STADIUL ACTUAL AL DEZVOLTĂRII AL CENTRALELOR ÎN CONDENSAȚIE bla [310668]

Cuprins :

CΑPIΤОLUL 1

STADIUL ACTUAL AL DEZVOLTĂRII AL CENTRALELOR ÎN CONDENSAȚIE b#%l!^+a?

1.1. [anonimizat].

Mărimile și elementele care caracterizează o centrala termică sunt:

[anonimizat],

rolul centralei electrice în sistemul energetic ([anonimizat])

puterea unitară a grupurilor electrogene și puterea totală a centralei,

tensiunea la bornele generatoarelor

Tipul centralei depinde de sursa utilizata pentru a obtine energie electrică.

1.2. Centrale termice cu condensare

Centrale termoelectrice (CTE) [anonimizat]. Aceste centrale se caracterizează prin faptul că sunt echipate în special cu turbine cu abur cu condensație sau cu turbine cu gaze. [anonimizat]-gaz.

[anonimizat], încălzește și vaporizează apa producând aburul.

Aburul astfel produs se destinde cu ajutorul unei turbine cu abur și produce lucru mecanic. Folosindu-[anonimizat]. Apa condensată este preluată de o pompă care o retrimite în cazan și repetă ciclul de lucru.

Centralele termoelectrice produc in present cea mai mare parte din energia electrica a sistemului nostru energetic. Dintre centralele termoelectrice mai importante se pot enumera: CTE Paroseni (300MW), CET Borzesti (225MW inițial cu o extindere la 625MW) , CTE Ludus (concepută inițial pentru 600MW ca apoi să ajungă la 800MW ), CET Craiova (330 MW inițial cu extindere de până la 900MW ), [anonimizat] (100 MW inițial cu extindere de până la 300 MW) .

[anonimizat], de diferite capacități electrice instalata.

CTE București Vest a fost pusă în funcțiune în anul 1972, fiind a patra centrală care intră în componența Electrocentrale București. Puterea electrică instalată a CTE București Vest este de 436,25 MW, iar cea termică este de 1196 Gcal/h (496 Gcal/h în instalațiile de bază și 700 Gcal în instalațiile de vârf). :

Atât puterea termică cât și cea electrică sunt asigurate de două turbogeneratoare de 125 [anonimizat] Škoda, cu condensație și priză de termoficare și două cazane de abur tip TLMACE de 525 t/h, [anonimizat], precum și de o centrală cu ciclu combinat ce are în componență o turbină cu gaze GE de 135,6 MW, un cazan recuperator cu ardere suplimentară și o turbină cu abur tip Škoda de 60 MW.

Energia termică este produsă în regim de vârf cu ajutorul a [anonimizat]-uri sunt de tip 4 de 100 Gcal/h și două sunt tip 8A, modernizate.

[anonimizat], [anonimizat] (combustibil de rezervă pentru centrala cu ciclu combinat).

[anonimizat] o capacitate de 300MW.

Procesul de producere prin cogenerare a energiilor electrice și termice se realizează conform următoarelor etape:

[anonimizat]icată,

prin transformări termodinamice, energia internă a aburului se transformă în energie mecanică și au ca rol destinderea aburului din turbină,

energia mecanică astfel obținută în turbină de abur se folosește pentru rotirea generatorului electric care este cuplat axial, proces în urma căruia energie electrică datorită efectelor termodinamice,

o parte din aburul introuds în turbină, este extras la presiuni diferite,

datorită prizei din interiorul turbinei, are loc întreruperea destinderii aburului și are loc alimentarea consumatorilor, interni și externi.

Turbina cu condensație are rolul de a reduce presiunea de expansiune a aburului de la sfârșitul procesului tehnologic.

Presiunea astfel obținută este mai mică decât presiunea atmosferică din cauza vidului care se menține într-un condensator legat la un tub de aspirație al turbinei.

În figura 1 este prezentat principiul funcționării unei turbine prin condensație. Se poate observa rolul turbinei care prin modul de funcționare acționează eficient și realizează transformările de presiune necesare producerii energiei termice

Figura 1 – Schema de funcționare a unei turbine în condensație

În dotarea cazanelor de abur sunt necesare anumite componente de automatizări, pentru măsurare și control precum: manometre, presostatul de funcționare, presostatul de bloc, supape de siguranță, indicatoare de nivel, regulator automatic de nivel, instrument pentru nivel de siguranță și termometre industriale.

De asemenea, apa are un rol important în fluxul tehnologic al producerii energiei. Se cunoască faptul că apa este cel mai bun dizolvant, deci nu este niciodată în stare complet pură deoarece conține cantități variabile de substanțe dizolvante sau în suspensie. Pentru a se preveni formarea depunerilor de săruri pe suprafața unde are loc transferul de căldură pentru cazan, este necesară întocmirea și respectarea un anumit regim chimic atât pentru apa de alimentare a cazanului cât și pentru cea din generator. Din acest motiv au loc reviziile anuale și mentenanța preventivă și predictivă.

Datorită depunerilor formate pe suprafețele de transfer de căldură crește: consumul de combustibil și scade randamentul, crește intervalul de timp în care se ating parametrii normali de lucru.

Cea mai importantă facilitate a acestor centrale se poate observa în cazul randamentului. În cazul centralelor termice tradiționale, partea de temperatură joasă se obține prin tehnica de ardere perfecționată cu randament înalt datorită gradului extrem de ridicat al utilizării energiei care se introduce în sistem iar pierderile de căldură sunt reduse în cadrul centralei.

Totuși există o ineficiență care constă în pierderea unei cantități de căldură din gazele arse datorită evacuarilor prin coșurile de fum ce produc anomalii în mediu. Conform cercetărilor, randamentul acestor centrale termice este de 94% raportat la o putere calorică superioară pentru combustibil.

Centralele termoelectrice au ca surse primare cărbunele, păcura sau gazele naturale.

Transformările energetice care au loc la centralele termoelectrice cu condensație sunt prezentate în figura 2.

Figura 2 – Modelul transformărilor energetice la CTE

Schema termocentralei centralei care ca combustibil cărbunele, fiind un CTE de peste 150 MW este prezentată în figura 3 și explicată cu elementele componente în figura 4.

Figura 3 – Termocentrală pe bază de cărbune

Figura 4 – Elementele termocentralei în condensație

1.3. Scheme electrice de conectare pentru centrale

Ca orice sistem sau instalație, pentru a putea funcționa este necesară alimentarea cu energie electrică a acesteia. Schemele de conexiuni sunt multiple și depind de tipul centralelor, de diversitatea instalațiilor hidrotehnice și termomecanice, de puterea agregatelor, de regimul de funcționare și amplasarea acestora, poziționarea lor în cadrul sistemului energetic.

Principalele caracteristic care sunt necesare pentru alimentarea electrică a unei centrale sunt efectiv:

particularitatea procesului tehnologic și al regimurilor în care funcționează centrala electrică,

poziția centralei electrice în cadrul sistemului energetic,

schema de evacuare a puterii,

numărul și tipul necesar de transformatoare sau autotransformatoare, ridicătoare sau coborâtoare,

schemele de conexiuni ale stațiilor,

metoda de limitare a curenților de scurtcircuit,

cerințele specifice de siguranță în funcționare.

În continuare se va face referire la schemele pentru conexiunea centralelor de condensație. Centralele de acest tip sunt instalate în general lângă sursele de combustibil, pentru evitarea transportului de material la distanțe mari.

În acest caz, la aceste centrale sunt instalate grupuri de putere mare cu parametri înalți ce au prevăzută supraîncălzire intermediară. Energia produsă de aceste tipuri de centrale se transmite prin linii de 110-400 kV până la locul de consum.

În acest caz, turbina și cazanul împreună cu aparatajul necesar sunt legate între ele într-o schemă bloc. Randamentul acestor centrale cu consumul specific serviciilor proprii este între 0,38-0,4. Regimul de funcționare a centralelor termoelectrice depinde de ceea ce este nevoie în cadrul sistemului energetic.

Transmiterea unei puterii mari de sute de MW (150 MW sau chiar mai mari) devine economică la tensiuni înalte de 110-400 kV. Tensiunea nominală pentru generatoarele antrenate de către turbine nu depășește valoare de 20-27 kV. Din acest motiv este necesară folosirea transformatoarelor ridicătoare de tensiune care fac parte din acest bloc. Legătura între generator și transformator se execută foarte cu bare ecranate, care exclud total și sigur, scurtcircuitele dintre faze.

Între generator și transformatorul bloc nu se interpun aparate de comutație. Se folosește doar un întreruptor pentru partea de înaltă tensiune, pentru cuplarea și decuplarea întregului bloc.

În figura 5 sunt prezentate elementele bloc ale unei centrale termoelectrice cu condensația prin supraîncălzirea intermediară pentru abur.

Figura 5 – Schema bloc pentru centrale de condensație cu supraîncalzirea intermediară pentru abur

Elementele prezentate în schema principală sunt:

1 – generatorul,

2 – transformatorul bloc,

3 – transformatorul pentru serviciul propriu,

4 – întreruptorul pentru înaltă tensiune,

5 – separatorul,

6 – barele folosite pentru înaltă tensiune.

În proporție de 4-8% din puterea blocului este consumată în sistemul de servicii proprii.

Alimentarea serviciilor proprii se realizează cu transformatoarele TL care sunt racordate la bornele generatorului. Între transformatorul TL și borneleacestui generator nu sunt prevăzute aparate de comutație, pentru că siguranța în funcționare a acestor transformatoare este mare. Totuși există întreruptoare la bornele transformatorului dar numai pe partea de alimentare a serviciilor interne pentru 6 kV.

Acest tip de schemă bloc cu generator-transformator se utilizează doar pentru rețelele de înaltă tensiune care au neutrul legat la pământ.

În continuare se vor prezenta patru scheme electrice bloc care au în compoziție următoarele elemente componente:

TB – transformatorul bloc,

TTB – transformatorul bloc ce are trei înfășurări,

ATB – auto-transformator bloc,

TL – transformatorul de lucru necesar la servicii proprii,

TPR – transformatorul de pornire și de rezervă,

TR – transformatorul de rezervă.

