPITOLUL I

PREZENTARE GENERALĂ PRIVIND ALIMENTAREA CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI TERMICĂ A CONSUMATORULUI INDUSTRIAL

Generalități

Problema asigurării necesarului de energie pentru dezvoltarea economico-socială

a omenirii este una dintre cele mai importante probleme ale lumii contemporane.

Reevaluarea realităților energetice din ultimii ani, impusă de faptul că resursele energetice naturale exploatate pe baza actualelor tehnologii sunt epuizabile, a avut și are drept consecințe reconsiderarea folosirii resurselor energetice prin măsuri de economisire, de reducere a pierderilor, de perfecționare a instalațiilor și tehnologiilor consumatoare de energie.

Astăzi în toate țările lumii dezvoltate sau în curs de dezvoltare se fac cercetări intense pentru utilizarea altor surse de energie regenerabile, în paralel însă cu eforturile pentru economisirea energiei eforturi care de cele mai multe ori sunt cu mult inferioare celor pentru asigurarea unor noi resurse energetice.

Țara noastră este una dintre țările lumii care au o strategie clară în acest domeniu, obiectivul principal fiind asigurarea unei baze corespunzătoare energetice a țării.

Problema folosirii rațional a energiei preocupă un cerc larg al sectoarelor de activitate începând cu producătorii și distribuitorii energiei și terminând cu consumatorii acesteia.

Problema este foarte complexă, fiind într-o strictă independență cu diferitele domenii ale tehnicii, cu economia, ecologia, dezvoltarea socială, etc.

Gospodăria rațională a energiei de toate formele este deosebit de importantă, deoarece urmărește:

economisirea resurselor de energie primară, care sunt limitate;

reducerea investițiilor și cheltuielilor de exploatare pentru instalațiile de extracție a energiei primare și de transformare a acestuia în alte forme de energie precum și în instalațiile de transport și distribuție a combustibililor, energiei electrice și termice;

reducerea costului producției industriale mai ales a celei energointensive unde cheltuielile pentru energie au o pondere importantă în cheltuielile totale;

Un motiv care pledează în favoarea utilizării raționale a energiei, îl constituie influența acestuia asupra mediului înconjurător care poate fi caracterizată de încărcarea termică a acestuia.

Din acest punct de vedere o analiză făcută la scara pământului arată că unitatea de energie medie anuală eliberată de diferitele instalații utilizatoare de energie este maleabilă (0,007% din energia primită de pământ de la soare).

În această situație trebuie să aibă loc o schimbare care să ducă la o utilizare mai rațională a cantităților de energie necesare existenței.

Aceasta înseamnă că trebuiesc găsite soluții pentru:

procurarea energiei în cantități suficiente din purtători de energie primară cu ajutorul unor metode care să nu influențeze mediul înconjurător;

scăderea consumului specific de energie utilizată fără a reduce producția, consumul util sau efortul.

Ținând seama de toate acestea devine evidentă legătura reciprocă între dezvoltarea generală a economiei naționale și consumul resurselor primare de energie.

Așadar, pe lângă eforturile susținute de a spori resursele de energie primare disponibile, este necesar să fie schimbate relațiile între dezvoltarea economico-socială și consumul de energie primară.

Între timp ce dezvoltarea economică și socială trebuie să continue în ritm natural, reducerea cererilor globale de energie primară trebuie să constituie o preocupare prioritară.

Pentru dezvoltarea unei economii energetice raționale și pentru a menține un sistem de alimentare cu energie bine echilibrat și în continuă creștere este necesar să se acționeze în următoarele direcții principale:

extinderea continuă a bazei de resurse de energie primară disponibilă;

folosirea judicioasă a energiei în procesele de consum;

progresul în toate fazele de producere și transformare a energiei tinzând către eficiență optimă de ansamblu prin: reducerea risipei a pierderilor previzibile și utilizarea proceselor combinate;

optimizarea proceselor industriale (a tehnologiei) din punct de vedere al consumului de energie în limitele acceptate de intensitatea proceselor inclusiv reutilizarea materialelor a căror fabricație necesită un cost mare de energie.

Trebuie ținut seama că epoca a cea ce se poate numi o economie energetică orientată spre latura producției, în care aceasta era trăsătura fundamentală a echilibrelor energetice, s-a încheiat.

În viitor producția resurselor de energie primară nu va mai fi supradezvoltată în scopul satisfacerii unui consum excesiv de energie, uneori promovat artificial.

Reducerea resurselor de energie primară și prețurile crescânde ale energiei vor exercita un control având un efect limitativ.

A început epoca unei economii de energie orientată spre consumator și este de sperat că marii consumatori (mai ales cei industriali) i se vor analiza cererile de energie mai puțin prin prisma intereselor individuale și mai mult prin valoare socială a acestei " mărfi" atât de importantă.

În aceste condiții economia și conservarea energiei vor apărea ca o resursă ideală de energie, care în plus nu este afectată de producție, întotdeauna avantajoasă din punct de vedere ecologic și adesea necesitând un efort de muncă socială sensibil mai mic decât cel necesar pentru extragerea resurselor de energie primară din sol.

Orice proces tehnologic industrial sau de altă natură realizează pentru desfășurarea sa o anumită cantitate de energie.

Aceasta este primită din exterior, în urma arderii combustibililor sau direct sub formă de energie electrică și căldură.

În cadrul procesului sau agregatului tehnologic nu se utilizează întreaga energie disponibilă. Resursele energetice neutilizate în procesul sau agregatul tehnologic poartă denumirea de resurse energetice secundare (RES).

Rolul și importanța alimentării centralizate cu energie electrică și căldură

Cu toate că aportul energiei hidraulice devine din ce în ce mai mare și se prevede un aport crescând al energiei nucleare, totuși pentru un interval de timp încă destul de lung, combustibilii vor constitui resursele energetice primare care vor interveni cu cea mai mare pondere în balanța energetică globală a țării.

În această situație se impune o grijă deosebită pentru gospodărirea cât mai adecvată a acestor resurse energetice primare, cu rezerve relativ limitate și cu condiții de extracție care pentru unele din ele implică eforturi costisitoare.

Progresul tehnic aduce cu sine o activare a proceselor tehnologice însoțită de cele mai multe ori și de un necesar mai mare de energie utilă.

Acest consum sporit se poate datora unor noi cereri schimbării parametrilor de consum sau printr-o altă formă mai eficientă din punct de vedere tehnologic.

În mod similar, trecerea la forme superioare de organizare a muncii și ameliorarea condițiilor de muncă și de trai determină cereri de energie.

Cu toate că cererile de energie utilă pot crește considerabil datorită acestor cauze, există încă posibilități mari ca printr-o raționalizare a consumului și prin alegerea unor forme intermediare de energie primară să devină minimă.

Deși importante ameliorări care se pot obține pe această cale sunt în general plafonate de anumite limite fizice ale proceselor respective sau sunt limitate la o măsură optimă dictate de considerente economice.

O cale promițătoare în această direcție este cea a îmbinării sau combinării a două sau mai multe procese energetice și tehnologice în așa fel încât prin folosirea complexă a combustibilului, randamentul comun obținut să fie superior randamentelor care se realizează la desfășurarea separată a proceselor respective.

Un asemenea proces combinat îl constituie termoficarea. Astfel într-o centrală electrică de termoficare (CET) se produce combinat energie electrică și căldură, iar căldura produsă se distribuie centralizat printr-o rețea de termoficare.

Prin acest proces se ating două obiective:

Se realizează o substanțială economie de combustibil față de soluția producerii separate a energiei electrice în centrale electrice cu condensație (CTE) și a căldurii în centrale termice (CT) sau în cazane individuale din clădiri (CI);

Se livrează căldura printr-un sistem centralizat de distribuție, cu toate avantajele de continuitate, economicitate și confort de folosință, specifice unei alimentări publice.

Astfel, avantajele care decurg din acest proces complex sunt pe de o parte economice, iar pe de altă parte de ordin igienic și social.

Cele mai importante avantaje economice sunt cele generate de realizarea economiei de combustibil și anume:

Reducerea prețului de cost a căldurii și energiei electrice produse în comun prin consumarea în ansamblu a unei cantități mai mici de combustibil decât în cazul producerii separate a celor două forme de energie.

Reducerea efortului de investiții în instalațiile de extracție și în cele de transport, într-o măsură corespunzătoare combustibilului economisit, sau reducerea unui eventual import de combustibil.

Reducerea apelului la rezerva de combustibil

Pe lângă aceste avantaje mai sunt de citat cele care decurg din concentrarea investițiilor și a exploatării, cum și cele legate de posibilitatea unei eventuale treceri la un combustibil care poate fi ars, concentrat în cazanele CET, dar care ar fi fost impropriu pentru utilizarea descentralizată pentru producerea căldurii în multe puncte de ardere.

Prin apariția unor importante consumuri concentrate de căldură și de obicei și de energie electrică la marii consumatori industriali, premisele tehnice și economice sunt favorabile dezvoltării termoficării sub forma termoficării industriale, în care căldura livrată este destinată mai ales acoperirii cererii de abur necesar proceselor tehnologice.

Dezvoltarea rapidă a producției industriale și a construcției de locuințe în curs în țara noastră creează premise deosebit de favorabile dezvoltării termoficării atât industriale cât și urbane.

Rămâne numai să se facă uz de posibilitățile pe care le oferă termoficarea de a acoperi aceste cereri sub forma tehnică și economică cea mai adecvată și a realiza în același timp importante economii de combustibil necesare ușurării balanței noastre energetice globale.

În aceste condiții, rolul termoficării în economia noastră energetică apare ca deosebit de important, termoficarea devenind una din principalele direcții de dezvoltare ale energiei românești.

Alimentarea combinată cu energie electrică și termică (căldură) a unei platforme industriale

Primele preocupări sistematice pentru introducerea termoficării au apărut legate de necesitatea acoperirii unor cereri mari de căldură, determinate de apariția sau dezvoltarea unor importanți consumatori de căldură pentru scopuri tehnologice la începutul primului plan cincinal.

Ele au continuat pe măsură ce noile obiective industriale care urmau să fie alimentate cu căldură își precizau cererile, dar au început curând să îmbrățișeze și o serie de consumatori termici existenți, a căror gospodărie termică se preta a fi corespunzător raționalizată.

Centralele de termoficare pentru alimentarea unui consumator industrial pot fi grupate, în ceea ce privește concepția și structura lor de bază, în trei categorii:

CET industriale cu grupuri cu contrapresiune amplasate la consumatorul de căldură și a căror putere și producție de energie electrică este dictată de regimul de consum termic. În funcție de mărimea întreprinderii (consumatorului) alimentate, astfel de CET s-au instalat ca puteri electrice foarte diferite. Un caz special în această categorie îl constituie CET a rafinăriei Teleajen, de mari proporții prin debitele de abur livrate, însă realizată cu trei grupuri cu contrapresiune de către 6 MW cu parametrii medii de 40 atm, 440oC. Dată fiind tendința de creștere în continuare a consumului de abur cât și posibilitatea racordării și a altor consumatori apropiați, se ia în considerare reprofilarea acestei centrale la parametrii înalți.

CET industriale de mărime mijlocie sau mici, amplasate la consumatorul industrial pe care îl deservesc cu căldură și energie electrică și având, datorită părții de condensație, o oarecare libertate în ceea ce privește regimul electric. Ca exemple caracteristice din această categorie se pot cita: CET a combinatului chimic Făgăraș, echipată cu grupuri de 3 MW; CET Chișcani, echipată cu grupuri de 6 MW și cazane de 45 t/h. Tot aici sunt de menționat grupurile cu condensație și două prize reglabile de 12 MW, 35 at, 435oC montate la CET Hunedoara.

CET mari de importanță regională în ceea ce privește puterea electrică și deservind cu căldură mari întreprinderi amplasate în apropiere. Prima CET din această categorie o constituie CET Borzești (250 MW, 100 at, 510oC) după care au urmat CET Brazi (450 MW, 140 at, 570oC) ș.a.

CET-urile industriale construite la consumatori nu au fost echipate cu părți de condensație decât în cazuri excepționale, evitându-se pe cât posibil producerea de energie electrică în condensație la astfel de CET.

CET industriale devin din ce în ce mai mult elemente ale sistemului electroenergetic.

Aceasta are loc în condiții determinate de considerații economice de ansamblu, este ușor de realizat și în care, prin concentrarea planificată de consumatori termici industriali se poate ajunge la mari CET industriale cu importantă pondere regională, din punct de vedere al puterii și regimului electric.

O preocupare deosebită o reprezintă deci, depășirea concepției limitării rolului electric al CET industriale numai la întreprinderea deservită și a o racorda sau chiar integra în sistemul electroenergetic regional, oferind o energie electrică produsă în plus în regim de termoficare și folosind în schimb rezerva sau asistența sistemului.

Structura internă a centralei termice ce alimentează consumatorul industrial

La CET industriale se are în vedere respectarea următoarelor condiții specifice:

Valoarea ridicată a coeficientului de termoficare;

Este necesar a se folosi pentru acoperirea debitului termic de vârf tot cazane de abur;

Eventuala necesitate de a instala un debit de abur de rezervă;

Oportunitatea mult accentuată a folosirii turbinelor cu contrapresiune;

Apariția de grupuri cu condensație și două prize reglabile;

Imposibilitatea unei reduceri temporare a sarcinilor termice, pentru a face față vârfului sarcinii electrice;

Eventuală necesitate de a prevedea instalații termoenergetice suplimentare ca: acumulatoare sau transformatoare de abur, compresoare, stații de reducere – răcire pentru abur la diferite niveluri de presiune;

Eventuala includere în schema termică a CET a unor instalații de antrenare cu abur pentru mari compresoare – turbine de termoficare sau cu condensație, inclusiv cazanele de abur aferente;

Problema recuperării condensatului aburului tehnologic și a pregătirii unei cantități importante de apă de adaos.

Coeficientul de termoficare și debitul de vârf al CET industriale, presupunând cazul simplificat livrând abur numai pentru procese tehnologice este:

unde: qnt – sarcina termică nominală.