Schemele bloc din figurile 6 și 7 sunt utilizate pentru cazurile când la pornirea și oprirea blocului apar unele probleme și greutăți. Racordarea economică a blocurilor pentru tensiuni de 400 kV se realizează numai pentru puteri ale turbogeneratoarelor cuprinse între 300 – 500 MW sau mai mari.

Figura 6 – Schema bloc fără întreruptor la bornele generatorului

Figura 7 – Schema bloc cu întreruptor la bornele generatorului

În continuare se vor prezenta schemele bloc având transformator cu trei înfășurări, respectiv cu autotransformator.

Figura 8 – Schema bloc cu transformator cu trei înfășurări

Figura 9 – Schema bloc cu autotransformator

Pentru blocurile cu puteri mai mici, racordarea la 400kV se realizează cu blocuri compuse din tandemul transformator și două grupuri turbogeneratoare ori prin racordarea a celor două blocuri la o celulă de 400 kV, ca în figura 10, unde sunt prezentate două variante de două blocuri racordate la un trnasformator cu 3 înfășurări (a) și printr-un singur întreruptor (b).

Figura 10 – Racordare bloc la 400KV

a) două blocuri cu trafo cu 3 înfășurări b) două blocuri racordate printr-un întreruptor

Schemele principale pentru centralele electrice de condensație

Pentru stabilirea unei scheme electrice sunt necesare unii factori de bază precum numărul și puterea generatoarelor, puterea sistemului energetic, schema rețelei aferente și consumatorii acesteia precum și eșalonarea în timp a construcției acestei centrale și a rețelei.

În general, centralele termoelectrice transmit puterea lor în cadrul sistemuluii la două sau chiar trei tensiuni: 220 și 110 kV sau 400, 220 și 110 kV.

Autotransformatoarele de legătură sau ale blocurilor se folosesc pentru schimbul de putere între diferite părți.

Schemele cu autotransformatoare de legătură au o mare răspândire. Puterea transmisă prin aceste autotransformatoare se poate face în ambele sensuri, conform cerințelor sistemului energetic.

În figura 11 este prezentată schema principială a unei centrale cu 6 blocuri, care au legătură între IT și FIT prin autotransformatoare care cumulează și funcția de alimentare de rezervă. În cadrul schemei simplificate nu sunt prezentate separatoarele. Puterea nominală a autotransformatoarelor satisfac cele mai grele regimuri ce apar ca analiză a tuturor regimurilor de funcționare.

Figura 11 – Schema principială a unei centrale cu 6 blocuri

Variantele de scheme cu autotransformatoare sunt:

cu un singur autotransformator trifazat folosit pentru întreaga putere,

cu două autotransformatoare trifazate, unde fiecare autotransformator este ales să transmită jumătate din sarcină,

cu grup de autotransformatoare monofazate, având o fază de rezervă.

Pentru varianta cu două autotransformatoare trifazate, unde fiecare autotransformator transmite jumătate din sarcină, pot fi racordate împreună atât pe un singur întreruptor cât și pe modul ca fiecare să aibă întreruptorul lui.

Înfășurarea de tensiune inferioară pentru autotransformator poate fi folosită pentru racordarea unui consumator local, pentru alimentarea de rezervă a serviciilor proprii sau pentru racordarea de bobine de reactanță, dar numai cu tensiunea de până la 22kV.

Scheme de conexiune cu autotransformatoare de bloc

La termocentralele de acest tip, figura 10, o parte din generatoare (de obicei sunt în număr de două) sunt racordate la înfășurarea terțiară a autotransformatorului.

Autotransformatoarele sunt folosite pentru transformarea de la tensiunea generatorului (JT) la înaltă tensiune (IT) sau medie tensiune (MT), precum și pentru schimbul de putere între rețelele de înaltă tensiune și medie tensiune, conform sarcinilor admise de autotransformator.

Puterea nominală a unui autotransformator bloc trebuie aleasă astfel încât puterea terțiarului să fie egală cu puterea aparentă a generatorului.

În general puterea înfășurării terțiare este egală cu puterea de tip a autotransformatorului:

Unde avem:

SATnom – reprezintă puterea nominală a autotransformatorului,

Pgnom – este puterea nominală a transformatorului,

Ktip – reprezintă coeficientul de tip a autotransformatorului;

cosϕn – este factorul de putere nominal al generatorului;

KT = UIT /UMT -raportul de transformare a autotransformatorului.

Pentru blocuri mai mari de 300MW, cu tensiuni de 400kV, dimensiunile și greutatea autotransformatorului sunt mari, motiv pentru care se îngreunează ransportul. Din aceast motiv se folosesc grupe de autotransformatoare monofazate sau trifazate care au puterea pe jumătate, fiind conectate în paralel. Această soluție optimă se realizează ca urmare a unor calcule tehnico-economice.

În funcție de cerințele sistemului, aceste autotransformatoare de bloc pot funcționa fie în regim de transformator ridicător (JT-IT și JT-MT) ori în regim combinat cu condiâia transmiterii în același timp atât de la JT-IT cât și de la MT-IT.

În figura 12 este prezentată schema principială a unei centrale ce conține sase blocuri iar legătura între IT și FIT se realizează cu autotransformatoarele de bloc. În schema prezentată nu apar separatoarele în sistemul de bare simplificat.

Figura 12 – Schema principială a unei centrale ce conține sase blocuri între IT și FIT

Autotransformatoarele transmit de la JT spre IT puterea de tip și suplimentar de la MT spre IT, adică Sn – Stip. În cazul în care se transmite puterea de tip de la JT spre MT, suplimentar nu se poate transmite putere de la IT spre medie tensiune, pentru că se supraîncarcă înfășurarea comună a autotransformatorului. Din aceast motiv este nevoie de un surplus de putere de la medie tensiune spre rețeaua de IT, pentru ca pierderile de energie în autotransformator în acest regim să fie minime.

În schemele cu autotransformatoare de bloc, numărul de transformatoare și de celule de înaltă tensiune este mai mic decât la centralele cu autotransformatoare de legătură.

În acest mod se redce costul instalației electrice și de asemenea și pierderile de energie în transformatoare și autotransformatoare.

Pentru evitarea unor cazuri problemă precum defecte pe barele colectoare, nefuncționarea întreruptoarelor sau întreruperea alimentării serviciilor proprii în exploatarea centralelor termoelectrice de mare putere care pot întrerupe accidental centrala, aceasta se împarte în două părți independente, pentru a putea funcționa măcar jumătate din aceasta. Defecțiune unei părți a centralei nu afectează funcționalitatea celeilalte părți, figura 13.

În acest caz, rezervarea serviciilor proprii se face de la jumătatea alăturată și se obține de asemenea și limitarea curenților de scurtcircuit pe barele instalațiilor de distribuție.

Figura 13 – Schemă cu centrala electrică împărțită în mai multe părți egale între ele prin intermediul sistemului

În schemele centralelor împărțite în mai multe părți se folosesc scheme la care blocul se leagă la anumite stații din sistem fie cu ajutorul unei linii aeriene, fie în cablu de capacitate pentru transport.

Această schemă este utilă dacă lungimea liniei este mică, iar la centrală nu este loc disponibil pentru o extindere a acesteia.

În figura 14 sunt reprezentate trei variante de scheme bloc generator-transformator-linie.

Figura 14 – Scheme bloc generator-transformator-linie

Elementele componente ale schemei bloc din figura 14 sunt:

TL – transformatorul pentru alimentarea serviciilor proprii în funcționare de regim normal,

ARP – alimentarea de rezervă și/sau pornire,

AR- alimentarea de rezervă.

În figura 14a este prezentat un bloc generator-transformator-linie, cu un singur întreruptor la stația de înaltă tensiune. Comanda acestui întreruptor se face de la centrală printr-un cablu cu un fir pilot. Această configurație a schemei se folosește pentru lungimi de linie mai mici de 4 km.

La schema din figura 14b, punerea în paralel a blocului se realizează cu întreruptorul care se află la bornele transformatorului de înaltă tensiune. Această conexiune se utilizează pentru a se porni alimentarea serviciilor proprii de la o sursă separată de pornire și de rezervă.

La figura 14c, pornirea blocului și implicit alimentarea serviciilor proprii se realizează atât prin transformatorul bloc cât și prin transformatorul de lucru al serviciilor proprii, prin punere în paralel a blocului, cu sistemul prin intermediul întreruptorului de la bornele generatorului. Și la aeastă schemă este limitată lungimea liniei, datorită riscului declașării întreruptorului de la stația de ÎT, realizată tot prin cablu pilot, cauzat de un defect accidental al transformatorului bloc.

În cazul unor linii lungi cu tensiuni de 220-400 kV, aceste tipuri de scheme bloc generator-transformator-linie nu se recomandă datorită micșorării siguranței și a economicității transportului.

Reglajul tensiunii la centralele electrice prin condensație

Transformatoarele bloc deținute de centralele electrice de condensație nu sunt prevăzute cu comutare sub sarcină pentru a se realiza reglajul tensiunii. Tensiunea pe barele colectoare ale centralei se reglează cu ajutorul modificării curentului de excitație al generatoarelor.

Pentru realizarea unui reglaj independent pe barele colectoare de ÎT, atât autotransformatoarele bloc cât și autotransformatoarele de legătură trebuie prevăzute cu instalații de reglaj a tensiunii sub sarcină pentru partea de medie tensiune.

Pentru a se menține constantă tensiunea în sistemul de servicii proprii este necesar a se realiza un reglaj sub sarcină la transformatoarele de lucru și pornire-rezervă pentru serviciile proprii.

Alimentarea consumatorilor locali de la terțiarul autotransformatoarelor se poate realiza doar prin autotransformatoare serie, pentru reglajul tensiunii sub sarcina de putere corespunzătoare.

Schema bloc a centralei în condensație de 150 MW pe bază de cărbune aferentă acestei lucrări este prezentată în figura 15.

Figura 15 – Schema bloc centrală

CΑPIΤОLUL 2

DESCRIEREA TEHNOLOGIEI ADOPTATE ȘI ANALIZA SCHEMEI TERMICEb#%l!^+a?

2.1. Tehnologia centralelor prin condensație

În cadrul acestei tehnologii, se recuperează și se refolosesc o parte din gazele arse pentru a fi transformate termic. Prin răcirea aburului se realizează condensul ce se refolosește integral pentru alimentarea cazanelor.

Condensul este mult mai bun decât apa deoarece se consumă puțin combustibil pentru prelucrarea acestuia și se obțin temperaturi ridicate pentru apă care nu conține săruri.

În cadrul tehnologiei prin condensare, generatul de aburi este un element important în cadrul procesului tehnologic.

2.2. Generatorul de aburi

Generatorul de abur reprezintă un corp complex de instalații care realizează transformarea energiei chimice a combustibililor sau alte forme de energie (electrică sau nucleară) în căldură, sub formă de apă caldă, apă fierbinte, abur saturat sau abur supraîncălzit pe care o furnizează unor consumatori: consumatori casnici (încălzirea locuințelor și a apei calde menajere), consumatori industriali (producerea de abur, apă fierbinte și energie electrică), marile centrale electrice (producătoare de energie electrică sau de energie electrică și căldură, furnizată în marile sisteme de termoficare urbană industrială).

Generatoarele de abur care transformă energia chimică a combustibililor în căldură, poartă numele de cazane de abur.

În România au fost construite cazane de abur de diverse debite (de la 200kg/h la 1.035 t/h) și presiune (de la presiunea atmosferică până la 19,6 MPa).

Până în anii 1960 majoritatea cazanelor de abur proveneau din import. La noi în țară s-au fabricat doar cazane pentru debite și presiuni reduse, care funcționează pe gaze naturale și combustibil lichid.

S-a stabilit că până în anul 1990 România să devină o țară independentă din punct de vedere energetic. Pentru aceasta s-a pus problema folosirii cu prioritate a combustibililor solizi. S-a ajuns astfel ca în anul 1980 din puterea instalată de circa 17.000 MW, 7.200 MW să reprezinte centrale pe cărbune, 6.000 MW centrale cu hidrocarburi și 3.800 MW centrale hidroelectrice, care a ajuns centralele care funcționează pe cărbune la 10.000 MW în 1985 și la 12.000 MW în 1990.

Cel mai mare cazan din lume are debitul nominal de 4.225 t/h și furnizează abur la presiunea nominală Pn=24,6 MPa și la temperatura nominală tn=5.380oC.

Instalația unui cazan de abur este compus din:

cazanul propriu-zis;

instalațiile anexe de alimentare cu combustibil, aer, apă de evacuare, a produselor de ardere;

instalații de reglaj;

instalații de automatizare.

Instalațiile de cazane se divizează în funcție de destinația lor în:

Cazane energetice- produc abur pentru turbinele cu abur (de presiuni mai mari de 100 de bar și temperaturi de peste 500oC) și sunt folosite la centralele termoelectrice. Aceste instalații sunt de obicei de putere mare de 50 t/h. cazanele energetice pot fi cazane de abur sau cazane de apă fierbinte de vârf;

Cazane tehnologice – produc abur atât pentru necesități tehnologice, cât și pentru încălzire, ventilarea și prepararea apei calde menajere. De regulă aceste cazane sunt de medie și mică presiune;

Cazane de încălzire – sunt destinate pentru deservirea sistemelor de încălzire și alimentare cu apă caldă menajeră. De regulă sunt cazane de apă fierbinte de puteri ce variază între 0,01 și 5 MW.

2.3. Compoziția combustibililor

În compoziția combustibililor intră o serie de elemente chimice combustibile sau necombustibile, precum::

elemente chimice combustibile, sau combinații ale acestora:

Carbonul (C),

Hidrogenul (H),

Sulful (S),

Hidrocarburi (CmHn),

Hidrogen sulfurat (H2S).

Elemente chimice necombustibile:

azotul (N),

oxigenul (O),

cenușa (A),

apa (H2O).

Sub denumirea de cenușă sunt cuprinse toate materialele minerale solide, care se mai află în compoziția combustibililor la temperaturi de 800 – 900oC. aceste substanțe minerale micșorează cantitatea de energie cedată de unitatea de combustibil, scumpesc și îngreunează transportul.

Suma participațiilor masice evidențiate prin analiza elementară, trebuie să satisfacă relația:

Puterea calorifică se notează cu H și reprezintă cantitatea de căldură ce rezultă prin arderea completă a unității de cantitate de combustibil (kg, kmol, m3N) și prin răcirea gazelor de ardere până la temperatura standard de 25oC.

Puterea calorifică poate fi superioară și inferioară.

Puterea calorifică superioară (Hs) care include și căldura de vaporizare a vaporilor de apă formați în urma procesului de ardere.

Puterea calorifică inferioară (Hi) la care se consideră că vaporii de apă nu condensează și în consecință nu cedează căldură de vaporizare.

Proprietățile combustibililor gazoși

Proprietățile fizice mai importante d.p.d.v. al arderii combustibililor gazoși sunt:

temperatura de aprindere

temperatiura de autoaprindere

limita de amestec

viteza de ardere

densitatea

vâscozitatea

compoziția volumetrică

umiditatea

Temperatura de aprindere este temperatura la care are loc aprinderea combustibilului de la o sursă incandescentă de aprindere. Temperatura de aprindere este întotdeauna mai mare decât cea de autoaprindere.

Temperatura de aprindere a următoarelor elemente: metan CH4 – 800-850oC, etan C2H4 – 550oC, acetilenă C2Hc – 335oC, oxidul de carbon CO – 650oC.

Temperatura de autoaprindere este temperatura la care are loc autoaprinderea instantanee și explozia, fără a exista o sursă incandescentă de aprindere, aceasta depinde de compoziție și de condițiile de desfășurare a procesului de ardere.

Limita de amestec, dacă gazele combustibile se găsesc în aer în proporții prea mari sau prea reduse, arderea nu poate avea loc. există deci o limită minimă și maximă de ardere a amestecului de gaze și aer.

Aceste limite vor fi definite dacă arderea se face numai în oxigen. Nivelul celor două limite de amestec variază cu temperatura și presiunea.

Viteza de propagare a flăcării (viteza de ardere) constituie viteza de propagare a flăcării în amestecul de gaz-aer. Ea depinde de temperatură, presiune și mai ales de concentrația gazului în amestec.

Cunoașterea vitezelor de propagare este importantă pentru:

realizarea unor arderi stabile;

evitarea pericolului de rupere și retur a flăcării în instalația de ardere.

Densitatea se simbolizează cu și se măsoară în Kg/m3N, având pentru gazul natural, în condiții normale, valoarea de 0,716 [kg/m3N].

Densitatea relativă reprezintă raportul dintre densitatea unui volum de gaze și densitatea aceluiași volum de aer în aceleași condiții de presiune și temperatură.

Vâscozitatea este proprietatea unui fluid de a se opune mișcării relative a particulelor constituente.

În cazul lichidelor vâscozitatea scade cu creșterea temperaturii, în cazul gazelor va crește datorită agitației termice moleculare.

Compoziția volumetrică arată participația volumetrică a fiecărui component în parte. Aceasta este dată în procente %.

Umiditatea ne arată cantitatea de apă existentă în combustibil, este exprimată în grame de vapori de apă raportate la 1 m3N de gaz uscat (g/m3N).

Multe dintre aceste gaze nu au miros, iar monoxidul de carbon (CO) este toxic, de aceea se obișnuiește să se adauge compuși ai sulfului peste gaz, pentru odorizarea sa, acești compuși au un miros neplăcut și servesc la semnalarea unei scurgeri din conductele de aprovizionare cu gaze. De regulă se adaugă metil-mercaptan CH3SH sau etil-mercaptan CH2SH.

2.4. Schema termică a centralei prin condensație

Figura 13 – Schema termică a instalației

Elementele componente prezentate în figura 13 – schema instalației termice sunt:

1. Filtru mecanic cu cuarț 12. Manometru

2. Filtru impurități 13. Presostate

3. Instalația de dedurizare 14. Panou electric

4.Nivela degazorului (Sticla de nivel a degazorului) 15. Sticle de nivel

5. Degazorul 16. Nivostat (butoiaș cu sonde)

6. Aerisire 17. Robinet pentru apă

7. Scurgerea degazorului 18. Pompe de alimentare a cazanului

8. Robinet termosensibil 19. Clapeta de reținere

9. Utilizatorul (proces tehnologic) 20. Racord pentru cos de fum

10. Supape de siguranța 21. Arzător

11 .Robinet pentru abur 22. Scurgere cazan

23. Generatorul de abur

Mai jos este prezentată schema termică specifică a instalației aferente acestui proiect care va fi elaborată pe parcursul următoarelor capitole, fiind prezentată și în Anexa 1.

Figura 14 – Schema termică a instalației aferente proiectului

2.5. Prezentarea elementelor componente a centralei prin condensație

În centrala termică sunt amplasate următoarele: un filtru mecanic, stație de dedurizare a apei, degazor, cazanul centralei, instalație de tratare a apei de cazan, un laborator chimic.

Filtru mecanic

Filtrul se aplică la apele de suprafață cu un conținut mare de nămol. Nămolul depus pe fundul rezervorului se evacuează prin metode de afinare și spălare a filtrului. Filtrul mecanic este prezentat în figura 15

Figura 15 – Filtru mecanic

Schema filtrului mecanic sub presiune conține:

corp metalic,

strat filtrant,

fund permeabil,

Unde:

Hf – înaltimea filtrului,

Hsf – înaltimea stratului filtrant

Dacă conținutul de impurități este mare

atunci filtrarea se produce în două trepte:

brută: cu dimensiunile particulelor umpluturii

fină – cu

Stratul de la fund care acoperă diuzele are o granulație mai mare – până la 10 mm. La umplerea filtrelor o atenție deosebită se atrage uniformității granulelor, astfel pentru filtrele fine ponderea granulelor cu , nu trebuie să depășească 10%, iar a celor cu .

Caracteristica tehnologică a filtrelor este capacitatea specifică a stratului filtrant de a reține impurități

.

La noi se consideră

.

În faza de filtrare apa se deplasează prin strat descendent, impuritățile reținându-se în aceasta. Sfârșitul fazei se stabilește după creșterea rezistenței hidraulice a filtrului . Pentru stratul filtrant curat

,

pentru stratul înfundat cu impurități

,

Stația de dedurizare a apei

Apa dură este apa cu conținut ridicat de săruri minerale (calciu, magneziu), această apă nu este în general dăunătoare sănătății, dar creează probleme deosebite în funcționarea optimă a centralelor termice.