Debitul termic de bază al centralei termice ce alimentează consumatorul industrial poate fi livrat:

din grupuri cu contrapresiune sau cu contrapresiune și una sau două prize reglabile;

din grupuri cu condensație cu una sau două prize reglabile;

din diferite combinații cu aceste grupuri;

uneori din una sau două prize reglabile ale unor mari grupuri de condensație care, montate în CET industriale, aduc prin mărimea debitelor extrase o contribuție substanțială la asigurarea debitului termic de bază al centralei.

Structura externă a centralei termice ce alimentează platforma industrială

CET cu grupuri cu contrapresiune au o structură externă simplă, prin dispariția completă a apei de răcire, în schimb trebuiesc instalații mari pentru pregătirea apei .

În plus uneori CET industrială trebuie să includă și complexe stații electrice de distribuție la tensiunea generatoarelor, alteori este confruntată cu grele probleme de amplasare, trebuind să-și găsească un loc potrivit printre multele condiții și servicii impuse de dezvoltarea teritorială și în timp a industriei sau a platformei industriale.

În cazul CET industriale medii și mici se ajunge deseori la un singur turbo-agregat, alimentat de obicei din două cazane dimensionate pentru 50% sau 100% din debitul necesar nominal.

Se întâlnesc însă suficient de multe cazuri în care este montat un singur cazan de abur.

Aleg soluția de echipare a CET cu un singur cazan de abur.

Cazane de abur în CET industriale

Cazanele de abur din CET industriale trebuie să satisfacă de multe ori cerința arderii unei largi game de combustibili.

În CET din țara noastră apar cerințe suplimentare pe partea de combustibil, mai ales legate de imperativul valorificării unor resurse energetice secundare.

Cazul cel mai complex apare la CET a combinatului siderurgic Galați în care cazanele trebuie să valorifice tot disponibilul de gaz de furnal și de gaz de cocserie și având combustibil de completare și rezervă gaze naturale sau păcură.

În cazul de față folosesc combustibil de bază pentru alimentarea cazanului de abur, lignit din bazinul Rovinari.

Cazanele de abur într-o CET industrială constituie cerința majoră căreia aceste instalații trebuie să-i facă față temeinic și cât mai economic (pre deosebire de CTE unde se poate apela la rezerva din sistem).

În cazul unor cazane de vârf sau de rezervă de joasă presiune sau în prezența unor cazane recuperatoare valorificând resurse energetice secundare ale industriei respective, apar în scheme termică de principiu două nivele de presiune.

Cazanele pot fi montate fie toate în una și aceiași sală de cazane sau cea ce se întâlnește destul de des în săli de cazane diferite dacă amplasarea cazanelor de joasă presiune este mai indicată separat.

Ținând cont de aspectele enumerate mai înainte aleg ca variantă de echipare a CET ce alimentează platforma industrială cu putere electrică instalată de 50 Mw un singur cazan de abur de 420 t/h (debit nominal de abur).

1.2.2.1.a. Caracteristicile generatorului de abur

Cazanul de abur la grupurile de 50 MW este cu circulație naturală. La acest tip de generator de abur circulația apei în sistemul de vaporizare se face pe baza diferenței de greutate specifică dintre faza lichidă (care circulă de la un tambur la un colector inferior prin țevile coborâtoare plasate în exteriorul focarului) și emulsia de apă-abur, care circulă prin interiorul țevilor ce formează vaporizatorul, situate în interiorul focarului.

Presiunea aburului viu, p0 este asigurată prin pompa de alimentare PA. Componentele principale ale unui generator de abur cu circulație naturală, sunt următoarele:

Vaporizatorul V, format dintr-o zonă de convecție;

Tamburul T, în care are loc separarea emulsiei apă-abur;

Supraîncălzitorul S1 și S2, care supraîncălzește aburul la temperatura de fierbere (practic saturație) până la cea necesară turbinei;

economizorul ECO, care are rolul recuperării căldurii din gazele de ardere;

regulatorul apei de alimentare RAA, prin care se adaptează debitul de apă de alimentare cu sarcina generatorului de abur;

regulatorul temperaturii aburului produs.

P0

S1

RT

S2

V

ECO

Purjă

RAA

PA

Cazan de abur cu circulație naturală

Fig.1

La cazanele de abur cu circulație naturală țevile coborâtoare, împreună cu țevile de ecran ale vaporizatorului, formează conturul de circulație în care mișcarea apei și amestecului de apă – abur se realizează sub acțiunea diferenței de densitate a celor două coloane.

Având masă de apă și metal mare, cazanele de abur cu circulație naturală au o inerție termică importantă astfel încât:

consumul de căldură la pornire este mare;

durata de timp a încălzirii este mare pentru a limita diferențele de temperatură între diferite puncte ale tamburului;

permite salturi mari de debit fără să apară căderi mari de presiune.

Caracteristicile funcționale ale cazanului de abur cu circulație naturală de 420 t/h:

debit de abur nominal D=420 t/h=116,67 [kg/s];

debit de abur nominal d=168 t/h=46,67 [kg/s];

temperatura nominală a aburului viu t=540 [oC];

presiunea nominală a aburului viu p0=137 [bar];

temperatura nominală a apei de alimentare la intrarea în ECO: t=230 [oC];

temperatura nominală a gazelor de ardere la evacuare: t=140 [oC];

randamentul termic al cazanului de abur la sarcina nominală și temperatura mediului de 20oC, =0,85 (la funcționare cu lignit).

Turbine de termoficare industrială

Din gama foarte variată a turbinelor de termoficare industrială, turbinele cu contrapresiune și cele cu condensație (cu prize reglabile) sunt tipurile cele mai des folosite.

În capitolele viitoare voi efectua un studiu mai amănunțit pentru fiecare din cele două soluții de echipare a CET cu turbine (cu contrapresiune și cu condensație).

1.2.2.2.a. Turbina cu contrapresiune

Aceasta constituie unul din tipurile cele mai indicate pentru termoficarea industrială în măsura în care regimul consumului termic îi asigură o utilizare suficientă ca durată de utilizare și uniformitate.

Ținând seama de aceste condiții, se vor putea folosi cu eficacitate maximă avantajele principale ale acestui tip de turbină: construcție simplă și robustă, randamente nominale ridicate, cost de investiție redus și lipsa unui supraconsum de combustibil în părți suplimentare de condensație.

Pentru a putea însă valorifica aceste avantaje, trebuie să se poată alege de fiecare dată tipul și mărimea de turbină cele mai adecvate.

Aceasta înseamnă că trebuie să se dispună de o gamă largă de soluții constructive, care să acopere toate debitele de abur și presiunile cerute de consumatori.

Pe de altă parte, industria constructoare de mașini tinde, din motive de proiectare și fabricație economică, spre o tipizare cât mai strânsă a cazanelor și turbinelor respective.

După gradul în care a primat tendința energeticienilor de a valorifica la maximum debitele de abur industrial pentru producerea de energie electrică sau tendința, respectiv posibilitățile industriei constructoare de mașini de a fabrica o scară de tipuri cu mai multe sau mai puține trepte intermediare, gama de tipuri de turbine cu contrapresiune efectiv disponibile diferă mult de la o țară la alta.

Se cristalizează însă din ce în ce mai mult ca soluție optimă, aceea a dezvoltării unor tipuri de bază de turbine cu contrapresiune, care prin ușoare adaptări să acopere, în trepte suficient de apropiate, toată varietatea cerințelor specifice termoficării industriale.

Pe baza analizei ofertelor dintr-o perioadă de 10 ani, firma Siemens a dezvoltat un sistem cu care reușește să acopere cu turbine normale peste 85% din cererile care se plasează în intervalul de puteri 1 și 25 MW, în timp ce limita superioară este în continuă creștere(nu se întrevede posibilitatea coborârii raționale a limitei inferioare sub 1 MW).

Adaptarea la debitul de abur și puterea electrică cerute se face prin schimbarea lungimii paletelor și a numărului de trepte (mai rar prin turație).

1.2.2.2.b. Caracteristicile funcționale ale turbinei cu contrapresiune

Caracteristicile funcționale si condițiile tehnice ale turbinelor cu abur care antrenează generatoarele electrice sunt prescrise la noi în țară în STAS 7148/1-75.

Standardul se înscrie în prevederile publicației comitetului electrotehnic internațional (CE1) nr. 45, 1970.

Standardul definește noțiunile de putere nominală, putere economică și putere de vârf și consumul specific de căldură, precizează condițiile pe care trebuie să le realizeze turbina în funcționare inclusiv sistemul de reglare, condițiile contractuale, datele care trebuie să fie specificate în comandă sau în cererea de ofertă.

Aleg turbină cu contrapresiune conform STAS 7148/1-75 cu următoarele caracteristici:

puterea nominală Pn = 50 [Mw]

tipul turbinei DKUL 50

turația n = 3000 [rot/min]

presiunea aburului proaspăt p0 = 90 [bar]

temperatura aburului t0 = 535 [ºC]

contrapresiunea pc = 18 [ºC ]

masa turbinei (inclusiv anexe) Mt = 157000 [Kg]

Felul mașinii antrenate: TG (turbogenerator). Acest timp de turbină este fabricat de I.M.G. București.

1.2.2.2.c. Turbina cu condensație și priză reglabilă

Această este folosită pe scară mare în ultimele decenii și caută să îmbine cerințele unei presiuni ridicate pentru livrarea de abur tehnologic cu cele ale acoperirii unui consum de încălzire și apă caldă.

Din cauza condițiilor foarte diferite cărora astfel de turbine urmează să le facă față, randamentele lor de exploatare sunt mai puțin bune decât ale grupului cu contrapresiune sau cu condensație pură. Aceasta se datorează faptului că ele nu lucrează decât rareori exact în condițiile nominale pentru care nu s-au dimensionat diferitele părți ale turbinei.

Cele mai defavorabile este regimul în care din lipsa de încărcare a prizelor întreaga putere electrică trebuie produsă în părțile suplimentare de condensație.

Din cauză că nu apar reduceri mari și de durată a sarcinii termice nu mai este nevoie însă să se dimensioneze părțile suplimentare de condensație în ața fel încât grupul să poată da și în regim de condensație pură întreaga putere electrică.

Va fi suficient să se asigure prin aceste părți 40-60 % din puterea electrică nominală, restul fiind acoperit de debitul prelevat, care nu scade sub o anumită valoare minimă.

1.2.2.2.d. Caracteristicile funcționale ale turbinei cu condensație și priză reglabilă

Aleg ca soluție de echipare a CET ce alimentează platforma industrială turbină cu condensație cu două prize reglabile.

Tipul turbinei DSL 50 (conform STAS 67148/1-75) având următoarele caracteristici:

puterea electrică nominală la bornele generatorului P = 50 [MW]

puterea electrică maximă în regim de condensație pură P = 55 [MW]

puterea electrică maximă la bornele generatorului Pmax = 65 [MW]

turația: n = 3000 [rot/min] (sensul de rotație privind de la turbină spre generator, este cel orar)

parametrii aburului de intrare înainte de VIR: p = 130 [bar], t = 545 [ºC]

presiunea aburului la priza industrială: pp = (10-16) atm = (9,8-15,7) [bar]

presiunea aburului la priza de termoficare urbană: ppu = (0,69-2,45) [bar]

Debitul nominal al prizei industriale la presiunea de 13 ata (12,75 bar) Dnp1 = 115 [t/h] = 31,94 [Kg/s]

Debitul nominal al prizei industriale când debitul prizei de termoficare urbană este nul: Dnpi = 230 [t/h] = 63,89 [Kg/s]

Debitul nominal al prizei de termoficare la presiunea de de 1,2 [ata] (1,18 bar): 86 [t/h] = 44,44 [Kg/s]

Debitul minim de abur pe partea de joasă presiune (după treapta 27) la presiune de 1,2ata (1,18 bar): 12 [t/h]

Temperatura maximă de preîncălzire a apei de alimentare: taa = 237 [º C]

Debitul apei de răcire: 8000 [m3/h] = 2,222 [m3/s]

Regimul nominal și maxim al prizei industriale și al celei de termificare sunt stabilite pentru funcționarea turbinei în regim nominal, cu întregul sistem de preîncălzire regenerativă și cu degazorul de 6 bar conectate conform schemei termice din fig.1.2. debitul apei de alimentare fiind 105 % din cel care intră în turbină, unde:

VIR = venit de închidere rapidă;

CIP = corp de înaltă presiune;

CMP = corp de medie presiune;

CJP = corp de joasă presiune;

GM = generator electric;

SRR = stație condensat;

REJ = răcitor ejector;

RAS = răcitor abur scăpări;

RAL = răcitor abur labirinți;

RE = răcitor etanșări;

PJP = preîncălzitor de joasă presiune;

EPCS = electropompă de condensat secundar;

EPA = electropompă de alimentare;

CAPITOLUL II

CALCULUL RANDAMENTULUI CAZANULUI DE ABUR ȘI AL CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL PENTRU SOLUȚIA CU ALIMENTARE SEPARATĂ

2.1. Particularități ale GA de 420 [t/h]

Cazanul de abur de 420 t/h cu presiunea nominală de 137 MPa și temperatura nominală de 813 K este construit pentru alimentarea cu abur a grupului turbogenerator de 50 MW.

Cazanul a fost construit să funcționeze având puterea calorică de 6490 KJ/ Kg cu un suport de păcură pentru stabilizarea flăcării de maximum 1,1 Kg/s (între 50-100% din debitul nominal; sub sarcină minimă, de 50% , cazanul funcționează numai cu păcură).

Cazanul este echipat cu 6 mori ventilator cu ciocane, tip MVC-4, cu debitul de 12,22 Kg/s care macină lignitul uscat cu gaze de ardere prelevate din partea de sus a focarului amestecate, în anumite proporții, după caz, cu aer preîncălzit. Aerul de ardere, insuflat de două ventilatoare de aer de 72,9 m3N/s, la presiunea de 6375 Pa, este preîncălzit în două preîncălzitoare de aer regenerative (tip Ljiingstrom) până la temperatura de 508 b și ajunge prin conducte la arzătoarele de praf de cărbune.

După preîncălzitorul de aer prin conducte gazele de ardere ajung la filtrul electric de cenușă fiind aspirate de două ventilatoare de gaze de 117,8 m3/s la temperatura de 443 K și la presiunea de 3090 Pa după care gazele sunt trimise la coșul de fum.

2.2. Calculul randamentului cazanului de abur (pe cale directă)

din punct de vedere termodinamic, randamentul reprezintă raportul dintre căldura utilă produsă de instalația de ardere Qu,p (Q1,p) și căldura consumată Qcomb.

(2.1.)

La cazanele de abur, căldura utilă produsă este: Qu,p = Qu – (BIa,um + BIfe) [kW]

în care: Qu = căldura utilă, ∆I = diferența de entalpie

Pe cale indirectă

Calculul randamentului pe cale indirectă pornește de la ecuația de bilanț termic scrisă sub forma:

Qi = [Q1 – (∆Ic + ∆Ia,um +∆Ifl)] + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 [kj/kg] (2.2.)

Prin împărțire cu Qii și înmulțire cu 100 se obține expresia randamentului care sub această formă este randamentul pe cale indirectă.

i = 100 – (q2 + q3 + q4 + q5 + q6)% , ce este egal matematic, cu randamentul pe cale directă.

Pierderea de căldură prin ardere incompletă din punct de vedere chimic:

q3 = 0 % (am ales valoarea din tabel "Cazane de abur, N. Pănoiu)

q4 = 8% conform STAS 2764-86

Pierderea de căldură prin entalpia gazelor de ardere evacuate (q2). Această pierdere apare ca urmare a faptului că, la evacuarea din instalația de ardere, gazele de ardere au o temperatură mai mare ca temperatura de referință. Această pierdere se calculează cu relația:

Q2 = (Igaάev,tev – Igaάev,tref) [kj/kgcomb] (2.3.)

Pierderea procentuală de căldură prin entalpia gazelor de ardere evacuate se calculează cu relația:

Q2 = Q2 /Qii 100 [%] (2.4.)

Temperatura de referință: tref = 20°C, temperatura de evacuare a gazelor de ardere tev = 170°C, coeficientul de exces de aer la evacuare αev = 1,6.

Pentru aflarea entalpiei gazelor de ardere la temperatura de evacuare (tev = 170°C) și coeficientul excesului de aer la evacuarea gazelor de ardere din cazan, de aceea trebuie întocmită diagrama I-t.

Diagrama (I-t) entalpie – temperatură

Diagrama I-t face legătura între entalpia gazelor de ardere și temperatura acestora. Entalpia unui gaz se definește conform ecuației:

Di = cpdt, prin integrarea căruia se obține:

I = cp¦0t ·t [kj/m3N] în care: cp = căldura volumică la presiune constantă

Diagrama I-t se întocmește pentru combustibilul lignit pe baza compoziției sale elementare.

După cum se ști, entalpia este aditivă – entalpia gazelor de ardere fiind suma entalpiilor componentelor gazelor de ardere.

Volumul gazelor de ardere Vga, este dat de relația:

Vga = Vga + (α-1)Vaum = VRO2 + VN2 +VH2O + (α-1)Vaum [m3N/kgcomb] (2.5.)

Compoziția elementară la starea inițială a cărbunelui brun (lignit) este:

Ci = 19,77[%], Hi = 2[%], Sic = 2,5[%], Oi = 9,3[%], Ni = 0,8[%], Wi = 40,63[%], Ai = 25[%].

Volumul teoretic de aer necesar arderii:

Va = 0,0889Ki + 0,265Hi – 0,0333Oi [m3N/kgcomb] (2.6.)

Ki = Ci + 0,375Si [%] (2.7.)

Ki = 19,77+0,375·2,5 = 20,707%

Va = 2,061[m3N / kgcomb]

Volumul teoretic de aer umed:

Vaum = 1,0161·Va = 1,0161·2,061 = 2,094 [m3N / kgcomb] (2.8.)

Volumul teoretic de gaze triatomice:

VRO2 = 1,867·Ki/100 = 0,3865 [m3N / kgcomb] (2.9.)

Volumul teoretic de azot:

VN2 = 0,79·Va + 0,8·Ni/100 = 1,6345 [m3N / kgcomb] (2.10.)

Volumul teoretic al vaporilor de apă:

VH2O = 0,111·Hi + 0,01244·Wit + 0,0161· Va = 0,760 [m3N / kgcomb] (2.11.)

Volumul teoretic al gazelor de ardere :

Vga = VRO2 + VN2 + VH2O = 2,781 [m3N / kgcomb] (2.12.)

Entalpia gazelor de ardere va fi:

Iga = IRO2 + IN2 + IH2O + Ica + (α-1)Iaum [m3N / kgcomb] în care: (2.13.)

IRO2 = entalpia gazelor triatomice, care se calculează cu relația:

IRO2 = VRO2 · cpRO2 · t [m3N / kgcomb] unde:

IN2 = entalpia gazelor biatomice

IH2O = entalpia vaporilor de apă

Ica = entalpia cenușii antrenate de gazele de ardere

Iaum = entalpia aerului umed teoretic necesar pentru arderea combustibilului

Entalpiile celorlalte componente se calculează în același fel. În valoarea entalpiei gazelor de ardere se ia în considerare și entalpia cenușii antrenate de gazele de ardere.

Ica = (1-ηzg) [m3N / kgcomb] (2.14.)

în care ηzg = gradul de reținere a cenușii în focar, sub formă de zgură

Cca = căldura masică a cenușii antrenate

Ca și în cazul volumului gazelor de ardere, entalpia gazelor de ardere se poate ecrie sub forma:

Iga = Iga + (α-1)Iaum [m3N / kgcomb] în care (2.15.)

Iga = IRO2 + IN2 + IH2o + Ica (2.16.)

Pentru trasarea diagramei I-t se întocmește mai întâi un tabel ajutător de valori numerice (tab.1.1.) în care se scriu: în prima coloană temperatura în [ºC], pentru intervalul stabilit; în coloana a doua căldura volumică a gazelor triatomice Cp,Ro2 [kj/m3NK], în coloana a treia – entalpia specifică a gazelor triatomice, calculată cu relația:

IRo2 = Cp,Ro2 · t [kj/m3NK], în care: (2.17.)

temperatura se introduce în °C, în coloana a patra se înscrie entalpia teoretică a gazelor triatomice

IRo2 = VRo2 · iRo2 [m3N / kgcomb], urmează coloanele celorlalte componente (azot, vaporii de apă și cenușă antrenată). După aceasta se calculează Iga, în final se calculează coloanele pentru entalpia teoretică a aerului umed Iaum.

Se trece apoi la introducerea tabelului de bază 1.2. pentru diagrama în care se înscriu entalpiile gazelor de ardere, calculate pentru valorile stabilite ale coeficientului excesului de aer. Cu valorile din coloanele Iga se trasează diagrama I-t.

Pentru calculul lui Q2 (pierderea de căldură prin entalpia gazelor evacuate) am nevoie doar de Iga la αev și tev (1,6 și 170 °C). În continuare se vor întocmi tabelele 1.1. și 1.2., prezentate mai jos.

Q2 = (Igaαev,tev – Iαev,tref) · [kj/kgcomb] tref = 20 [°C]; tev = 170 [°C], α = 1,6

Pentru a afla Igaαev,tref se interpolează.

Igaαev,tref =0+ [kj/kgcomb] (2.18.)

Pentru a afla Igaαev,tev interpolez:

Igaαev,tev =575,36+ (2.19.)

Igaαev,tev =987,662 [kj/kgcomb] (2.20.)

Q2=(987,662-115,67)= 867,356 [kj/kgcomb] (2.21.)

Puterea calorică inferioară a cărbunelui brun (lignit): 1550 [kcal/kg] = 6480 [kj/kg], cu variație între (5650-75356) [kj/kg].

q2 = = 15,351[%] (2.22.)

Pierderea de căldură în mediul exterior prin pereții cazanului:

q5 = a0 + a1 · Dn + a2 · D2n + a3 · D3n = 1,270 [%] (2.23.)

Pierderea procentuală de căldură prin entalpia produselor solide ale arderii evacuate sub focar:

q6 = [%] q6 = 3 [%] (2.24.)

η = 100 (15,351 + 0 + 8 + 1,27 + 3) = 72,377 [%] (2.25.)

Consumul de combustibil se determină cu relația:

B = unde:

Qu = căldura utilă [kw]

Qu = QECO + QVAP + QSI

QECO = căldura preluată în economizor

Daa = debitul apei de alimentare

Daa = Dn + Dp = 116,7 + 3,501 = 120, 201 [kg/s] (2.26.)

Dp = debitul de purjă

Dp = (0,02-0,05) · Dn = 0,03 · 116,7 = 3,501 [kg/s] (2.27.)

Pentru a afla debitele de circulație entalpiile, presiunile, temperaturile fiecărui punct din cazanul de abur trebuie să întocmesc schema de circulație a fluidului de lucru în G.A. (fig.2.1.), prezentată mai jos.

QECO = 120,201(1459,3 – 948,4) = 61410,69 [kw] (2.28.)

Căldura primită în vaporizator:

QSV = Dn (i* – iECO) + (i' – iECO) = 60321,763 [kw] (2.29.)

Căldura primită în SI:

Qsi = Dn · (in – i*) = 116,7 (3011,5 – 1965,54) = 122063,53 [kw] (2.30.)

Qu = 61410,69 + 60321,763 + 122063,53 = 243795,92 [kw] (2.31.)

B = 50,279 [kg/s] (2.32.)

2.3. Calculul consumului anual de combustibil. Debitul nominal de combustibil al cazanului

Bn = 50,279 [kg/s] = 181, 004 [t/h] (2.33.)

Prin tema de proiect se dă durata de utilizare a puterii instalate ;și anume 6500 [h/an] de unde rezultă că putem calcula consumul de combustibil pe durata unui an:

Bnan = 181,004 · 6500 = 1176528 [t/an]

În cazul alimentării separate cu energie se realizează alimentarea cu energie electrică din sistem (SEN) și cu căldura din CT (proprie platformei industriale), conform schemei 2.2.a.

p1, t1 Qres

fig. 2.2.a.

2.4. Alimentarea cu căldură și energie electrică separată a unui obiectiv industrial (platforma industrială)

p0, t0

Qres

p1, t1

fig. 2.2.b.

Qres = debitul termic al RES (resurse energetice secundare).

Resursele energetice neutilizate în procesul sau agregatul tehnologic poartă denumirea de resurse energetice secundare (RES).

Ca urmare resursele energetice ale unui proces sau agregat reprezintă cantitățile de energie de toate formele neutilizate în procesul sau agregatul tehnologic respectiv.

Se constată eficiența energiei ridicată a recuperării resurselor energetice secundare în direcția termică pentru alimentarea cu căldură a unor consumatori cu durate anuale mari de consum.

CAPITOLUL III

STUDIUL SOLUȚIEI DE ALIMENTARE COMBINATĂ CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI CĂLDURĂ FOLOSIND TURBINE CU CONTRAPRESIUNE

Eficiența folosirii ciclului de alimentare combinată de energie

Eficacitatea economică a termoficării este determinată mai ales de economia de combustibil realizabilă prin aplicarea ei.

De aceea, în aprecierea acestei economii, trebuiesc puse în evidență toate elementele interesând în vreun fel ansamblul economiei naționale.

Astfel, pe lângă efectele directe ale acestei economii, exprimate în reducerea prețului de cost al celor două forme de energie, trebuie determinată și reducerea efortului de investiție în sectorul extracției combustibililor și al transportului lor.

Este esențial de stabilit combustibilul a cărui extracție se diminuează efectiv datorită economiei.

În cazul de față combustibilul economisit este cărbunele brun (lignit) din bazinul Rovinari.

Economia de combustibil realizată prin termoficare o voi nota cu .

Acest combustibil poate fi combustibilul care s-ar arde în plus la CTE.

În acest mod economia de combustibil realizabilă prin termoficare poate avea repercursiuni importante asupra balanței energetice globale a țării.

Deoarece realizarea termoficării are ca premisă existența unui consum de căldură care să poată fi acoperit din CET, se obișnuiește să se exprime economia de combustibil care se poate obține prin termoficare, raportată la unitatea de căldură, de regulă Gcal , livrată orar sau anual.

Economia de combustibil realizabilă prin termoficare se datorește pe de o parte randamentului superior al ciclului producției combinate de energie electrică și de căldură, iar pe de altă parte faptului că producerea centralizată a căldurii în cazanele mari ale CET se face cu randamente de obicei superioare celor ale instalațiilor individuale sau din CT mici sau medii.

Corespunzător celor doi factori principali care concură la realizarea economiei de combustibil, ciclul combinat și centralizarea producerii căldurii, economia de combustibil pe Gcal livrată se poate scrie ca valoare orară nominală:

[kgc.c/Gcal] (3.1.)

în care: – – economia datorită ciclului combinat al producerii energiei electrice și căldurii (kgc.c/Gcal)

– – economia datorită concentrării producerii căldurii în marile cazane ale CET, față de producerea separată în instalațiile mai mici (kgc.c /Gcal)

– – economia orară de combustibil realizată la sarcina qn, în [kgc.c/h].

– qn – sarcina termică nominală a CET în [Gcal/h].

În mod analog, valoarea medie anuală a economiei specifice de combustibil este:

ba= [kgc.c / Gcal] (3.2.)

unde economiile de combustibil și cantitățile de căldură au aceleași semnificații ca în relația de mai sus.

Indicii orari și servesc pentru aprecierea calității instalațiilor și a calității exploatării, și ținând seama de condițiile de consum date.

Economia de combustibil realizabilă prin alimentarea combinată cu energie (termoficare) se determină, ca diferență dintre consumul de combustibil, în CET și în instalațiile de producere separată, pentru condițiile nominale, pentru anumite situații intermediare de exploatare date de condiții electrice sau pentru cantitatea de căldură livrată, anual Qa și pentru o anumită putere sau energie electrică.