Apa dură este un factor important de creștere a costurilor de exploatare ale centralelor termice. În cazul instalațiilor de încălzire și preparare apă caldă sau abur, depunerea de calcite (C2CO3), de pe elementele încălzite se comportă ca izolator termic, împiedicând trecerea căldurii de la elementul de încălzire la agentul termic (apa sau orice alt agent termic). Efectul direct este scăderea randamentului transportului termic (randamentul centralei termice) și în consecință creșterea consumului de combustibil între 20 și 28% pe an.

Figura 16 – Stație de dedurizare

Dedurizarea apei de alimentare a centralei termice

Pentru eliminarea neplăcerilor cauzate de apa dură, soluția cea mai simplă și eficientă este dedurizarea apei brute cu ajutorul stației de dedurizare (dedurizator). (figura 16)

Dedurizatoarele conțin una sau două coloane cu rășini schimbătoare de ioni care atrag din apă ionii pozitivi (în principal ionii de Ca și Mg și eliberează în același timp sodiul Na).

Când capacitatea de reținere a rășinilor se epuizează, mai precis spus ajunge la o valoare prestabilită, valva de comandă declanșează procedura de regenerare, adică eliminarea cationilor reținuți și reîncărcarea coloanei cu sodiu.

Acest proces se realizează prin spălarea rășinii cu o soluție salină (saramură). În funcție de cantitatea de rășină procedura poate dura 120 de minute.

Soluția salină se obține prin introducerea unor tablete de sare în recipientul pentru saramură. Concentrația de saramură se poate măsura cu ajutorul unui densimetru care este necesar pentru menținerea salinității în parametrii optimi în cazul în care pornește regenerarea.

Aceste stații de dedurizat sunt comandate de către valve electrice, cu afișaj pe display LCD, fabricate în SUA. Sunt cele mai moderne și cele mai fiabile valve de comandă existente pe plan mondial.

Microprocesorul monitorizează și comandă toate funcțiile stației inclusiv comutarea de pe o coloană pe alta. Calculează automat cantitatea de apă introdusă pentru prepararea saramurii. Calculează automat volumul de apă consumat pe coloană în lucru și comută automat pe coloana de rezervor.

Degazorul

Gazele care se pot găsi dizolvate în apele naturale sunt bioxidul de carbon, oxigenul, azotul, hidrogenul sulfurat și gazul metan.

Cu excepția azotului, care prin inerția sa chimică nu provoacă inconveniente de nici un fel, toate gazele citate sunt de nedorit în apa destinată industriei, în special:

CO2 determină scăderea pH-ului, face ca apa să fie agresivă față de materialele din ciment și materialele metalice;

O2 cauzează coroziunea în cea mai mare parte a materialelor metalice cu care apa vine în context.

Eliminarea acestor gaze se poate efectua prin:

metode pe cale fizică, tind să reducă solubilitatea gazelor și să se îndepărteze;

metode pe cale chimică, cu substanțe capabile să reacționeze cu gazele din apă.

Degazorul reprezintă o metodă de eliminare a gazelor pe cale fizică, care exploatează influența temperaturii asupra solubilității gazelor într-o anumită substanță.

Graficul din figura 17 arată solubilitatea oxigenului în apă în funcție de temperatură și de variația presiunii.

Figura 17 – Solubilitatea oxigenului în apă în funcție de temperatură

Teoretic la presiunea absolută de 1 bar (deci la presiunea atmosferică) și la temperatura de 90oC conținutul de oxigen din apă este inferior valorii de 0,2 mg/l, valoarea admisă pentru funcționarea normală a generatoarelor de abur.

Un degazor atmosferic, în măsură să aducă apa la o temperatură maximă de 90-95oC, îndeplinește așadar o bună degazare. Degazorul are un sistem care să creeze turbulențe în masa de apă cu ajutorul unor pompe, cu scopul de a favoriza eliberarea moleculelor de gaz, dar trebuie să fie adecvat dimensionat și întotdeauna însoțit de o degazare chimică.

Este bine de menționat că corectorii chimici pot fi gata introduși în interiorul degazorului pentru a extinde avantajele folosirii lor nu doar pentru cazan și tubulatura de abur dar și pentru degazor făcând să devină astfel inutilă folosirea rezervoarelor din oțel zincat folosite în egală măsură.

Degazoarele sunt aparate cu presiune atmosferică pentru degazarea termofizică a apei de alimentare a generatorului de abur.

Degazarea are loc cu ajutorul unei injecții controlate de abur în interiorul rezervorului de acumulare cu scopul de a mării temperatura apei. Această valoare, corelată la conținutul de gaze dizolvate în apă, trebuie să fie menținută între valorile imitelor specificate de constructorul generatorului de abur.

Degazoarele sunt dotate cu următoarele elemente de automatizare:

grupul de alimentare cu abur, este o valvă automată care reglează debitul de abur în intrarea degazorului cu scopul de a menține temperatura apei la valoarea presetată;

regulatorul automat de nivel este alcătuit din 2 sonde conectate la un releu electronic cu conductibilitate, situat în tabloul electric al degazorului, acționând pompa de alimentare cu scopul de a menține nivelul apei în limitele fixate anterior;

indicatoarele de nivel de siguranță, cuprind 2 sonde conectate la 2 relee electronice cu conductibilitate independentă între ele. Sonda scurtă (nivelul maxim) are un contact pentru închiderea valvei de apă sau pentru oprirea pompei de încărcare. Sonda lungă (nivelul minim) are un contact pentru oprirea pompei de încărcare a cazanului.

Volumul degazorului este de 12 m3, este un degazor orizontal.

Apa este alimentată în generatorul de abur cu o electropompă centrifugă. Pe gura de închidere a pompei nu trebuie să se exercite vreo aspirație, ci să se afle în funcție de nivelul alimentării sub presiunea unei coloane de apă datorită diferenței de nivel dintre cota de apă din rezervorul de colectare condens și pompă.

În timp ce o pompă poate aspira de la un rezervor de apă rece (5-6 m), când apa este caldă pompa nu o poate aspira și este nevoie ca aceasta să curgă cu o anumită presiune.

Înălțimea la care va fi montat rezervorul se schimbă în funcție de variația temperaturii așa cum este arătat în tabelul 1.

Tabel 1 – Montarea rezorvorului degazorului în funcție de temperatura apei de alimentare

Deoarece la centralele termice mari, apa din degazor ajunge la 90oC, degazorul trebuie amplasat pe un plan înalt de 3,5-4 m față de axele pompelor de alimentare ale generatorului de abur, ca în figura 18.

Figura 18 – Poziționarea degazatorului

Cazanul centralei

S-au ales cazanele ignitubulare construite pe orizontală cu următoarele caracteristici, prezentate figura 19:

debitul nominal 5.100 Kg abur/h;

puterea termică 3.385 kW;

presiunea nominală 12 bar;

temperatura aburului saturat 190oC;

temperatura apei de alimentare 90oC;

combustibil utilizat – gazul metan.

Figura 19 – Schema generală a generatorului de abur

Generatorul de abur reprezintă partea principală a instalației de cazan și are ca scop producerea aburului în centrală la parametrii ceruți de consumator.

Instalația de cazane de abur este formată din următoarele părți componente:

focarul,

arzătorul,

tamburul,

ecrane de radiație,

economizor,

sistem fierbător,

vaporizator,

ventilatorul de aer.

Focarul – reprezintă partea instalației de cazan în care are loc arderea combustibilului. În focar se reunesc circuitul de combustibil și circuitul de aer → gaze arse.

Acestea pot fi:

focare plan paralel;

focare turbionare.

Focarele plan paralel sunt de secțiune dreptunghiulară, iar arzătoarele pot fi dispuse pe o singură latură sau pe două laturi opuse ale focarului.

Focarele turbionare au forma unui poligon regulat cu arzătoarele dispuse pe colțuri, acestea sunt orientate astfel încât jetul de combustibil să fie tangent la un cerc imaginar, rezultă o mișcare de rotație (turbionară) care contribuie la realizarea unui amestec cât mai uniform cu aerul de ardere, astfel încât să se realizeze o ardere completă.

Arzătorul – reprezintă componenta instalației de cazan prin care se introduce combustibilul și aerul necesar arderii în focar.

O cerință principală este necesitatea de a asigura amestecul de aer-combustibil, astfel încât să se realizeze o ardere cât mai completă.

Construcția arzătoarelor diferă în funcție de tipul de combustibil utilizat.

Arzătoarele pentru combustibil gazos (gazul metan) sunt arzătoare cu construcție simplă, la care este introdus printr-un canal central, prevăzut la capăt cu o piesă cu orificii, ce desface jetul de combustibil în jeturi fine.

Aerul necesar arderii se introduce printr-un canal inelar ce este concentric cu canalul de combustibil. Cele două debite pot fi reglate prin clapetele amplasate pe cele două canale (aer, gaz).

Principalele funcții ale arzătorului sunt:

pregătește combustibilul în vederea amestecării cu aerul;

asigurarea direcției și vitezei necesare jetului de aer și combustibil în vederea amestecului;

reglează debitul de aer și combustibil pentru asigurarea unei anumite sarcini termice;

crearea condițiilor de stabilizare a flăcării;

realizarea turbulenței inițiale necesare obținerii unei anumite viteze de ardere;

dirijarea jetului astfel ca flacăra să realizeze o anumită umplere a focarului.

Tamburul are rolul:

acumulării apei în vaporizator;

separării aburului rezultat din vaporizare.

Corpul tamburului este format dintr-un cilindru cu funduri plate și este prevăzută cu guri de vizitare necesare reviziei interioare, curățirii și reparațiilor.

Tamburul este echipat cu:

instalație interioară de separare a aburului din apă,

robinet principal de abur,

supape de siguranță,

manometru,

robinet de aerisire,

racorduri pentru țevile fierbătoare,

racorduri pentru țevile coborâtoare,

robinet de purjare,

robinet de golire.

robinet de preluare a probelor de apă,

racord de alimentare cu apă,

presostat de funcționare,

presostat de bloc,

cap de alimentare,

dispozitiv de distribuție și liniștire a apei.

Ecranele de radiație

Ecranele de radiație sunt realizate din pereți membrană (țevi de ecran unite între ele prin benzi de tablă) care asigură o elasticitate perfectă a focarului și în plus determină înlocuirea zidăriei refractare cu o izolație ușoară.

Economizorul

Prezența economizorului are ca efect mărirea randamentului (μc) al cazanului cu 6-10% și o economie de combustibil.

Apa se încălzește până aproape de temperatura de fierbere, recuperându-se astfel o parte din căldură în economizor, conținută de gazele de ardere, înainte de evacuarea acestora în atmosferă.

Fierbătorul mai este numit și vaporizator

Din economizor apa intră în fierbător, unde se încălzește până la temperatura de fierbere și fierbe. La ieșirea acesteia obținându-se de regulă:

emulsie de apă-abur;

abur saturat uscat.

Sistemul fierbător se realizează sub formă de ecrane de țevi paralele, care căptușesc focarul și sunt încălzite prin radiație.

Sistemul fierbător este locul unde are loc încălzirea și vaporizarea apei din cazan și este compus din:

tambur;

tub de flacără;

țevi fierbătoare.

Țevile fierbătoare preiau căldura în cea mai mare parte prin radiație, și printr-un fascicul de țevi amplasate în drumul gazelor de ardere, la ieșirea din focar, de unde preiau căldura prin convecție.

Toate aceste țevi sunt sudate la partea superioară de racordurile tamburului, iar la partea inferioară de colectoare sau de un tambur înecat (plin de apă).

Ventilatorul de aer

Ventilatorul de aer reprezintă o componentă a instalației de cazan care asigură aerul necesar arderii în amestec cu combustibilul.

Ventilatorul este format dintr-un motor electric cu rolul de a învârti un cilindru cu palete. Cilindrul cu palete are rolul de a absorbi aerul din exterior și să-l trimită spre focar printr-o tubulatură.

2.6. Funcționarea cazanului generatorului

Cazanul este alimentat cu gaz metan de la rețeaua de gaz printr-o conductă la capătul căreia este situat arzătorul.

Aerul de amestec este introdus în focar cu ajutorul unui ventilator prin tabulatura acestuia. După ce se obține o concentrație optimă aer-combustibil, în focar are loc arderea. Din focar fumurile de combustibil traversează tuburile care formează sistemul de convecție și care sunt la rândul lor cufundate în apa din cazan.

Capacitatea cazanului fiind mare, reușește să-și mențină prestațiile stabile, chiar în cazul unor variații de încărcătură.

Cazanul funcționează în regim de circulație naturală, admisia apei se face prin intermediul unui sistem de tuburi de distribuție și se amestecă cu apa saturată din interiorul cazanului. Procesul de evaporare are loc odată ce apa atinge pereții calzi ai focarului și tuburilor de convecție. Aburul se adună în camera de abur, situată deasupra suprafeței apei. De aici aburul trece printr-un separator de umiditate cu diafragme multiple ca apoi, aburul saturat și uscat, să fie disponibil pentru folosire.

Generatorul a fost construit din materiale de calitate, îmbinările sunt executate prin sudarea subacvatică cu arc și reluate în interiorul cazanului după pregătirea marginilor. Tuburile de fum sunt sudate și mandrinate pentru a spori siguranța utilajului. Pentru a evita coroziunea sau supraîncălzirea locală a suprafețelor de schimb de căldură, calitatea apei de admisie, a apei de cazan trebuie să fie optimă. Dacă apa nu corespunde parametrilor recomandați poate provoca apariția unor fenomene chimice (oxigen dizolvat, pH necorespunzător) sau formarea unor depozite izolante de calcar care împiedică răcirea suprafețelor.

Pentru a îmbunătăți calitatea apei de cazan, la nivelul tamburului, ca și la nivelul colectorilor inferiori, se practică operațiunea de purjare.

Purjarea reprezintă operațiunea de extragere a unei părți din debitul de apă din cazan, din acele zone unde concentrația de săruri este mai ridicată. Purjarea se face la tamburul cazanului cu circulație de la suprafața de separație dintre apă și tambur. Purja va fi la saturație și va avea un mare conținut de căldură.

Debitul de purjare este de 2-4% din debitul nominal al cazanului în funcție de locul din care are loc prelevarea apei din cazan. Purjarea poate fi:

purjarea continuă (care se face la tambur);

purjarea intermitentă (care se face la colectorii inferiori).

CΑPIΤОLUL 3

CALCULUL CICLIC TERMIC ÎN REGIM NOMINAL b#%l!^+a?

3.1. Datele de proiect

Datele inițiale

Scopul proiectului este realizarea calculelor de de predimensionare pentru circuitul apă-abur al unei CTE cu ITA de condensație, cu supraîncălzire intermediară ăi preîncălzire regenerativă avansată având răcirea cu apa în circuit mixt si folosind drept combustibil de baza cărbunele, cu compoziția indicată în tema cu același număr de ordine de la EDEP.

Numărul recomandat de trepte de preîncalzire regenerativă este de z [-]=6÷8.

Datele inițiale de proiectare sunt:

Puterea nominala la bornele generatorului:

Pbg = 150 MW pentru N = 4

Presiunea aburului viu:

p0 = 140 bar

Temperatura aburului viu:

t0 = 546 °C

Temperatura aburului supraincalzit intermediar:

tsii = 556 °C

Temperatura medie anuală a apei de râu:

trau = 15,3 °C

Temperatura medie anuala a apei de răcire corespunzătoare instalației de răcire:

tIR = 23,6 °C

Cota apei de râu din debitul total de apă de răcire:

crau = 0,78

În continuare se vor urma etapele specifice pentru calculul ciclului termic în regim nominal.

Caracteristica schemei termice

Figura 20 – Caracteristica termică

3.2. Calculul circuitului de apă-abur – Alegerea caracteristicilor și structurii schemei termice

Alegerea presiunii la condensator

Temperaturii apei la intrare în condensator este dată de relația:

tR1 = crau*trau+(1-crau)*tIR = 17,126 °C

Diferența minimă de temperatură se încadrează între limitele 3-6°C , deci:

δtc min = 3 °C

δtc max = 6 °C

Diferența maximă de temperatură se găsește în gama de valori 8-12°C și astfel valorile acesteia sunt:

Δtc min = 8 °C și

Δtc max = 12 °C

Temperatura de condensare a aburului în condensator se calculează cu relația:

tc min calc = tR1+δtc min+Δtc min = 28,126 °C

și valoarea maximă:

tc max calc = tR1+δtc max+Δtc max = 35,126 °C

Presiunea de condensare calculată a aburului în condensator se determină astfel:

pc min calc = p(tc min calc) = 0,038107 bar

iar valoarea maximă a presiunii de condensare calculată este:

pc max calc = p(tc max calc) = 0,056680 bar

Presiunea de condensare determinată ca fiind media geometrică a presiunilor calculate și utilizată în continuare la calcule este dată de formula:

pc = sqrt(pc min calc*pc max calc) = 0,046474 bar

Temperatura de condensare folosită în următoarele calcule este:

tc = t(pc) = 31,580 °C

Titlul condensatului principal este:

xc = 0,00 %

Entalpia condensatului principal:

hc = h(pc ;xc) = 132,351 kJ/kg

Alegerea presiunii de supraincalzire intermediara, fara priza in CIP

Din punctul de vedere al presiunii de supraîncalzire intermediara (notată psîi), aceasta este și presiune de extracție pentru preîncălzire. La grupurile fără extracție pentru preîncălzire în cursul destinderii aburului în CIP, psîi este aleasădin intervalul urmator:

psîi = (0,22…0,28)*p0 – doar fara priza în CIP

Presiunea de supraincălzire intermediar a aburului este în intervalul :

p0 *(0,22…0,26)

iar valoare utilizată în formulă este 0, 27, rezultând:

psîi = p0 *0,27 = 37,8 bar

Alegerea temperaturii apei de alimentare a G.A.

Pierderea de presiune pe tronsonul CIP-PIP este între (5…8)%* psîi:

ΔpCIP-PIP = 7/100* psîi = 2,646 bar

unde s-a ales valoarea de 7%.

Presiunea aburului la aparat este dată de relația:

pap = psîi – ΔpCIP-PIP = 35,154 bar

Temperatura de atingere a saturatiei în aparat este conform formulei:

tsat ap = t (pap) = 242,814 °C

Diferența minimă de temperatură pe aparat:

δtmin = 3 °C

Temperatura de alimentare a GA:

tal = tsat ap – δtmin = 239,814 °C

Cazanul se alege în funcție de valoarea p0 astfel:

p0 < 140 ÷ 165 bar => cazan cu circulație naturala multiplă;

140 bar < p0 < 185 bar => cazan cu circulatie fortata multipla;

pentru p0 > 185 bar sau dacă p0 > 137 bar pentru grupuri cu pornire rapidă => cazan cu străbatere forțată unicî

În cazul acestui proiect p0 = 140 bar și se alege un cazan cu circulatie naturala multiplă, cu tambur.

Numărul de trepte și tipul de schemă de preincălzire

Numărul de trepte de preîncălzire regenerativă variază în funcție de mărimea grupului de la 6 la 9 pentru grupurile cu supraîncălzire intermediară.

Pentru grupurile mici numărul de trepte recomandat fiind 6 ÷ 7, iar pentru grupurile mari 7 ÷ 9. Pe tipuri de aparate, structura schemei termice de preîncălzire trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

trebuie să existe cel puțin un aparat de schimb de căldură prin amestec pentru „degazarea termică”.

numarul de PIP-uri trebuie să fie mai mic sau cel mult egal cu numărul de PJP-uri (exceptând degazorul).