Pentru a simplifica expunerea, în cele ce urmează determinarea economiei de combustibil se va face ca B , întrucât valoarea anuală este hotărâtoare din punct de vedere economic.

3.2.Cazul alimentării combinate cu grupuri termoenergetice cu contrapresiune

CET este amplasată aproape de consumul termic și electric, încât nu este cazul să se țină seama de pierderile în liniile de transport.

Puterea și energia electrică rezultând din CET este suficientă pentru alimentarea locală.

În acest caz:

B=(BCTE+BCT) -BCET [kg/an]. (3.3.)

Este de o importantă capitală pentru termoficare faptul că, în cazul producerii energiei electrice în grupuri cu contrapresiune, indiferent de parametrii aburului viu și a celui destins, consumul specific de căldură bt pe [kWh] produsă depinde exclusiv de randamentul mecanic al turbinei, de randamentul generatorului electric și de randamentul cazanului de abur.

Întrucât este de ordinul 0,97-0,985 și de ordinul 0,95-0,97, iar randamentul mediu anual al cazanului între 0,83-0,92 în funcție de mărimea cazanului și de combustibil, rezultă că în general, ținând seama și de pierderile de căldură care mai intervin în conducte bt=1000….1150 [kcal/kWh], raportat la bornele generatorului.

Această constatare scoate în evidență în mod deosebit posibilitatea realizării de economii de combustibil chiar în cele mai mici CET cu grupuri cu contrapresiune.

Pe de altă parte, faptul că parametrii de intrare și de ieșire ai aburului din turbine nu influențează consumul specific de căldură bt, nu înseamnă că nu este de cea mai mare importanță să se întindă spre o producție specifică de energie electrică yp cât mai mare.

Cu cât la aceiași cantitate de căldură debitată din abur destins qpn sau Qpa , se produce mai multă energie electrică cu consumul bt, cu atât este nevoie să se producă mai puțină energie electrică în CTE cu un consum specific bCTE în orice caz mult mai mare ca bt .

Turbinele cu contrapresiune funcționează cu reglaj de frecvență. Din această cauză, exploatarea trebuie condusă de așa manieră încât să se evacueze cât mai puțin abur în atmosferă, respectiv să se livreze cât mai puțin abur care nu s-a destins în prealabil în turbină. Funcționarea este condusă după cererea de căldură.

În CET industriale cu grupuri cu contrapresiune, preîncălzirea în ciclul regenerativ a apei de alimentare nu aduce o ameliorare a randamentului centralei, deoarece în acest CET nu există pierderi în apa de răcire.

În schimb, aburul din turbine, folosit pentru încălzirea în trepte a apei, conduce la o creștere a puterii electrice produse în regim de termoficare pur atât prin mărirea debitului de abur care trece prin turbine cât și prin ameliorarea randamentelor datorită creșterii debitului.

Caracterul de termoficare internă a ciclului regenerativ de preîncălzire se manifestă în acest mod în CET industriale cu contrapresiune și mai evident.

Nereturnarea parțială a condensatului de către o serie de consumatori industriali, față de toate celelalte mari dezavantaje acționează în sensul creșterii debitului de abur prin turbină, corespunzător necesarului de căldură pentru încălzirea apei de adaos până la temperatura cu care s-ar fi întors condensatul respectiv.

O influență negativă asupra valorii indicelui de termoficare apare în cazul alimentării parțiale sau totale a consumatorilor termici prin intermediul unor transformatoare de abur.

Efectul încălzirii unei suprafețe schimbătoare de căldură se traduce prin apariția unei noi diferențe de temperatură ∆t.

Schema de principiu a unui grup termoenergetic cu contrapresiune este prezentată în figura 3.1.

Fig.3.1.

O problemă care, pe linia tendinței de ridicare a parametrilor aburului viu, (se realizează astfel o importanță economie de combustibil și scade investiția pe [kw] instalat), ia în cazul termoficării industriale unele aspecte speciale cea a oportunității și efectului supraîncălzirii intermediare.

Analog cu dependență între temperatura de supraîncălzire a aburului viu și condițiile aburului livrat aplicarea supraîncălzirii intermediare a aburului poate avea repercursiuni negative în cazul termoficării industriale, din cauza ridicării temperaturii aburului de priză sau contrapresiune.

O altă formă de ridicare a parametrilor CET industriale poate fi realizată prin adăugarea unui ciclu suprapus de înaltă presiune în CET industriale medie s-au joasă presiune.

După gradul în care a primat tendința energeticienilor de a valorifica la maxim debitele de abur industrial pentru producerea de energie electrică s-au tendința, respectiv posibilitățile industriei constructoare de mașini de a fabrica o scară de tipuri de turbine cu contrapresiune efectiv disponibile, diferă mult de la o țară la alta.

Se consideră însă din ce în ce mai mult ca soluție optimă acea a dezvoltării unor tipuri de bază de turbine cu contrapresiune, care prin ușoare adaptări să acopere în trepte suficient de apropiate, toată varietatea cerințelor specifice termoficării industriale.

Ca exemplu din țări unde existența unui număr mare de fabrici, relativ mici determină o mare diversitate a cererii de turbine cu contrapresiune, se poate da Germania.

Alegerea turbinei celei mai potrivite se face de la caz la caz în principal pe baza volumului de abur la intrare și ieșire.

Randamentul relativ intern variează în funcție de condițiile concrete respective, și poate atinge în funcție de debit și diferența de entalpie, valori până la 82 [%].

Având în vedere cantitățile importante de căldură cerute pentru preîncălzirea apei de adaos în cazul nereturnării unei cote mari de condensat al aburului tehnologic, există propuneri care consideră mai indicat ca în astfel de cazuri, în loc de grupuri cu contrapresiune să se instaleze grupuri cu contrapresiune și prize reglabile.

Puterea electrică livrată de turbina cu contrapresiune este strict dependentă de debitul de abur furnizat, ceea ce implică în orice caz funcționarea interconectată cu sistemul energetic.

Regimul de lucru este dictat de consumul de căldură și grupul poate fi folosit ca și centralele hidroelectrice pe firul apei numai la baza curbei de sarcină.

Consumul de mers în gol este ridicat la acest tip de mașină X0 = (0,15 – 0,40) fiindcă raportul presiunilor P1/P2 (fig.3.2.) are valoare mică.

Din această cauză, de îndată ce debitul de abur livrat scade, puterea se reduce rapid.

Turbina cu contrapresiune este o mașină constructiv simplă și ieftină. Din această cauză locul ei în energetică actuală este:

pentru acoperirea cotei de debit constant cerute de consumatorii termici importanți;

pentri instalații de mică însemnătate a căror putere nu este neapărat necesar să fie asigurată pentru sistem.

P1

P2

a) b)

fig.3.2.

a). Contrapresiune simplă;

b). Contrapresiune cu acumulator de căldură

O independență ridicată între puterea electrică și debitul de căldură se poate obține intercalând între ieșirea din turbină și consumator un acumulator de căldură (fig.3.2.b).

Acesta conține un volum de apă în contact cu o pernă de abur. În momentul când debitul spre consumator Dc este mai redus decât debitul din turbină Dt al cărei reglaj este dictat de sarcina electrică, presiunea în acumulator crește și o parte din abur condensează încălzind volumul de apă până la noua entalpie de saturație.

Se acumulează astfel căldura:

Q = M1i1' – M2i2' (kj) unde M1,2 sunt masele de lichid înainte și după perioada tranzitorie, i1,2 entalpia lichidului la saturație, la presiunea de dinainte și după perioada tranzitorie.

Când consumul de abur depășește producția, presiunea scade și o parte din apa acumulatorului se vaporizează.

Consumatorul este racordat la presiunea constantă P2 , prin intermediul unui regulator de presiune, în timp ce turbina lucrează cu o contrapresiune variabiă P2*. Deoarece P2* > P2 rezultă că introducerea acumulatorului atrage după sine o micșorare a indicelui de termoficare și deci a eficienței.

CAPITOLUL IV

STUDIUL SOLUȚIEI DE ALIMENTARE COMBINATĂ CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI CĂLDURĂ FOLOSIND TURBINE CU CONDENSAȚIE ȘI PRIZE REGLABILE

4.1. Eficiența folosirii turbinei cu condensație și prize reglabile

Turbina cu condensație și prize reglabile caută să îmbine cerințele unei presiuni ridicate pentru livrarea de abur tehnologic cu cele ale acoperirii unui consum de încălzire și apă caldă.

Regimul cel mai defavorabil este cel în care prizele nu se încarcă și întreaga putere electrică trebuie produsă în părțile suplimentare de condensație.

Consumul de abur are expresia:

D = D0 + [dt1 · Pp1 + dt2 · Pp2 + dcdCET (P – Pp1 – Pp2)] · 10-3 [t/h] (4.1.)

în care dt1 și dt2 sunt consumurile specifice suplimentare de abur aferente puterii electrice produse prin destinderea aburului prelevat până la presiunea celor două prize reglabile, pp1 și pp2 – puterile electrice corespunzătoare.

Pentru acest tip de turbină se preferă a se lucra cu diafragme de consum de abur a căror construcție este un pic complicată.

În cea ce privește programele de fabricație a turbinelor cu condensație și 2 prize reglabile, acestea prevăd în general în zona puterilor electrice mai mici (până la 10 – 12 [MW]) o scară cu trepte de putere mai apropiată care se distanțează apoi pe măsura creșterii puterii electrice și se rezumă la câteva trepte între 15 și 50 Mw.

La CET echipate cu grupuri cu condensație și prize reglabile, în ipoteza că această CET trebuie să producă anual o energie electrică E > ET și presupunând că CTE (de comparație) s-ar amplasa relativ departe de zona de consum, economia de combustibil anuală poate fi evidențiată relativ de relația:

∆B = ET (bCTE – bt) + Qa (ηrt /ηCT –1/ηc) – EcdCET ·(bCETcd – bCTE) + ∆EbCTE [kcal/an]

unde:

ECETcd = E – ET – este energia electrică care trebuie produsă în regim de condensație în CET, [kWh/an];

bCETcd = consumul specific de căldură pe kWh produsă în CET în CET în regim de condensație

∆E – pierderile de energie electrică la transport din CTE la centrul de consum [kWh/an]

Fenomenul al treilea din relația de mai sus este totdeauna negativ deoarece consumul specific de căldură pentru energia electrică produsă în condensație în CET este superior celui din CTE chiar la puteri unitare și parametrii mai ridicați și grupuri foarte mari.

Din relația de mai sus mai rezultă de ce CET mici cu grupuri de condensație și prize la parametrii celorlalți sau medii nu mai sunt îndreptățite decât în cazuri cu totul speciale sau numai în zone izolate de sistemele electroenergetice.

Ținând seama numai de producția de energie electrică în regim de termoficare pur și neglijând pierderile de transport în varianta producției separate, economia specifică de combustibil medie anuală ∆ba poate fi sub forma:

∆ba = [Kcal/Gcal] (4.2.)

Pentru caracterizarea calitativă a termoficării se urmărește economia specifică de combustibil corespunzătoare livrării debitului de căldură orar nominal qpn, care rezultă din:

∆bpn = [Kcal/Gcal] (4.3.)

sau introducând: ypn =

∆bpn = 143 ypn (bCTE – bt) + [Kcal/Gcal] (4.4.)

Din relația 4.4. rezultă că valoarea lui ∆ppn depinde pe de o parte de caracteristicile CET date de ypn, yc și într-o măsură mai mică de bt, iar pe de altă parte de consumul specific bCTE și randamentul ηCT din instalațiile de prelucrare separată.

Din figura 4.1. rezultă clar influența primului termen al relației 4.4., redând economia de combustibil Δbn, în sensul că pe măsura ridicării parametrilor aburului viu la CTE, diferența (bCTE – bt) redată de diferența ordonatelor între curbele 2 și 1 a devenit sensibil mai mică decât în momentul în care și CTE și CET funcționau cu 35 [atm], 435 [˚C] sau chiar 90 [atm], 500 [˚C] și continuă să scadă pe măsura creșterii parametrilor și puterilor unitare în CTE. Menționarea economiei de combustibil într-o măsură suficientă nu mai este posibilă decât prin creșterea lui ypn, cea ce înseamnă de asemenea parametrii înalți și grupuri puternice în CET. Aceasta cu atât mai mult cu cât și investițiile specifice în CTE (iCTE) au și ele o tendință rapidă de scădere față de care este necesară și reducerea costului specific (iCET) al CET.

kcal/kwh

ηCTE net

3500

3000 25

2500 35

2000 43

1500 45

1000 100

500

40 100 200 300 at (˚C)

(435) (500) (580/565) (650/565)

fig.4.1.

4.2. Consumul specific de căldură al CTE și CET în funcție de parametrii aburului viu

Asupra tuturor acestor probleme, inclusiv orientarea cu privire la părțile de condensație din CET, care constituie problemele esențiale pentru eficacitatea economică a termoficării în noile condiții de dezvoltare ale CTE moderne, trebuie reflectat serios când se va lua o decizie privind echiparea sau stabilirea unor variante de echipare a CET ce alimentează platforma industrială vizată. Pentru a prezenta o imagine de ansamblu a variației economice specifice de combustibil Δbpn se va presupune pentru noile CTE un consum specific mediu anual de 2250 [kcal/kWh], raportat la bornele generatoarelor (cifră mult mai bună decât condițiile curente) iar pentru randamentul mediu anual al cazanelor din CET este de 0,91 și al cazanelor din CT 0,75, cifră medie între cazane mici individuale și CT cu cazane mari. Pe aceste baze, economia specifică de combustibil Δbpn corespunzătoare valorilor yn este redată în figura 4.2. în funcție de parametrii aburului viu și de presiunea la care are loc livrarea debitului de căldură nominal qpn din turbine.

kgcc/Gcal

100

90

80

70

60

50

40

30

20

10

0

2 4 6 8 10 12 at

fig. 4.2. Variația economiei specifice de combustibil

Datorită ipotezelor făcute, valorile lui Δbpn din fig.4.2. cu numai un caracter informativ.