Se aleg 7 trepte de preincălzire regenerativă în următoarea configurație:

4 PJP – 1 DEG – 2 PIP

În acest caz avem următoarele date:

numărul de trepte regenearative:

z = 7 trepte

coeficient adimensional:

k = 0,3 ales din marja de (0,2…1)

creșterea de temperatură pe fiecare treaptă de preîncălzire regenerativă:

Δttr = (tal -tc )/(k+z) = 28,525 °C aflată în gama (24…32)°C

numărul de Preîncălzitoare de Joasă Presiune (PJP):

nPJP = 4

numărul de Preîncălzitoare de Înaltă Presiune (PIP):

nPIP = 2

temperatura la degazor:

t deg = tc +Δt tr *(nPJP +1) = 174,206 °C

presiunea la degazor:

pdeg = p(tdeg) = 8,758725 bar corespunzătoare cerințelor (4…12)°C

Determinarea presiunii la prizele turbinei

Pentru PJP1 avem:

Temperatura apei la ieșirea din PJP1:

tPJP1 = tc + Δttr = 60,105 °C

Diferența minimă de temperatură se alege

δt = 4 °C din gama (3-6) °C

Temperatura apei la saturație:

tsatPJP1 = tPJP1+δt = 64,105 °C

Presiunea apei la iesirea din PJP1 este:

pPJP1 = p(tsatPJP1) = 0,240560 bar

Presiunea aburului pe priza 1:

ppriza1 = 1,05*pPJP1 = 0,252588 bar

Pentru PJP2 avem:

Temperatura apei la ieșirea din PJP2:

tPJP2 = t PJP1 + Δttr = 88,631 °C

Diferența minimă de temperatură se alege

δt = 4 °C din gama (3-6) °C

Temperatura apei la saturație:

tsatPJP2 = tPJP2+δt = 92,631 °C

Presiunea apei la iesirea din PJP2 este:

pPJP2 = p(tsatPJP2) = 0,774928 bar

Presiunea aburului pe priza 2:

ppriza2 = 1,05*pPJP2 = 0,813674 bar

Pentru PJP3 avem:

Temperatura apei la ieșirea din PJP3:

tPJP3 = t PJP2 + Δttr = 117,156 °C

Diferența minimă de temperatură se alege

δt = 4 °C din gama (3-6) °C

Temperatura apei la saturație:

tsatPJP3 = tPJP3+δt = 121,156 °C

Presiunea apei la iesirea din PJP3 este:

pPJP3 = p(tsatPJP3) = 2,060471 bar

Presiunea aburului pe priza 3:

ppriza3 = 1,05*pPJP3 = 2,163495 bar

Pentru PJP4 avem:

Temperatura apei la ieșirea din PJP4:

tPJP4 = t PJP3 + Δttr = 145,681 °C

Diferența minimă de temperatură se alege

δt = 4 °C din gama (3-6) °C

Temperatura apei la saturație:

tsatPJP4 = tPJP4+δt = 149,681 °C

Presiunea apei la iesirea din PJP4 este:

pPJP4 = p(tsatPJP4) = 4,720453 bar

Presiunea aburului pe priza 4:

ppriza4 = 1,05*pPJP4 = 4,956476 bar

Pentru DEG avem:

Temperatura la degazor:

tdeg = 174,206 °C

Temperatura de saturație la degazor:

tsat_deg = tdeg = 174,206 °C

Presiunea LA DEGAZOR este:

pdeg = 8,758725 bar

Presiunea aburului pe priza 5:

ppriza5 = 1,05*pdeg = 9,196661 bar

Calculul presiunilor se face ținându-se cont de următoarele elemente:

Pompele de condens asigură presiunea la degazor și acoperă pierderile de presiune legate de circulația apei pe linia PJP: ΔpPJP = (1…2) bar

Pompa de alimentare asigură presiunea aburului viu, deci acoperă pierderile de presiune pe linia PIP: ΔpPIP = (1,5…2,5) bar

Pierderile de presiune în cazan (Δpcaz) sunt calculate raportat la presiunea aburului viu (p0 ):

Δpcaz =(0,2…0,25)*p0 – pentru cazanele cu tambur (cu trecere multiplă);

Δpcaz =(0,25…0,3)*p0 – pentru cazanele cu străbatere forțată unică.

În continuare se aleg:

Pierderile de presiune pe un PJP:

ΔpPJP = 1,5 bar , din marja de valori (1-2)

Pierderile de presiune pe un PIP:

ΔpPIP = 2 bar dintre valorile (1,5 -2,5)

Pierderile de presiune pe GA:

Δpcaz = 0,24*p0 = 33,6 bar

Randamentul intern al Pompei de Alimentare (P.A.) ia valori între:

ηPA=(0,75…0,85)

Astfel se aleg:

Randamentul intern al PA:

ηPA = 0,85

Presiunea de la aspirația PA:

pasp = pdeg = 8,758725 bar

Presiunea de la refularea PA:

pref = p0 +Δpcaz +nPIP *ΔpPIP = 177,6 bar

Titlul apei saturate din degazor este:

xdeg = 0,00% %

Volumul specific mediu de la aspiratia PA:

Se considera: vmed = vasp și se obține

vmed = v(pdeg ;xdeg) = 0,001120 mc/kg

Cresterea de entalpie în PA:

ΔhPA = (pref-pasp)*vmed/ηPA = 22,240883 kJ/kg

Entalpia apei saturate în degazor este:

hdeg = h(pdeg;xdeg) = 737,660957 kJ/kg

Entalpia apei la refularea PA:

href = hdeg+ΔhPA = 759,901840 kJ/kg

Temperatura apei la refularea PA:

tref = t(pref;href) = 177,221 °C

Pentru PIP6 avem datele:

Temperatura apei la iesirea din PIP6:

tPIP6 = tref+Δttr = 205,746 °C

Diferența minimă de temperatură se alege în gama (3…5)°C:

δt = 5 °C

Temperatura apei la saturație:

tsatPIP6 = tPIP6+δt = 210,746 °C

Presiunea apei la iesirea din PIP6:

pPIP6 = p(tsatPIP6) = 19,360053 bar

Presiunea aburului pe priza 6 este:

ppriza6 = 1,05*pPIP6 = 20,328056 bar

Pentru PIP7 avem datele:

Temperatura apei la iesirea din PIP6:

tPIP7 = tal = 239,814 °C

Diferența minimă de temperatură se alege în gama (3…5)°C:

δt = 5 °C

Temperatura apei la saturație:

tsatPIP7 = tPIP7+δt = 244,814 °C

Presiunea apei la iesirea din PIP7:

pPIP6 = pSII/1,05 = 36,000 bar

Presiunea aburului pe priza 7 este:

ppriza7 = pSII = 37,8 bar

Diferența de temperatură dintre ieșirea și intrarea în PIP7:

Δt trPIP7 = tal-t PIP6 = 34,068 °C

Temperatura pe parte de condens secundar se poate calcula ca medie ponderată între tsat(paparat) și temperatura apei la intrarea în aparat (tintrareaparat). Valorile recomandate pentru coeficienții „m” si „n” sunt:

în cazul SC fără subrăcitor: m = 9, n = 1;

în cazul SC cu subrăcitor neperformant: m = 1, n = 1;

în cazul SC cu subrăcitor performant: m = 1, iar n = 2, 3 sau 4.

În cazul acestui proiect se alege subrăcitor performant cu următoarele valori ale coeficientilor „m” si „n”:

m = 1

n = 2

Temperatura condensatului în subrăcitorul corespunzător pentru PJP1 este:

t cdPJP1 = (m*t satPJP1 +n*tc)/(m+n) = 42,422 °C

Temperatura condensatului în subrăcitorul corespunzător pentru PJP2 este:

t cdPJP2 = (m*t satPJP2 +n*t PJP1)/(m+n) = 70,947 °C

Temperatura condensatului în subrăcitorul corespunzător pentru PJP3 este:

t cdPJP3 = (m*t satPJP3 +n*tPJP2)/(m+n) = 99,472 °C

Temperatura condensatului în subrăcitorul corespunzător pentru PJP4 este:

t cdPJP4 = (m*t satPJP4 +n*t PJP3)/(m+n) = 118,620 °C

Temperatura condensatului în subrăcitorul corespunzător pentru PJP6 este:

t cdPJP6 = (m*t satPJP6 +n*tref)/(m+n) = 188,396 °C

Temperatura condensatului în subrăcitorul corespunzător pentru PJP7 este:

t cdPJP7 = (m*t satPJP7 +n*t PJP6)/(m+n) = 218,769 °C

Alegerea presiunii aburului la ieșirea din CMP

Presiunea la ieșirea din CMP este:

piesCMP = ppriza3 = 2,163495 bar

CΑPIΤОLUL 4

CALCULUL CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL ȘI AL INDICILOR DE PERFORMANȚĂ b#%l!^+a?

4.1. Modelarea proceselor din turbina

PCT 0

Parametrii termodinamici în punctul 0:

p0 = 140 bar

t0 = 546 °C

v0 = v(p0;t0) = 0,024592 mc /kg

h0 = h(p0;t0) = 3.450,302 kJ/kg

s0 = s(p0;t0) = 6,551757 kJ/kg*K

PCT 1

Parametrii termodinamici în punctul 1:

Δp0-1 = (0,04…0,06)*p0 = 0,05*p0 = 7 bar – s-a ales valoarea 0,05

p1 = p0 -Δp0-1 = 133 bar

Δh0-1 = (3…5) kJ/kg = 4 kJ/kg – s-a ales valoarea 4

h1 = h0 -Δh0-1 = 3.446,30 kJ/kg

v1 = v(p1;h1) = 0,025827 mc /kg

t1 = t(p1;h1) = 541,691 °C

s1 = s(p1;h1) = 6,568451 kJ/kg*K

PCT 2

Parametrii termodinamici în punctul 2:

Δp1-2= 0,05*p1 = 6,650 bar

p2 = p1 -Δp1-2 = 126,350 bar

Δh1-2 = 0 kJ/kg

h2 = h1 -Δh1-2 = 3.446,30 kJ/kg

v2 = v(p2;h2) = 0,027195 mc /kg

t2 = t(p2;h2) = 538,980 °C

s2 = s(p2;h2) = 6,590114 kJ/kg*K

Se pornește de la presupunerea că p3 = pTR = 0,85* p2 astfel încât la CIP:

HfTR = (40…65) kJ/kg

Presiunea aburului în camera Treptei de Reglaj (T.R.) din Corpul de Inaltă Presiune (CIP) este:

p3 = 0,85*p2 = 107,40 bar

Entropia teoretică în camera T.R. din C.I.P.:

s3t = s2 = 6,590114 kJ/kg*K

Entalpia teoretica in camera T.R. din C.I.P.:

h3t = h(p3;s3t) = 3391,436558 kJ/kg

Căderea teoretică de entalpie pe T.R. la CIP este:

HtTR = h2 -h3t = 54,865696 kJ/kg – se alege din HtTR = (40…65) kJ/kg

Pentru calculul iterativ al debitului specific de abur dsp se vor utiliza datele:

dsp = 2,917602 t/MWh aleasă din marja dsp = (2,6…3,2) t/MWh

Debitul masic absolut de abur la intrarea în C.I.P. este:

D2 = Pbg * dsp = 437,640 t/h

D2 = Pbg * dsp * 1000/3600 = 121,567 kg/s

Debitul volumic de abur la intrare în C.I.P.:

Qv2 = D2 *v2 = 3,306 mc/s

Randamentul intern al T.R. din C.I.P.:

ηTR = 0,9-0,15/Qv2 = 85,46% %

Parametrii termodinamici reali în punctul 3:

p3 = 107,40 bar

h3 = h2 – ηTR (h2 – h3t ) = 3399,41 kJ/kg

t3 = t(p3;h3) = 512,854 °C

v3 = v(p3;h3) = 0,031048 mc /kg

s3 = s(p3;h3) = 6,600281 kJ/kg*K

PCT 4

Presiunea aburului la ieșirea din Treptele de Presiune (T.P.) din C.I.P.:

p4 = pSII = 37,8 bar

Entropia teoretică în aval de T.P. din C.I.P.:

s4t = s3 = 6,600281 kJ/kg*K

Entalpia teoretică în aval de T.P. din C.I.P.:

h4t = h(p4 ;s4t) = 3088,254437 kJ/kg

Volumul specific teoretic în aval de T.P. din C.I.P.:

v4t = v(p4 ;s4t) = 0.070063 mc /kg

Căderea teoretică de entalpie pe T.P. din C.I.P. pentru H la CIP este:

H = h3 –h4t = 11,158023 kJ/kg

Debitul masic absolut de abur la intrare în T.P. din C.I.P.:

Dab = D2 = 121,567 kg/s

Pasul A

Presupunem ca v4 = v4t șipentru această ipoteză avem valorile:

Volumul specific mediu intre T.P. din C.I.P.:

vmedA = sqrt(v3*v4t) = 0,046640 mc/kg

unde sqrt() = RADICAL

Debitul volumic mediu de abur intre T.P. din C.I.P.:

Qv medA = Dab *vmed A = 5,670 mc/s

Randamentul intern al T.P. din C.I.P.:

pentru CIP

ηTP A = (0,925-0,5/Qv med A)*(1+(HtTP -600)/20000) = 82,47%

Entalpia reală în aval de T.P. din C.I.P.:

h4 A = h3 –ηTP A *(h3 –h4t) = 3142,791172 kJ/kg

Volumul specific real în aval de T.P. din C.I.P.:

V4 A = v(p4 ;h4 A) = 0,073390 mc /kg

Pasul B

Se recalculează cu v4 A:

Volumul specific mediu intre T.P. din C.I.P.:

vmed B = sqrt(v3*v4 A) = 0,047735 mc/kg

Debitul volumic mediu de abur ]ntre T.P. din C.I.P.:

Qv med B = Dab *v med B = 5,803 mc/s

Randamentul intern al T.P. din C.I.P.:

ηTP = (0,925-0,5/Qv med B)*(1+(HtTP- 600)/20000) = 82,67% %

Entalpia reală în aval de T.P. din C.I.P.:

h4 B = h3 -ηTP B *(h3 –h4t) = 3142,17 kJ/kg

Eroarea de calcul între iterația A si B:

ε = ‖((h4 B-h4 A)/h4 B)‖ = 0,02%

Parametrii termodinamici reali în punctual 4:

h4 = h4 B = 3142,17 kJ/kg

p4 = 37,8 bar

v4 = v(p4;h4) = 0,073353 mc/kg

s4 = s(p4;h4 ) = 6,685869 kJ/kg*K

t4 = t(p4 ;h4) = 367,967 °C

PCT 5

Parametrii termodinamici în punctual 5:

Δp4-5 = (0,03…0,04)*pSII = 0,04*pSII – valoare aleasă

p5 = p4 – Δp4-5 = 36,288 bar

Δh4-5 = (2…4) kJ/kg = 4 kJ/kg – valoare aleasă

h5 = h4 – Δh4-5 = 3138,171023 kJ/kg

t5 = t(p5 ;h5) = 364,995 °C

v5 = v(p5;h5) = 0,076176 mc/kg

s5 = s(p5;h5 ) = 6,697284 kJ/kg*K

PCT 6

Parametrii termodinamici în punctual 6:

t6 = tSII = 556 °C

Δp5-6 = (0,03…0,05)*pSII = 0,05*pSII – valoare aleasă iar Δp5-6 = 1,89 bar

p6 = p5 – Δp5-6 = 34,398 bar

h6 = h(p6, t6) = 3579,106190 kJ/kg

v6 = v(p6;t6) = 0,109028 mc/kg

s6 = s(p6;t6 ) = 7,326226 kJ/kg*K

PCT 7

Parametrii termodinamici în punctual 7:

Δp6-7 = (0,02…0,03)*pSII = 0,03*pSII – valoare aleasă deci Δp6-7 = 1,134 bar

p7 = p6 – Δp6-7 = 33,264 bar

Δh6-7 = (4…6) kJ/kg = 5 kJ/kg – valoare aleasă

h7 = h6 – Δh6-7 = 3574,106190 kJ/kg

t7 = t(p7 ;h7) = 553,336 °C

v7 = v(p7;h7) = 0,112430 mc/kg

s7 = s(p7;h7 ) = 7,335350 kJ/kg*K

PCT 8

Parametrii termodinamici în punctual 8:

Δp7-8 = 0,02*pSII = 0,756 bar

p8 = p7 – Δp7-8 = 32,508 bar

Δh7-8 = 0 kJ/kg

h8 = h7 – Δh7-8 = 3574,106190 kJ/kg

t8 = t(p8 ;h8) = 553,028 °C

v8 = v(p8;h8) = 0,115051 mc/kg

s8 = s(p8;h8 ) = 7,345755 kJ/kg*K

PCT 12

Presiunea aburului la ieșirea din Treptele de Presiune (T.P.) din C.M.P.:

p12 = ppriza3 = 2,163495 bar

Entropia teoretică în aval de T.P. din C.M.P.:

s12t = s8 = 7,345755 kJ/kg*K

Entalpia teoretică în aval de T.P. din C.M.P.:

h12t = h(p12;s12t) = 2812,715605 kJ/kg

Căderea teoretică de entalpie pe T.P. din C.M.P.:

Ht = h8 –h12t = 761,390585 kJ/kg

Volumul specific teoretic în aval de T.P. din C.M.P.:

v12t = v(p12;s12t) = 0,935232 mc /kg

Punctul A.

Presupunem că v12 = v12t:

Volumul specific mediu între T.P. din C.M.P.:

vmed A = sqrt(v8*v12t) = 0,328023 mc/kg

Debitul masic absolut de abur la intrare în D reprezintă:

D8 = (1-0,1)*Dab = 109,410 kg/s

unde D8 – reprezintă (1 – 10%) din Dab

Debitul masic absolut de abur la iesire din T.P. din C.M.P.:

D12 = (1-3*0,04-0,1)*Dab = 94,822 kg/s

unde D9 reprezintă (1 – nr prize CMP * 4% – 10%) din Dab

Debitul masic mediu de abur la între T.P. din C.M.P.:

Dmed = sqrt(D8 *D12) = 101,855 kg/s

Debitul volumic mediu de abur între T.P. din C.M.P.:

Qv medA = Dmed*vmed A = 33,411 mc/s

Randamentul intern al T.P. din C.M.P.:

ηA = (0,925-0,5/Qv med A)*(1+(Ht – 600)/20000) = 91,74%

Entalpia reală în aval de T.P. din C.M.P.:

h12 A = hg -ηA *Ht = 2875,622945 kJ/kg

Volumul specific real în aval de T.P. din C.M.P.:

v12 A = v(p12;h12 A) = 1,004139 mc /kg

Punctul B.

Recalculare cu v12 A:

Volumul specific mediu între T.P. din C.M.P.:

vmed B = sqrt(v8*v12 A) = 0,339892 mc/kg

Debitul volumic mediu de abur între T.P. din C.M.P.:

Qv med B = Dmed*vmed B = 34,620 mc/s

Randamentul intern al T.P. din C.M.P.:

ηB = (0,925-0,5/Qv med B)*(1+(Ht – 600)/20000) = 91,79%

Entalpia reală în aval de T.P. din C.M.P.:

h12 B = h8 -ηB*Ht = 2875,221827 kJ/kg

Eroarea de calcul între iterația A si B:

ε = ‖ ((h12 B-h12 A)/h12 B) ‖ = 0,01% unde

Parametrii termodinamici în punctul 12:

h12 = h12B = 2875,221827 kJ/kg

p12 = 2,163495 bar

v12 = v(p12;h12) = 1,003700 mc/kg

s12t = s(p12;h12 ) = 7,481599 kJ/kg*K

t12 = t(p12 ;h12) = 202,586 °C

PCT 15

Presiunea aburului la ieșirea din C.J.P.:

p15 = pc = 0,046474 bar

Entropia teoretică în aval de T.P. din C.J.P.:

s15t = s12 = 7,481599 kJ/kg*K

Entalpia teoretică în aval de T.P. din C.J.P.:

h15t = h(p15;s15t) = 2272,488905 kJ/kg

Căderea teoretică de entalpie pe T.P. din C.J.P.:

Ht = h12 –h15t = 602,732922 kJ/kg

Randamentul intern uscat al T.P. din C.J.P.:

ηuscat = 0,87(1+(Ht – 400)/10000) = 88,76%

Etapa A.