Pentru calculele tehnico-economice în legătură cu o problemă concretă dată, este necesar să se introducă calcule, cifrele valabile actualizate după STAS – urile și perioada în care se efectuează pentru bCTE și ηCT , deoarece valorile acestor indicii influențează mult economia specifică de combustibil care se poate realiza.

De asemenea trebuie ținut seama de influența efectului diminuat al energiei electrice care ar trebui produsă în părțile de condensație ale CET ca și de influența unei ΔE, în caz de transport al energiei la distanță (în varianta CTE).

Un alt aspect ce merită a fi amintit în legătură cu economia de combustibil este în cazul în care centrul de consum al căldurii în varianta de termoficare conduce la un flux mai mare de combustibil decât cel care ar interveni la alimentarea separată cu căldură și acest combustibil este combustibil superior, în varianta de comparație trebuie să presupună ca și CTE respectivă ar produce energie electrică în parte cu același combustibil superior și numai restul cu combustibilul cel mai scump care poate fi economisit ca

ΔB.

După cum se vede, în afara efectelor economice directe ale economiei de combustibil, realizate prin termoficare apar legate de realizarea ei și repercusiuni favorabile asupra structurii balanței generale a combustibililor, cât și asupra repartiției cantitative și calitative a fluxului ei teritorial.

Repercusiuni similare, dar mai puțin adânci pot apărea și la întocmirea balanței electromagnetice și asupra circulației energiei electrice din sistem.

4.2.1. Varianta echipării CET ce alimentează platforma industrială cu un grup cu condensație și două prize reglabile.

Turbina cu condensație și două prize reglabile este prezentată în figura 4.3.a. sau b. Turbina cu prize reglabile are corpurile dimensionate pentru situația limită în care cererea de abur pe priză este maximă

D1p1 D1p1

Dk

Dp

Fig. 4.3.a. Fig. 4.3.b.

Puterea disponibilă în regim de condensație Pk, obținută când prin corpul de joasă presiune trece debitul maxim Dk max , depinde de dimensiunea acestuia. Puterea poate fi mai mică, egală sau mai mare decât puterea disponibilă în regim de termoficare.

puterea disponibilă a turbinei în regim de termoficare este dată exclusiv de CÎP, în CJP circulând numai un debit de abur Dk0 necesar menținerii temperaturii paletajului (răcirii lui).

Puterea disponibilă maximă are loc în momentul când amândouă corpurile sunt complet încărcate cu abur iar la priză se dă consumatorului diferența de debit:

Dp = D1max – Dkmax (4.5.)

Această turbină constituie deci pentru sistemul energetic un mijloc de a avea o rezervă caldă de putere de vârf, folosită imediat în măsura în care consumatorul de căldură poate fi redus temporar.

Se definește puterea adiționată:

Pad = Pmax – PT [kW] (4.6.)

Mărimea puterii adiționale și regimul cu puterea maximă depind de dimensionarea părții de condensație a turbinei (Dk) și de dimensionarea capacității corpului de înaltă presiune.

Dimensionarea optimă depinde de conjunctura în care se află sistemul energetic și consumul specific al centralelor de condensație din sistem.

Într-un prin caz dimensionarea se face pentru Pk = PT (condensație 100 [%]) care corespunde grupurilor instalate în CET din țara noastră tip DSL 50 (a fost deosebit de utilă în perioada când cea mai mare putere unitară și cel mai bun consum specific în condensație era realizat tocmai de aceste mașini, exploatate în acea perioadă în intens regim de folosire a părții de condensație.)

Un al doilea caz este dimensionarea pentru Pk < PT, care corespunde unui sistem energetic puternic, cu centrale de condensație dezvoltate în care utilizarea părții de condensație a turbinelor de termoficare este redusă la perioade scurte. se citează exemplul turbinelor de fabricație cehoslovacă de la CET Craiova la care:

Pk = 35 [MW] pentru PT = 50 [MW]

Un al doilea caz este dimensionarea turbinei cu debitul în corpul de înaltă presiune corespunzător debitului Dkmax cea ce are drept consecință o putere Pk > PT.

Turbina în realitate similară cu o mașină de condensație pură are la partea de joasă presiune o priză pentru termoficare la funcționarea căreia puterea descrește.

4.3. Particularități ale turbinei DSL 50

Turbina cu abur tip DSL 50 este de tipul cu acțiune pe o singură linie de arbori, în două corpuri (înaltă presiune, MP – JP), respectiv două rotoare cuplate elastic.

Corpul de înaltă presiune are 15 trepte de destindere (0 treaptă de reglare și 14 de presiune).

Consumul specific de combustibil convențional pentru producerea energiei electrice realizat în 1995, a fost de 378, 4 [Gcc/kWh] (brut), de 170 [Gcc / kWh] (în generare, termoficare) și de 4235 [Gcc / kWh] (în condensație).

Pentru producerea energiei termice, consumul specific de combustibil convențional, realizat în 1995, a fost de 179,2 [Gcc / kwh].

Corpul de presiune are 9 trepte de destindere (o treaptă de reglare și opt trepte de presiune) iar CJP are 4 trepte de destindere (o treaptă de reglare și 3 de presiune).

Prin urmare turbina are numai 2 rotoare cuplate elastic, iar corpurile sunt în simplu flux.

Fiecare rotor se sprijină pe câte două lagăre astfel că în fața fiecărui corp (CIP, CMP – CJP) se află câte un lagăr radial – axial, iar în cea din spate câte un lagăr radial.

Turbina este prevăzută cu trei batiuri (cutii) pentru lagăre. Cutia din față și intermediară se sprijină pe câte o placă de bază ce permite dilatarea liberă a turbinei spre față, iar cutia din spate se sprijină pe trei plăci de bază (2 fiind amplasate spre turbină și o placă spre generator).

Punctul fix al turbinei se află în placa de bază a CMP – CJP spre generator, astfel că dilatarea carcaselor se face spre lagărul din față.

4.3.1. Funcționarea turbinei DSL 50 sau circulația fluidului de lucru în circuit

Aburul intră prin VIR (ventil de închidere rapidă ) montat în fața turbinei, fiind legat de acesta prin conducte de înaltă presiune.

De la VIR ajunge prin cele 4 conducte de admisie la 4 ventile de reglare montate în 4 camere de abur, sudate la partea din față a carcasei de înaltă presiune.

Ventilele de închidere rapidă, funcționând pe principiul “ tot sau nimic” sunt acționate de un servomor cu ulei și sunt plasate simetric în raport cu axa turbinei, la distanță minimă posibil pentru a reduce volumul de abur dintre acestea și prima treaptă de destindere din CIP micșorând astfel constantele procesului dinamic. Dispunerea simetrică (2 la partea superioară și 2 la partea inferioară) a ventilelor de reglare a CIP pe carcasă, precum și prinderea de deschiderea a acestora conduc la o încălzire uniformă a CIP în regimurile dinamice de funcționare și prelungesc durata de viață prin minimizarea eforturilor termice.

În CIP aburul se destinde de la presiunea de admisie (cc130 bar) până la o presiunea de 13 bar (la funcționarea în regim nominal).

De aici o parte din abur este dirijat spre camera prizei industriale iar cealaltă parte prin 4 ventile de reglare intră în treapta de reglare a CM și JP.

După ce străbate cele 8 trepte de presiune ale CMP și o parte din abur poate fi extras prin priza de termoficare de 1,2 bar, iar restul prin diafragme ce separă CMP de CJP, intră în CJP de unde după destinderea în cele 3 trepte de presiune ajunge în condensator.

Turbina este prevăzută cu 2 prize reglabile:

priza industrială, ce livrează abur cu presiunea de 13 3 [atm].

priza de termoficare de la care se obține abur cu presiune de 1,2 (+1,3; – 0,5) [atm].

Turbina DSL 50 este prevăzută cu 7 prize care alimentează cele 8 preîncălzitoare ale circuitului regenerativ, respectiv 3 PIP – uri, 1 degazor și 4 PJP.

Regimul nominal și maxim al prizei industriale și celui de termoficare sunt stabilite pentru funcționarea turbinei în regim minimal.

4.3.2. Principalele condiții de funcționare ale turbinei DSL 50

Turbina poate funcționa un timp îndelungat la puterea minimală chiar dacă au loc abateri de la parametrii nominali precum:

modificarea concomitentă a parametrilor aburului viu în orice condiții în limitele (125- 135) atm (122,6 – 132,4) bar și (535 – 550) ˚C, dar menținând temperatura apei de răcire de 20 ˚C la intrarea în condensator

creșterea temperaturii apei de răcire la intrarea în condensator până la 33 ˚C, dar menținând debitul apei de răcire la 8000 m3/h și parametrii aburului viu la valoarea nominală.

reducerea concomitentă până la zero a debitelor de abur la cele două prize reglabile, turbina funcționând în regimul de condensație pură.

Turbina poate funcționa în paralel pe ambele prize, prize reglabile, fie cu o turbină similară fie cu o stație de reducere – răcire prevăzută cu reglaj automat deoarece conductele prizelor sunt prevăzute cu clapete de reținere, supape de siguranță pe prizele reglabile și dispozitiv automat de închidere rapidă a clapetelor de reținere pe prizele reglabile.

4.4. Calculul debitului de abur pentru turbina cu priză reglabilă și condensație

fig.4.4.

p0 = 130 bar

t0 = 540 ˚C

pc = 0,05 bar

Din tabelele termodinamicii se citesc:

i0 = 3441 [kj/kg]

s0 = 6,5741 [kj/kg]

i΄pc = 151,5 [kj/kg]

i΄΄pc = 2567 [kj/kg]

s΄pc = 0,520 [kj/kg]

s΄΄pc = 8,328 [kj/kg]

pp = 2 [bar]

Xct = (4.7.)

ipt = f(pp – s0) , unde pp = 2bar

ipt = 2489,03 [kj/kg]

Htp = i0 – ipt = 3441 – 2489,03 = 951,97[kj/kg]

Hreal = ηi · Htp = 0,8 · 951,97 = 761,2679,42 [kj/kg]

ip = i0 – Hreal = 2679,42 [kj/kg]

ict = f(s0 – pc)

S0 = 6,574 [kj/kg]

pc = 0,05 bar ict = 2023,171 [kj/kg]

Hct = i0 – ict = 1417,82 [kj/kg]

HrealC = ηi Hct = 1134,26 [kj/kg]

ic = i0 – HrealC = 2306,73 [kj/kg]

Puterea electrică produsă de turbina cu condensație și priză reglabilă:

pmax = Dmax (i0 – ic)ηm ηg

pmax = 18,621 [MW]

pmed = 16,290 [MW]

pmin = 13,96 [MW]

CAPITOLUL V

CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC PENTRU SOLUȚIA COMBINATĂ DE ALIMENTARE CU ENERGIE ELECTRICĂ ȘI DOUĂ PRIZE REGLABILE

5.1. Schema termică a turbinei DSL 50

Aburul viu produs de generatorul de abur ajunge prin baza colectoare de 140 bar la admisia CIP prin cele două conducte de ÎP.

Pe fiecare din aceste 2 conducte se află câte o vană de linie (VL1 și VL2), împreună cu by-pass-ul acestora (format din 2 ventile pentru fiecare by-pass) permițând încălzirea conductelor între VL și VIR al CIP.

Înainte de admisia în CIP aburul trece printr-un ventil de închidere rapidă (VIR) situat în fața turbinei și care este legat de aceasta prin 4 conducte.

Cele 4 conducte ajung la CIP prin 4 camere de abur în care este dispus câte un ventil de reglare.

După destinderea în CIP o parte din abur este dirijat către consumatorul industrial prin două conducte prevăzute cu clapete de reținere cu acționarea hidraulică și vane de izolare acționate electric, iar în cealaltă parte intră în CMP și CJP prin 4 ventile de reglare, amplasate ca și la CIP în 4 camere de abur.

În cele 2 conducte ale prizei industriale este prevăzut un racord dotat cu vane de izolare spre boilerul de vârf.

Din CIP se fac următoarele prelevări:

priza suplimentară pentru alimentarea consumatorului de 40 [bar]

priza 7 pentru PIP 7

priza 5 pentru alimentarea PIP 5

În continuare se va prezenta schema termică cu EPCs , (fig.5.1.)

PIP 5 este alimentat dintr-una din cele două conducte ale prizei industriale. În corpul de medie presiune se destinde până la presiunea prizei de termoficare.

Aburul ieșit din CMP este preluat, o parte din priza de termoficare, iar cealaltă parte intră prin diafragma de reglare în CJP, de unde, după destindere, ajunge în condensatorul turbinei.

Din camera prizei de termoficare aburul iese prin două conducte, care apoi se unesc într-una singură ce merge la boilerul de bază.

Această conductă este prevăzută cu clapetă de reținere cu acționare hidraulică și vane de izolare (o vană acționată electric by-passată de o vană manuală). De asemenea din conducta care merge spre boilerul de bază, după clapeta de reținere, este prevăzută o ramnificație cu vană electrică de izolare, spre colectorul de 12 bar, din care se alimentează cu abur degazorii de adaos.

Din CMP se fac următoarea prelevări:

priza 4 pentru PJP 4

priza 3 pentru PJP 3

PIP 2 este alimentat dintr-una din cele 2 conducte care ies din camera prizei de termoficare.

CJP este prevăzut cu o singură priză care alimentează PIP 1 aflat fizic în condensator.

Pe conductele de la prizele 2,3,4,54,6,7 spre preîncălzitoare, precum și pe conducta de la priza suplimentară de abur spre SRR 70/40 bar sunt montate clapete de reținere cu acționare hidraulică și vane de izolare acționate electric.

Pe conducta de la priza numărul 1 pentru PJP1 nu sunt prevăzute clapete de reținere și vană de izolare.

Pe conductele prizelor reglabile priza pentru termoficare urbană și priza industrială sunt prevăzute supape de siguranță.

Condensatorul de bază este aspirat din condensatorul turbinei de pompele de condensat principal EPC, dimensionate 3 50% și este refulat prin răcitorii ejectorilor (REJ), răcitorul abur scăpări (RAS), recuperatorul aburului de la labirinții (AL), (PJP1), răcitorul de etanșări (RE), PJP2, PJP3, PJP4 spre degazor.

Pentru funcționarea PCP (pompelor de condensat principal) în limitele acceptabile ale domeniului de lucru, în regimurile de termoficare avansată este prevăzută recircularea condensatului principal la condensator.

În acest scop în circuitul de condensat între (RE) și PJP2 este prevăzut un ventil cu 3 căi care asigură recircularea. Degazorul este alimentat din colectorul de 6 bar și funcționează la presiune fixă.

Apa de alimentare este aspirată din degazor de electropompa de alimentare, schema utilizată este cu colector comun de aspirație pentru EPA, fiind prevăzute 3 pompe de alimentare la două generatoare de abur.

Refularea se face la funcționarea nominală prin PIP – uri spre cazan. Condensatul secundar da la PIP – uri se scurge în cascadă spre degazorul de 6 bar. Condensatul secundar de la PJP 4 se scurge în cascadă în PJP 3 și apoi în PJP 2.

Aici există posibilitatea la funcționarea normală de recirculare a acestui condensat, între PJP 2 și PJP 3.

În acest scop există 2 EPCs, una în funcțiune și una în rezervă, care aspiră condensatul de la PJP 2 și îl reintroduce în linia de preîncălzire.

5.2. Ipoteze generale adoptate

Pe baza caracteristicilor schemei termice a grupului, stabilim presiunile prin turbină pentru notațiile din fig.5.1. Pentru aceasta luăm în considerare pierderile de presiune și entalpie prin conducte.

Debitul de apă de alimentare a fost considerat 105 % din debitul de abur pentru a ține seama de injecțiile pentru reglarea temperaturii șui pierderile de abur la vane, ventile și scăpări labirinți.

Pierderile de presiune pe conductele de abur de la prize TA la preîncălzitoare s-au considerat 3% iar pe conductele GA-TA de 5%.

Am considerat că pe răcitorul ejectorului și răcitorul abur scăpări (REJ+RAS) are loc o creștere de temperatură de cca (5-8) ˚C, pe recuperatorul abur labirinți (RAL) de cca 3 ˚C, iar pe răcitorul etanșărilor o încălzire cu cca 2 ˚C.

Presiunea condensatorului principal la refularea electropompelor de condensat principal (EPC), respectiv în punctul 17 am considerat-o 14 bar în concordanță cu instrucțiunile de exploatare ale turbinei DSL 50.

Electropompele de condensat principal sunt de tipul DN-11-65-315-Aversa bucurești, având un debit de 65 m3/h, înălțimea de refulare de 140 m H2O, puterea electrică a motorului de 75 kw și turația de 3000 rot/min. Randamentul s-a considerat 0,7.

Presiunea apei de alimentare la ieșirea din pompă în punctul 38, am estimat-o la 180 bar, conform caracteristicilor EPA-500-180.

EPA este o pompă centrifugală cu 10 trepte de presiune, cu ax orizontal, fiind antrenată de un motor electric tip TIS. Prin urmare debitul acestei pompe este de 500 t/h iar înălțimea de refulare de 180 bar. randamentul s-a considerat 0,75.

Puterea absorbită este de 3160 kw, iar turația 2985 rot/min. În fiecare aparat de schimb de căldură REJ, RAL, PJP-uri, s-au considerat 1% pierderi de presiune, pe partea de abur și 0,5 bar pe partea de apă și de condensat.

Pentru fiecare aparat se consideră diferențele de temperatură dintre apă și aburul saturat, respectiv condensat, având semnificația din fig. 5.2. astfel: dthpjp = 7 ˚C; dthdeg = 0 ˚C; dt1pjp = 6 ˚C; dt1deg = dtsub = 0,25 ˚C. La degazor, cât și la condensator, a fost luată în considerare o ușoară subrăcire, cu 0,25 ˚C.

t

tp tc

dth tae dt1

tai Q

fig. 5.1.

Diagrama t – Q

Schema nu ia în considerare pierderile de abur la labirinți și tijele ventilului, apa de injecție pentru reglarea temperaturii aburului viu și alte recuperări de căldură.

Am efectuat următoarele ipoteze:

pierderile de presiune pe conducte și în preîncălzitoare constante

diferențele finale de temperatură pe preîncălzitoare – constante

repomparea condensatului la PJP2

randamentele pompelor constante

Debitul de abur viu intrat în turbină este considerat de 370 t/h iar cel livrat de cazan de 380 t/h.

5.3. Estimarea presiunii de condensare

Temperatura medie a apei de răcire trâu = 12 °C, temperatura medie a apei de turn tturn = 27 °C. Consider cota apei de râu Cr = 0,5. Calculez o medie a apei de răcire la intrarea în condensator, respectiv în punctul 54:

bR1 = t(54) = Cr · trâu + (1-Cr) · tturn = 19,5 °C

t [°C]

tc

∆t ∆t

tR1

Q

Fig. 5.2.

Diagrama t-Q permite calculul temperaturii de condensare:

tc = tR1 + ∆t + δt unde: ∆t = 8-12 °C; δt = 3-6 ºC (5.1.)

tC1 = 19,5 + 8 + 3 = 30,5 ºC

tC2 = 19,5 + 12 + 6 = 37,5 ºC

Prin urmare vom avea presiunile: pC1 = 0,0436 bar; pC2 = 0,0469 bar. Aleg o izobară exactă pC = 0,05 bar, pentru care avem temperatura tC = 32,9 ºC. Prin urmare presiunea de condensare, respectiv la ieșirea din turbină (punctul 15) este: pC (15) = 0,05 bar. Condensatul secundar la ieșirea din condensator (punctul 16) va avea presiunea p(16) = 0,05 bar.

Considerând o subrăcire a condensatului de 0,5 ºC, temperatura acestuia va fi :

t(16) = 32,9 – 0,5 = 32,4

Cunoscând presiunea și temperatura din tabelele termodinamice se calculează ceilalți parametrii ai punctului 16:

i16 = i(p16, t16) = 135,65 [kj/kg]

s16 = s(p16 t16) = 0,46945 [kj/kg]

v16 = v(p16 t16) = 0,001 [m3/kg]

Presupun δt = 4 °C ∆t = tc – tR1 – δt = 9,4 ºC, prin urmare temperatura apei la ieșirea din condensator este:

tR2 = tR1 + ∆t = 28,9 [°C] (5.2.)

Presiunea apei la ieșirea din condensator este: p55 = 1,6 bar, iar la intrarea în condensator este p54 = 2,2 bar.

Cunoscând presiunea și temperatura din tabelele termodinamicii se calculează ceilalți parametrii ai punctului 55, rezultând:

i55 = i(p55 , t55) = 121,18 [kj/kg]

s55 = s(p55 , t55) = 0,4213 [kj/kgK]

v55 = v(p55 , t55) = 0,001004 [m3/kg] și ai pnctului 54:

i54 = i(p54 , t54) = 82,18â [kj/kg]

s54 = s(p54 , t54) = 0,2891 [kj/kgK]

v54 = v(p54 , t54) = 0,001001 [m3/kg]

5.4. Calculul destinderii aburului în turbină

Conform datelor din " Instrucțiuni de exploatare pentru turbina DSL 50" se pot estima o serie de parametrii termohidraulici.

Presiunea aburului viu înainte de VIR, în punctul 2: p2 = 127,57 bar. Considerând o pierdere de presiune la ieșirea din cazan până la intrarea în VIR de cca ∆p ~ (5 – 6) %, se estimează presiunea aburului produs de generatorul de abur, punctul 1: p1 = 135 bar.

Temperatura aburului viu produs de cazan este limitativă pentru turbină, fiind:

t1 = 540 °C. Cunoscând p și t, din tabelele termodinamice se calculează ceilalți parametrii ai punctului 1:

i1 = i(p1 , t1) = 3438 [kj/kg]

s1 = s(p1 , t1) = 6,5557 [kj/kgK]

v1 = v(p1 , t1) = 0,025251 [m3/kg]

Pe conducta cazan-turbină, între punctele 1 și 2 am estimat o pierdere de entalpie: ∆icaz,turb = 3 kj/kg. Cu aceasta, entalpia aburului la intrarea în VIR, punctul 2:

i2 = i1 – ∆icaz,turb = 3438 – 3 = 3435 [kj/kg] cunoscând p și i rezultă: (5.3.)

t2 = t(p2 , i2) = 535,8 [ºC]

s2 = s(p2 , i2) = 6,5755 [kj/kgK]

v2 = v(p2 , i2) = 0,0267 [m3/kg]

În VIR și VR are loc un proces de laminare cu o pierdere de presiune de ~ 0,5 bar astfel că presiunea și entalpia la intrarea în turbină, punctul 3 sunt:

p3 = p2 – 0,5 = 127 [bar]

i3 = i2 3435 kj/kg cunoscând p3 și i3 rezultă:

t3 = t(p3 , i3) = 535,59 [ºC]

s3 = s(p3 , i3) = 6,5771 [kj/kgK]

v3 = v(p3 , i3) = 0,026806 [m3/kg]

Presiunea aburului la priza ultimului PIP o estimez în funcție de valorile pentru regimul de debit maxim admis în turbină la 46 bar, astfel că: p5=46 bar.

Pentru a estima presiunea în camera treptei de reglare, pc. 4, am avut în vedere că priza 7, ce alimentează PIP7, se găsește după treapta a noua și consider că pe treapta de reglare căderea teoretică de entalpie este dublă față de treptele de presiune.

∆iTR=i3-i(p5,s3)=61,5 [kj/kg] (5.4.)

Presiunea care asigură o astfel de cădere este de cca 104 bar, p4=104 bar căreia îi corespunde o cădere teoretică de entalpie de :

∆iTR=i3-i(p4, s3)=65,2 [kj/kg]. (5.5.)

Randamentul treptei de reglare: MTR=0,756, deci entalpia reală la ieșirea din treaptă va fi: i4=i3-MTR∆iTR=3385,7 [kj/kg].

Astfel încât parametrii aburului la ieșirea din TR, pc4:

p4=104 [bar]

i4=3385,7 [kj/kg]

t4=t(p4,i4)=506,45[oC]

s4=s(p4,i4)=6,597 [kj/kgK]

v4=v(p4,i4)=0,03173 [m3/kg]

Randamentul treptelor de presiune din CIP îl estimez:MTP CIP = 0,834.

Din datele despre turbină avem:

debitul la PIP7→d27=22t/h=6,11[kg/s]

debitul la PIP6→d26=17t/h=4,72 [kg/s]

debitul la ieșirea din CIP este d7=d4-d27-d27=91,95 [kg/s]

Presiunea aburului la prizele din CIP, conform cu datele despre turbină este:

la PIP7: p5=46 [bar]

la PIP6: p6=26 [bar]

la PIP5: p7=13 [bar]

Entalpia reală la ieșirea din CIP va avea valoarea: i7=i4-HtTPMTPCIP=2923,5 [kj/kg].

Cunoscând p7 și i7 avem:

t7=t(p7,i7)=246,84 [oC]

s7=s(p7,i7) = 6,775 [kj/kg]

v7 = v(p7,t7) = 0,175 [m3/kg]

Cunoscând randamentul pe treptele de presiune din CIP și având estimate presiunile la prizele PIP 7 PC 5 și PIP 6, PC 6 se calculează entalpia în aceste puncte:

i5 = i4 – (i4 – i(p5 , s4))ηTPCIP = 3181,3 [kj/kg]

i6 = i4 – (i4 – i(p6 , s4))ηTPCIP = 3056,2 [kj/kg], cunoscând p5 și i5 rezultă:

t5 = t(p5 , i5) = 390,94 [ºC]

s5 = s(p5, i5) = 6,6591 [kj/kgK]

v5 = v(p5, i5) = 0,06215 [m3/kg], cunoscând p6 și i6 rezultă:

t6 = t(p6 , i6) = 320,92 [ºC]

s6 = s(p6, i6) = 6,707 [kj/kgK]

v6 = v(p6, i6) = 0,099 [m3/kg]

Pe conducta dintre CIP și CMP consider o pierdere de presiune de 2% și o pierdere de entalpie de 1,5 kj/kg astfel încât în punctul 8 avem:

p8 = p7 · 0,98 = 12,74 [bar]

i8 = i7 – 1,5 = 2922 [kj/kg]

t8 = t(p8, i8) = 245,74 [°C]

s8 = s(p8 , i8) = 6,781 [kj/kgK]

v8 = v(p8, i8) 0,1789 [m3/kg]

Presiunea la priza ultimului PJP o estimez în funcție de valorile pentru regimul de debit maxim admis în turbină și cu o extracție de debit la priza industrială de 100 t/h la p10 = 5,5, bar.

Pentru a estima presiunea în camera treptei de reglare din CMP, pc9, am în vedere că priza 4, ce alimentează PJP 4 se găsește după treapta 20, respectiv după trei trepte din CMP și consider că pe treapta de reglare căderea teoretică de entalpie este dublă față de treptele de presiune.

Prin urmare avem:

∆iTRCMP = i8 – i(p10 , s8 ) = 86,45 [kj/kg]

Presiunea care asigură o astfel de cădere este de cca 8,7 bar astfel că aleg:

pg = 8,7 bar căruia îi corespunde o cădere teoretică de entalpie de : ∆iTR = 84,73 [kj/kg]

Entalpia randamentului treptei de reglare din CMP ηTRCMP = 0,79. Pentru a estimarea debitului de abur ce intră în CMP am considerat că:

debitul de abur intrat în CIP este d3 = d4 = 102,78 [kg/s]

debitul de abur la PIP 7 este d26 = 4,611 [kg/s]

debitul de abur la PIP 6 este d26 = 4,72 [kg/s]

debitul de abur la PIP 5 este d25 = 5 [kg/s]

suma debitelor de abur necesare degazării apei de alimentare și livrat termoficării la boilerul de vârf (BV) este de 60 t/h : d8 = 102,78 – 6,11 – 4,72 – 5 – 16,66 = 70,21 [kg/s]

entalpia la ieșirea din TR va fi: i9 = i8 – ηTRCMP · ∆ITRCMP = 2854,9 [kj/kg]

Astfel încât parametrii aburului la ieșirea din treapta de reglare a CMP, Pc9, sunt: p9 = 8,7 [bar], i9 = 2854,9 [kj/kg] rezultă: t9 , s9, v9 = f(p9 , i9), deci t9 = 208,73[°C], s9 = 6,817 [kj/kgK], v9 = 0,2442 [m3/kg].

Estimez randamentul pe treptele de presiune ale CMP : ηTPCMP = 0,867, presiunea aburului la prizele CMP, conform cu datele despre turbină:

la PJP 4: p10 = 5,5 [bar]

la PJP 3: p11 = 2,8 [bar]

Căderea teoretică pe treptele de presiune din CMP este:

HTPCMP = i9 – i(p12 , s9) = 340,83 [kj/kg] (5.6.)

i12 = i9 – HtTP · ηTPCMP = 2559,3 [kj/kg], cunoscând p12 și i12 rezultă: (5.7.)

t12 = t(p12 , i12) = 3107,14 [ºC]

s12 = s(p12, i12) = 6,6591 [kj/kgK]

v12 = v(p12, i12) = 1,249 [m3/kg]

Cunoscând randamentele pe treptele de presiune din CMP și având estimate presiunile la prizele PJP 4, punctul 10 și PJP 3 punctul 11 se calculează entalpia în aceste puncte:

i10 = i9 – (i10 – i(p9 , s9))ηTPCIP = 2775,9 [kj/kg]

i11 = i9 – (i9 – i(p11 , s9))ηTPCIP = 2670,2 [kj/kg], cunoscând p10 și i10 rezultă:

t10 = 165,88 ºC, s10 = 6,847 [kj/kgK]

v10 = 0,352 [m3/kg]

Din punctele calculate mai sus analog se va face și calculul punctelor următoare ,rezultatele fiind afișate tabelar:

5.5. Calculul circuitului de preîncălzire regenerativă și determinarea debitelor de abur necesare pentru preîncălzirea regenerativă

Acest calcul are ca scop determinarea debitelor de abur necesare pentru preîncălzirea apei și condensatului principal.

Ipotezele principale avute în vedere sunt:

pe traseul turbină – preîncălzitor au loc pierderi de presiune estimate la 3% din presiunea inițială și pierderi de entalpie de cca 2kj/kg;

temperatura agentului secundar (apă de alimentare sau condensat principal) la ieșirea din preîncălzitor este mai mică cu ∆th=7oC decât temperatura de saturație corespunzătoare presiunii aburului (agentul primar) la intrarea în aparat;

condensatul secundar la ieșirea din aparat are o temperatură mai mare cu ∆tc = 6 ºC decât temperatura apei la intrarea în aparatul respectiv;

pierderea de presiune în preîncălzitoare este de 0,5 bar pe partea de agent secundar și de 1% pe partea de agent primar;

pe răcitorul ejectorului și răcitorul abur scăpări are loc o creștere de temperatură de cca 6 °C, pe recuperatorul abur labirinți (RAL) de cca 3 ºC iar pe RE o încălzire mai mare cu cca 2 °C;

presiunea condensatului principal la refularea electropompelor de condensat principal (EPC), respectiv în punctul 17 am considerat-o 14 bar;

presiunea apei de alimentare la ieșirea din pompă, în punctul 18 am estimat-o la 180 bar;

randamentul EPA a fost considerat 0,82, cel EPC de 0,78 iar al EPCs de 0,76;

subrăcirea apei în degazor și în condensator de 0,5 °C;

debitul apei de alimentare și aburul la cazan a fost considerat 380 t/h = 10,56 kg/s;

debitul de abur la intrarea în turbină l-am considerat 260 t/h = 102,78 kg/s;

returul de la termoficare intră în BB cu presiunea de 12 bar și temperatura de 50 ºC, iar în boilere pierderea de presiune pe partea de agent secundar este de 0,5 bar și agent primar de 1%;

diferențele terminale de temperatură între agentul secundar la ieșire și aburul saturat sunt considerate 15 °C pentru BV și 7 °C pentru BB.

Cu ipotezele de mai sus, parametrii aburului la intrarea în preîncălzitoare sunt:

intrare PIP 7:

p27 = 0,97p5 = 44,62 [bar]

i27 = i5 – 2 = 3181,3 – 2 = 3179,3 [kj/kg] rezultă:

t27 = 389,07 °C, s27 = 6,669 [kj/kgK], v27 = 0,0639 [m3/kg]

intrarea în PIP 6:

p26 = 0,97 p6 = 25,22 [bar]

i26 = i6 – 2 = 3056,2 – 2 = 3054,2 [kj/kg] rezultă:

t26 = 319,22 °C, s26 = 6,717 [kj/kgK], v26 = 0,1022 [m3/kg]

intrarea în PIP 5:

p25 = 0,97 p7 = 12,61 [bar]

i25 = i7 – 2 = 2921,5 [kj/kgK] rezultă:

t25 = 245,3 °C, s25 = 6,785 [kj/kgK], v25 = 0,1807 [m3/kg]

Intrare în degazor, alimentat din bara de 6 bar, considerând tot o pierdere de 3% din presiune și 3 kj/kg din entalpie rezultă:

p30 = 0,97 · 6 = 5,82 [bar]

i30 = i7 -3 = 2920,5 [kj/kg]

t30 = t(p30 , i30) = 232,5 [°C], s30 = 7,125 [kj/kg], v30 = 0,3916 [m3/kg]

Intrare în BV termoficare, alimentarea de la ieșirea din CIP, considerând tot o pierdere de 3% din presiune și 3 kj/kg din entalpie rezultă:

p29 = 0,9 p7 = 0,97 · 13 = 12,61 [bar]

i29 = i7 – 3 = 2920,5 [kj/kg]

t29 = t(p29 , i29) = 244,87 [ºC], s29 = 6,783 [kj/kg], v29 = 0,1805 [m3/kg]

intrarea în PJP 4:

p24 = 0,97 p10 = 5,335 [bar]

i24 = i10 – 2 = 2773,9 [kj/kg]

t24 = t(p24 , i24) = 164,46 [ºC], s24 = 6,855 [kj/kgK], v24 = 0,362 [m3/kg]

Analog cum s-a calculat mai sus vom face calculul pentru PJP 3, PJP2, PJP 1 și datele vor fi trecute în tabelul de mai jos:

5.5.1. Parametrii agentului secundar (apă sau condens principal) la ieșirea din preîncălzitoare:

Ținând cont de ipotezele anterioare:

ieșirea apei din PIP 7:

p41 = p38 – 3 · 0,8 = 180 – 1,5 = 178,5 [bar]

t41 = tsat (p27) – 7 = 249,89 [°C]

i41 = 1085 [kj/kg] , s41 = 2,761 [kj/kgK], v41 = 0,001228 [m3/kg]

ieșirea apei din PIP 6:

p40 = p38 – 2 · 0,5 = 179 [bar]

t40 = tsat (p26) – 7 = 217,4 [ºC]

i40 = 936,31 [kj/kg], s40 = 2,466 [kj/kgK], v40 = 0,00116 [m3/kg]

ieșirea apei din PIP 5:

p37 = p38 – 0,5 = 179,5 [bar]

p39=tsat(p25)-7=183,21[oC]

i39=285,52 [kj/kg]

s39=2,147 [kj/kgK]

v39=0,001118 [m3/kg]

ieșirea apei din degazorul de 6 bar, ținând seama de subrăcirea de 0,5 oC și o pierdere de presiune de 1% față de presiunea aburului din degazor, este:

p37=0,99·p3005,761 [bar]

t37=tsat(p30)-0,5=157,1[oC]

i37=i(p37, t37)=662,86 [kj/kg]

s37=1,913[kj/kgK]

v37=0,00109 [m3/kg]

În electropompa de alimentare (EPA) apa suferă o comprimare (cum se observă din fig. 5.4) astfel încât entalpia apei la ieșire, ținând seama de randamentul acesteia ηEPA i [kj/kg] = 0,82.

i38 p38 = 180 [bar]

i38t

p37 =5,7618[bar]

i37

s37 s38 s [kj/kgK]

fig. 5.4.

(Comprimarea apei în pompa de alimentare)

p38 = 180 [bar]

i38t = i(p38, s38) = 681,74 [kj/kg]

i38 = i37 + (i38t – i37) / ηEPA = 685,88 [kj/kg] Ceilalți parametri devin:

t38 = t(p38, i38) = 160,07 [oC]

s38 = s(p38, i38) = 1,923 [kj/kgK]

v38 = v(p38, i38) = 0,00109 [m3/kg]

Parametrii condensatului principal, la ieșirea din condensator sunt:

p16 = 0,05 bar, t16 = tsat(p15) – 0,5 32,5 [°C] rezultă:

i16 = 135,64 [kj/kgK]

s16 = 0,4694 [kj/kgK]

v16 = 0,001005 [m3/kg]

În principal, condensatorul principal suferă o comprimare de la presiunea de ieșire din condensator 0,05 bar până la presiunea de ieșire din EPC (14 bar), cum se observă din figura 5.5. astfel încât entalpia apei la ieșire ținând seama de randamentul acesteia (η = 0,78) este:

i [kj/kg]

i17 p17 = 14 [bar]

i17t

i16 p16 = 0,05 [bar]

s16 s17 s [kj/kgK]

fig. 5.5.

(Comprimarea apei în pompa de condensat principal)

p17 = 14 [bar], i17 = i(p17 , s16) = i(14 bar , 0,469 kj/kgK) = 137,45 [kj/kg], rezultă:

t17 = t(p17 , i17) = 32,53 [°C]

s17 = 0,470 [kj/kgK]

v17 = 0,0010045 [m3/kg]

Ținând seama de estimarea pierderilor de presiune în preîncălzitoare (0,5 bar), că după PJP 2, are loc repomparea condensatului secundar și în loc recuperarea condensatului da la BB, celelalte presiuni ale condensatului sunt:

p18 = p17 – 0,5 = 14 – 0,5 = 13,5 [bar]

p19 = p18 – 0,5 = 13 [bar]

p31 = p19 – 0,5 = 12,5 [bar]

p32 = p31 – 0,5 = 12 [bar]

p33 = p32 – 0,5 = 11,5 [bar], p34 = 11,5 [bar], p35 = 11 [bar], p36 = 10,5 [bar]

intrarea apei în PJP 4:

p36 = 10,5 [bar] și t36 = tsat(p24) – 7 = 154,3 – 7 = 147,3[ °C] rezultă:

i36 = i(p36 , t36) = 620,73 [kj/kg]

s36 = 1,8135 [kj/kgK]

v36 = 0,001 [m3/kg]

ieșirea apei din PJP 3:

p35 = 11 [bar] și t35 = tsat (p23) – 7 = 130,18 – 7 = 123,18 [°C ] rezultă:

i35 = i(p35 , t35) = 517,82 [kj/kg]

s35 = 1,561 [kj/kgK]

v35 = 0,001063 [m3/kg]

Ieșirea apei din PJP 2, egală practic cu cea a apei turului de termificare la ieșirea din BB considerând aceeași diferență terminală de temperatură și o presiune a apei de rețea practic egală cu a condensatului.

P33 = 11,5 [bar] și t33 = 99,25 [°C] rezultă:

i33 = i(p33 , t33) = 416,55 [kj/kg]

s33 = 1,297 [kj/kgK]

v33 = 0,00104 [m3/kg]

Ieșirea apei din PJP 1, unde date fiind grosimile mult mai mici ale pereților țevilor consider o diferență de temperatură mult mai mică (2,7 °C) între apă și temperatura de saturație a aburului.

p31 = 12,5 [bar] și t31 = tsat (p21) – 2,7 = 70,01[ °C]

i31 = i(p31 , t31) = 293,83 [kj/kg]

s31 = 0,9541 [kj/kgK]

v31 = 0,0010224 [m3/kg]

Ieșirea apei din RAS și REJ are loc la o temperatură cu cca 6 °C mai mare decât intrarea datorită recuperării căldurii din condensatul de la ejector și scăpări de la vanele de joasă presiune:

p18 = 13,5 [bar] și t18 = t17 + 6 = 38,53 [°C ] rezultă:

i18 = i(p18 , t18) = 162,42 [kj/kg]

s18 = 0,551 [kj/kgK]

v18 = 0,001006 [m3/kg]

Ieșirea apei din RAL (are loc la o temperatură cu cca 3 °C mai mare decât intrare):

p19 = 13 [bar] și t19 = t18 + 3 = 38,53 + 3 = 41,53 [°C]

i19 = i(p19 , t19) = 174,9 [kj/kg]

s19 = 174,9 [kj/kgK]

v19 = 0,0010078 [m3/kg]

Ieșirea apei din RE cere loc la o temperatură cu cca 2 °C mai mare decât intrarea datorită recuperării căldurii din condensatul de la diversele etanșări și scurgeri VIR și VR:

p32 = 12 [bar] și t32 = t31 + 2 = 72,01 [°C]

i32 = i(p32 , t32) = 302,16 [kj/kg]

s32 = 0,9785 [kj/kgK]

v32 = 0,00102 [m3/kg]

Ieșirea din boilerul de vârf (BV) a apei din rețeaua de termoficare, considerând o diferență terminală preparat de cca 15 ºC:

p53 = p52 – 0,5 = 11 [bar] și t53 = tsat (p29) – 15 = 142,65 [°C] rezultă:

i53 = i(p53 , t53) = 600,83 [kj/kg]

s53 = 1,765 [kj/kgK]

v53 = 0,001082 [m3/kg]

De menționat că temperatura la ieșirea din BV este cea impusă de condensator (platforma industrială) și se poate regla prin stația de reducere-răcire, deoarece acest boiler nu este alimentat în realitate direct de la ieșirea din turbină (priza industrială).

Intrarea în BB a apei din rețeaua de termoficare se consideră că are loc la temperatură de 50 °C și presiune de 12 bar, astfel că:

I51 = i(p51 , t51) = 210,17 [kj/kg]

S51 = 0,702[ kj/kgK]

V51 = 0,00101 [m3/kg]

Ieșirea din BV a condensatului se face la o temperatură mai mare cu cca 10 °C decât temperatura agentului secundar la intrare și cu o pierdere de presiune de cca 1%, astfel încât:

p50 = 0,99 · p29 = 5,761 [bar] și t50 = t52 + 10 = 109,25 [°C] rezultă:

i50 = i(p50 , t50) = 458,37 [kj/kg]

s50 = 1,409 [kj/kgK]

v50 = 0,001051 [m3/kg]

i49 = i(p49 , t49) = 251,05 [kj/kg]

s49 = 0,830 [kj/kgK]

v36 = 0,001017 [m3/kg]

De menționat că introducerea condensatului de la boilerele de termoficare în schema de preîncălzire se face cu ajutorul unor pompe care ridică presiunea cel puțin până la cea a condensatului din punctul de introducere, astfel încât neglijând aportul pompelor avem:

p49 = p34 = 11,5 bar și t49 = 60 [°C] rezultă:

i49 = i(p49 , t49) = 251,4 [kj/kg]

s49 = 0,828 [kj/kgK]

v49 = 0,001016 [m3/kg]

5.5.2. Parametrii punctelor de calcul pe partea condensatului secundar

ieșirea condensatului secundar din PIP 7:

p42 = 0,99 · p27 = 44,174 [bar] și t42 = t40 + 6 = 223,4 [ºC] rezultă:

i42 = i(p42 , t42) = 959,36 [kj/kg]

s42 = 2,545 [kj/kgK]

v42 = 0,001193 [m3/kg]

ieșirea condensatului secundar din PIP 6:

p43 = 0,99 · p26 = 24,968 [bar] și t43 = t39 + 6 = 189,21 [ºC]

i43 = i(p43 , t43) = 804,12 [kj/kg]

s43 = 2,226 [kj/kgK]

v43 = 0,001139 [m3/kg]

ieșirea condensatului secundar din PIP 5:

p44 = 0,99 · p25 = 12,484 [bar] și t44 = t38 + 6 = 166,07 [ºC] rezultă:

i44 = i(p44 , t44) = 701,86 [kj/kg]

s44 = 2,0022 [kj/kgK]

v44 = 0,001109 [m3/kg]

ieșirea condensatului secundar din PJP 4:

p45 = 0,99 · p24 = 5,2817 [bar] și t45 = t35 + 6 = 129,18 [°C]

i45 = i(p45 , t45) = 542,95 [kj/kg]

s45 = 1,625 [kj/kgK]

v45 = 0,001069 [m3/kg]

Cu ipotezele făcute anterior încep efectuarea bilanțului pentru determinarea debitelor de abur extrase din turbină pentru preîncălzire, începând cu PIP – le și continuând cu PIP – le.

Pentru aceasta se are în vedere că debitul de apă de alimentare preîncălzit (cel care iese din degazor, întră în generatorul de abur).

d41 = d40 = d39 = d38 = d37 = d1 = 380 t/h = 105,56 [kg/s] (5.8.)

41

PIP 7

27

42

PIP 6

26

43 PIP 5 25

38

EPA

37

fig. 5.7.

Schema PIP – urilor

Conform schemei de mai sus, ecuația de bilanț se scrie:

PIP 7:

d27i27 + d40i40 = d42i42 + d41i41 dar d42 = d27, d41 = d40 rezultă (5.9.)

d27 = d41(i41 – i40) / (i27 – i42) = 7,091 [kg/s] (5.10.)

iar debitul de condensat ieșit din PIP 7:

d42 = 7,0915 [kg/s]

PIP 6:

d26i26 + d39i39 + d42i42 = d26i43 + d42i43 + d40i40 rezultă :

d26 = (d40(i40 – i39) – (d42(i42 – i43)) / (i26 – i43) = 6,584 [kg/s] iar debitul condensat secundar: d43 = d42 + d26 = 13,676 [kg/s]

PIP 5:

d25i25 + d38i38 + d43i43 = d25i44 + d43i44 + d39i39 → d25 = 4,108 [kg/s] condensatul secundar ieșit din PIP 5:

d44 = d43 + d25 = 13,676 + 4,1086 = 17,785 [kg/s]

pentru degazor: d36 = d37 – d44 – d30

d30i30 + d44i44 + d37i37 – d44i36 – d30i36 = d37i37 → d30 = = 1,304 [kg/s] (5.11.)

iar debitul de condensat secundar intrat în degazor este:

d36 = d37 – d30 = 105,56 – 17,785 – 1,306 = 86,46 [kg/s]. Acest debit este egal cu cel care intră și iese din PJP 3 PJP 4 astfel că:

d34 = d35 = d36 = 86,469 [kg/s]

44 36 24 23 49 22 21

30 35 34 33 32 31

37 PJP 4 PJP 3 47 RE PJP 1 20

EPCs

Fig. 5.7.

Schema PJP – urilor

PJP 4:

d24i24 + d35i35 = d45i45 + d36i36 unde d45 = d24 (5.12.)

d24 = d36(i36 – i35) / (i24 – i45) = 3, 9886 [kg/s]

d45 = d24 = 3,988 [kg/s]

PJP 3:

d23i23 + d34i34 + d45i45 = d35i35 + d45i46 + d23i46 (5.13.)

d23 = {[d35(i35 – i34) – d45(i45 – i46)]} / (i23 – i46) = 5,64 [kg/s]

d46 = d45 +d23 = 9,63 [kg/s]

d33 = d34 – d49 – d46 -d22

PJP 2:

d22 i22 + (d34 – d49 – d46) i32 – d22 + d46i46 = d46i47 + d22i47 + (d34 -d49 – d46) i33 – d22i33rezultă:

d22 = 2,4461 [kg/s]

d33 = d32 = d31 = d19 = d18 = d17 = d16 = d34 – d49 – d46 – d22 = 40,28 [kj/s]

PJP 1:

d21i21 + d19i19 = d20i19 + d31i31; d20 = d21 (5.13.)

d21 = d31(i31 – i19) / (i21 – i20) = 2,159 [kg/s]

d20 = d21= 2,159 [kg/s]

5.6. Calculul indicilor specifici

Calculul are ca scop determinarea principalilor indicatori specifici de eficiență energetică.

Căldura primită de abur la sursa caldă:

Q1 = d1(i1 – i4) = 105,56(3438 – 1085,4) = 248338,8 [kW] (5.14.)

Pierderea de căldură pe conducte:

Qcd = d1(i1 – i3) = 105,56(3438 – 3435,02) = 316,68 [kW] (5.14.)

Căldura intrată efectiv în turbină:

Q1t = Q – Qcd = 248338,8 – 316,68 = 248022,12 [kW] (5.15.)

Puterea dezvoltată la cupla turbinei

Pt = d3(i3 – i5) + (d3 – d27)(i5 -i6) + (d3 – d27 – d26)(i6 – i7) +d8(i8 – i10) + (d8 – d24)(i10 – i11) + (d8 – d24 – d23)(i11 – i12) +d13(i13 – i14) + (d13 – d21)(i14 – i15) = 51511,16 [kW] (5.16.)

Puterea electrică la bornele generatorului electric este:

Pe = Pk · ηm · ηg = 49,466 [MW]. (5.17.)

CAPITOLUL VI

CALCULUL ALIMENTĂRII CU ENERGIE ELECTRICĂ A POMPEI DE ALIMENTARE

Din capitolul V am stabilit că motorul pompei de alimentare absoarbe o putere de 3160 kw. Debitul pompei de alimentare este de 500 t/h, tensiunea de alimentare este de 6 kV.

Prin urmare:

Pn = 3160 [kW]

Un = 6 kV, cos φ = 0,9

n = 2985 [rot/min]

6.1. Alegerea și verificarea secțiunii conductoarelor electrice

Rețeaua electrică ce asigură alimentarea cu energie electrică a oricărui receptor (consumator) trebuie să prezinte siguranță în funcționare, pentru a nu periclita viața personalului de exploatare și pentru a proteja instalația împotriva pericolului apariției unor incendii sau explozii.

Una din condițiile care trebuiesc îndeplinite în acest scop este alegerea corectă a secțiunii conductoarelor.

Dimensionarea secțiunii conductoarelor se poate face pe baza unor criterii tehnice și economice.

Criteriile tehnice au drept scop să asigure încălzirea maximă admisă, căderea maximă de tensiune, stabilitatea în regim de scurtcircuit, rezistență mecanică maximă.

Criteriile economice au în vedere realizarea unor pierderi minime de putere în rețea, realizarea unui consum minim de material conductor.

Pentru alegerea secțiunii conductoarelor electrice este necesar să se cunoască natura consumatorului și locul de amplasament.

Cablurile electrice se încălzesc prin efect joule și sub acțiunea radiațiilor termice (solare sau a instalațiilor termice), pierderilor în dielectric, ecran sau armături. Creșterea temperaturii peste anumite limite poate produce modificarea proprietăților fizico-mecanice sau degradarea izolației. Pot apărea oxidări locale însoțite de creșterea rezistenței de contact.

Secțiunea conductoarelor o aleg astfel încât temperatura să nu depășească valoarea maximă admisă de (50-80) ºC . Valoarea maximă a curentului electric pentru care temperatura de regim a conductoarelor și echipamentelor din instalații rămâne sub limita admisă și se poate determina prin calcul în funcție de regimul de funcționare a motorului, secțiunea conductoarelor, natura materialului izolator și temperatura mediului ambiant.

Calculez curentul cerut, ce trebuiesc vehiculat prin conductor pentru alimentarea motorului pompei de alimentare:

Ic = unde (6.1.)

cos φ = 0,90 – factorul de putere

Pc = 3200 [kW] – puterea motorului

Un = 6 [kV] – tensiunea de alimentare

η = 0,92 – randamentul motorului

Ic = 371,88 [A]

Din tabele, în funcție de tipul cablului aleg secțiunea standardizată astfel încât:

Iad Ic , Iad = 375 [A]

Aleg secțiunea cablurilor de alimentare a motorului pompei de alimentare cu secțiunea Sc = 150 mm2. Cablul ales este de tipul ACYHSY cu izolație din PVC conform STAS 2278 – 77, cu nc = 3 (număr de conductoare) unde:

C – cablu, A – conductor din Al, Y – izolație PVC, Ab – armătură din oțel

6.2. Alegerea aparatelor de comutație și protecție

În rețelele de joasă tensiune pot circula în mod accidental în afara curenților ceruți și de vârf, supracurenți datorați unor scurtcircuite sau suprasarcini.

Împotriva acestora, instalațiile electrice trebuie protejate prin dispozitive corespunzătoare.

Receptoarele (motoarele) pot influența instalația, fiind cauza producerii scurtcircuitului prin defecte interne de izolație, prin scăderea tensiunii la borne sau fiind afectate prin scurtcircuit, prin efectul termic și electrodinamic al curentului de scurtcircuit.

Motoarele sunt protejate și la curenți de suprasarcină aceștia nesolicitând în mod deosebit rețeaua.

În figura 6.1. este prezentată schema generală de distribuție ce am ales-o pentru alimentarea pompei de alimentare:

De la trafo R

20/6 kV s

T

I N

F

K1

e1

fig.6.1.

e1 – relee termice

k – contactor

F1 – siguranțe fuzibile

Alegerea întrerupătoarelor

Întrerupătoarele automate se utilizează pentru protecția împotriva suprasarcinilor, scurtcircuitelor și la scăderea tensiunii în instalațiile electrice industriale.

Întrerupătoarele automate sunt echipate cu declanșatoare termice și electromagnetice pe cele 3 faze și declanșatoare de minimă tensiune.

Aleg întrerupător OM 6 cu următoarele caracteristici:

Tipul întrerupătorului: OM 6 – 375

Un = 6 [kV]

Tensiunea maximă Un,max = 7,2 [kV]

Tensiunea de încercare la frecvența industrială Un,înc. = 27 [kV]

Curentul nominal 375 A

Capacitatea de conectare nominală la 1,1 Un și cosφ = 0,35, Icon = 2000 [A]

Rezistența la uzură electrică 3 104 cicluri

Timpul total de închidere tî = 0,1 [s]

Timpul de deschidere tdesc = 0,1 [s]

Forța de apăsare în contactele principale F = 2 [daN]

6.3.1. Alegerea siguranțelor fuzibile

Valorile curenților nominali ai fuzibilelor la aleg cât mai reduse pentru asigurarea sensibilității protecției, dar în același timp să nu întrerupă funcționarea instalațiilor la suprasarcini de scurtă durată date de utilajul antrenat sau în cazul pornirii motoarelor electrice.

Se știe că motoarele electrice asincrone absorb la pornire un curent mai mare decât curentul nominal.

Ip = KpIn unde: Kp = (5-7)In la motoarele asincrone cu rotorul în scurtcircuit

Ip = 5 · 375 = 1875 [A] (6.2.)

Se calculează valoarea curentului fuzibilului cu relația:

Ifc = Ip / Cs = 937,5 A ; Cs = coeficient de siguranță pentru pornirea grea (1,6 – 2)

Aleg siguranță fuzibilă de tip SFn cu următoarele caracteristici:

In = 1000 [A] – curentul fuzibilului nominal

Un = 6 [kV]

Gabaritul (670 875 453) [mm]

6.3.2. Alegerea contactoarelor

Contactoarele sunt aparate de comutație care au capacitatea de rupere redusă și frecvența de conectare mare.

Ele asigură și protecția circuitului la minimă tensiune (prin bobina contactorului). Alegerea tipului de contactor se face în funcție de parametrii electrici și de lucru ai circuitului și de condițiile de mediu.

Parametrii electrici sunt: tensiunea, curentul de sarcină maximă, puterea, tensiunea de comandă.

Aleg contactor ținând seama de condițiile:

Un > Ums ; 10 kV > 6 [kV]

In > Ism ; 1000 A > 937,5 [A]

Tipul CAM (contactor în aer pentru acționarea motoarelor)

Dispozitiv de acționare: EM (electromagnet de acționare).