Presupunem că Humed / Ht ≈ ½

Titlul aburului la iesirea din T.P. din C.J.P.:

x15 A = x(p15;h15t) = 88,21%

Coeficientul de corecție cu umiditatea corespunzător T.P. din C.J.P.:

kumid A = 1-0,9*Humed/Ht*(1-x15 A)/2 = 97,35% %

s-a ales valoarea de 0,9 din variați (0,8…0,9)

Randamentul intern umed al T.P. din C.J.P.:

ηumed A = kumid A * ηuscat = 86,41%

Entropia reală în aval de T.P. din C.J.P.:

s15A = s(p15;h15A) = 7,750402 kJ/kg*K

Entalpia reală în aval de T.P. din C.J.P.:

h15A = h12- ηumed A* Ht = 2354,401246 kJ/kg

Titlul aburului la iesirea din T.P. din C.J.P.:

x15 B = x(p15;s15A) = 91,59 %

Etapa B.

La recalculare cu x15 B se obțin:

Coeficientul de corectie cu umiditatea corespunzător T.P. din C.J.P.:

kumid B = 1-0,9*Humed/Ht*(1-x15 B)/2 = 0,981078

– s-a ales valoarea 0,9 din variația (0,8…0,9)

Randamentul intern umed al T.P. din C.J.P.:

ηumed = kumid B * ηuscat = 0,8708

Entalpia reală în aval de T.P. din C.J.P.:

h15 B = h12 -ηumed B*Ht = 2350,336933 kJ/kg

Eroarea de calcul între iterația A si B:

ε = ‖ ((h15 B-h15 A)/h15 B) ‖= 0,172925%

Parametrii termodinamici în punctul 15:

h15 = h15B = 2350,336933 kJ/kg

v15 = v(p15;h15) = 27,608969 mc/kg

s15 = s(p15;h15 ) = 7,737065 kJ/kg*K

t15 = t(p15 ;h15) = 31,580 °C

x15 = x(p15;h15) = 91,42 %

4.2. Calculul sectiunii de esapare și a numărului de fluxuri

Viteza de evacuare a aburului din C.J.P.:

c2a = (200…800) pentru CJP – se alege

c2a = 221,816 m/s

Pierderile reziduale de entalpie pentru C.J.P.:

Δhrez = c2a*c2a/2000* x15*(0,65* x15 +0,35) = 21,237010 kJ/kg

Entalpia franata de la iesirea din C.J.P.:

h15frana = h15+Δhrez = 2371,574 kJ/kg

Debitul masic absolut de la iesirea din C.J.P.:

D15 = (1-6*0,04-0,1)*Dab = 80,234 kg/s

unde

D15 reprezinta (1 – nr prize CMP * 4% – nr prize CJP * 4% – 10%) din Dab

Debitul volumic absolut de la iesirea din C.J.P.:

Qv15 = D15*v15 = 2215,180 mNc /s

Numărul de fluxuri al C.J.P.:

nfluxuri = 1 – ales din nfl = {1;2;4;6}

Se alege secțiunea de esapare într-un singur flux deoarece CMP si CJP sunt într-un singur corp.

Aceste valori pentru diametrul mediu și lungimea paletajului sunt prezentate mai jos, conform îndrumar și proiect CTE.

Diametrul mediu și lungimea paletajului se aleg din tabel, valorile pereche.

Diametrul mediu al paletelor T.A.:

dm = 3,260 m

Lungimea paletajului T.A.:

lp = 0,980 m

Factorul de îngustare al paletei:

τp = 0,995

Sectiunea de esapare a aburului din T.A.:

Ω15 =π*dm*lp*τp*nfl = 9,987 mp

Viteza de evacuare a aburului din C.J.P., recalculat este:

c2a_recalc = Qv15/Ω15 = 221,816 m/s

unde c2a ≈ c2a_recalc

4.3. Bilanțuri pe circuitul de preîncălzire regenerativă

Parametrii termodinamici în punctul 24:

t24 = tdeg = 174,206 °C

p24 = pdeg = 8,758725 bar

h24 = hdeg = 737,661 kJ/kg

s24 = s(p24;h24) = 2,083161 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 23:

t23 = tPJP4 = 145,681 °C

p23 = p24 + ΔpPJP= 10,258725 bar

h23 = h(p23;t23) = 614,007 kJ/kg

s23 = s(p23;t23) = 1,797193 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 22:

t22 = tPJP3 = 117,156 °C

p22 = p23 + ΔpPJP= 11,758725 bar

h22 = h(p22;t22) = 492,408 kJ/kg

s22 = s(p22;t22) = 1,496132 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 21:

t21 = tPJP2 = 88,631 °C

p21 = p22 + ΔpPJP = 13,258725 bar

h21 = h(p21;t21) = 372,187 kJ/kg

s21 = s(p21;t21) = 1,175879 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 20:

t20 = tPJP1 = 60,105 °C

p20 = p21 + ΔpPJP = 14,758725 bar

h20 = h(p20;t20) = 252,818 kJ/kg

s20 = s(p20;t20) = 0,831766 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 19:

t19 = t18 = t17 = tc = 31,580 °C

p19 = p18 = p17 = p20 + ΔpPJP = 16,258725 bar

h19 = h(p19;t19) = 133,822 kJ/kg

s19 = s(p19;t19) = 0,458010 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 18:

t19 = t18 = t17 = tc = 31,580 °C

p19 = p18 = p17 = p20 + ΔpPJP = 16,258725 bar

h18 = h(p18;t18) = 133,822 kJ/kg

s18 = s(p18;t18) = 0,458010 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 17:

t19 = t18 = t17 = tc = 31,580 °C

p19 = p18 = p17 = p20 + ΔpPJP = 16,258725 bar

h17 = h(p17;t17) = 133,822 kJ/kg

s17 = s(p17;t17) = 0,458010 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 16:

t16 = tc = 31,580 °C

p16 = pc = 0,046474 bar

h16 = hc = 132,351 kJ/kg

s16 = s(p16;h16) = 0,458527 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 25:

t25 = tref = 177,221 °C

p25 = pref = 177,6 bar

h25 = href = 759,902 kJ/kg

s25 = s(p25;h25) = 2,090779 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 26:

t26 = tPIP6 = 205,746 °C

p26 = p25 – ΔpPJP = 175,6 bar

h26 = h(p26;t26) = 884,680 kJ/kg

s26 = s(p26;t26) = 2,359859 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 27:

t27 = tPIP7 = 239,814 °C

p27 = p26 – ΔpPJP = 173,6 bar

h27 = h(p27;t27) = 1038,726 kJ/kg

s27 = s(p27;t27) = 2,670999 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 28:

t28 = tPIP7 = 218,769 °C

p28 = ppriza7 = 37,8 bar

h28 = h(p28;t28) = 938,384 kJ/kg

s28 = s(p28;t28) = 2,503618 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 29:

t29 = tPIP6 = 188,396 °C

p29 = ppriza6 = 20,328056 bar

h29 = h(p29;t29) = 800,801 kJ/kg

s29 = s(p29;h29) = 2,219232 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 30:

t30 = tcdPJP7 = 118,620 °C

p30 = ppriza4 = 4,956476 bar

h30 = h(p30;t30) = 498,137 kJ/kg

s30 = s(p30;t30) = 1,512623 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 31:

t31 = tcdPJP3 = 99,472 °C

p31 = ppriza3 = 2,163495 bar

h31 = h(p31;t31) = 416,961 kJ/kg

s31 = s(p31;t31) = 1,300959 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 32:

t32 = tcdPJP2 = 70,947 °C

p32 = ppriza2 = 0,813674 bar

h32 = h(p32;t32) = 297,026 kJ/kg

s32 = s(p32;h32) = 0,966508 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 33:

t33 = tcdPJP1 = 42,422 °C

p33 = ppriza1 = 0,252588 bar

h33 = h(p33;t33) = 177,678 kJ/kg

s33 = s(p33;h33) = 0,604618 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 34:

t34 = t4 = 367,967 °C

p34 = p4 = 37,8 bar

h34 = h4 = 3142,171 kJ/kg

s34 = s4 = 6,685869 kJ/kg*K

Parametrii termodinamici în punctul 9:

t9 = t(p9;s9) = 482,804 °C

p9 = ppriza6 = 20,328 bar

h9 = h(p9;s9) = 3429,801 kJ/kg

s9 = 7,376 kJ/kg*K – conform diagrama h-s din Anexa 2

Parametrii termodinamici în punctul 10:

p10 = ppriza5 = 9,196661 bar

s10 = 7,420 kJ/kg*K – conform diagrama h-s din Anexa 2

t10 = t(p10;s10) = 372,981 °C

h10 = h(p10;s10) = 3208,391 kJ/kg

Parametrii termodinamici în punctul 11:

p11 = ppriza4 = 9,196661 bar

s11 = 7,450 kJ/kg*K – conform diagrama h-s din Anexa 2

t11 = t(p11;s11) = 295,679 °C

h11 = h(p11;s11) = 3055,784 kJ/kg

Parametrii termodinamici în punctul 12:

p12 = ppriza3 = 2,163495 bar

s12 = 7,482 kJ/kg*K

t12 = 202,586 °C

h12 = 2875,222 kJ/kg

Parametrii termodinamici în punctul 13:

p13 = ppriza2 = 0,813674 bar

s13 = 7,560 kJ/kg*K – conform diagrama h-s din Anexa 2

t13 = t(p13;s13) = 118,694 °C

h13 = h(p13;s13) = 2715,909 kJ/kg

Parametrii termodinamici în punctul 14:

p14 = ppriza1 = 0,252588 bar

s14 = 7,640 kJ/kg*K

– conform diagrama h-s din Anexa 2

t14 = t(p14;s14) = 65,194 °C

h14 = h(p14;s14) = 2554,705 kJ/kg

Toate aceste date sunt centralizate în Anexa 3.

4.4. Calculul debitelor raportate extrase la prize

Ecuatia de bilanț energetic pe PIP7:

a7 * h34 + h26 = h27 + a7 * h28 =>

a7 * (h34 – h28) = (h27 – h26) =>

a7 = (h27 – h26)/(h34 – h28)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 7:

a7 = (h27 – h26)/(h34 – h28) = 0,069900

Ecuatia de bilanț energetic pe PIP6:

a6 * h9 + a7 * h28 + h25 = h26 + (a7 + a6)* h29

=> a6 * (h9 – h29) + a7 * (h28 – h29) = (h26 – h25)

=> a6 = (h26 – h25) – a7 * (h28 – h29) /(h9 – h29)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 6:

a6 = (h26 – h25) – a7 * (h28 – h29) /(h9 – h29) = 0,043804

Ecuatia de bilanț energetic pe DEG:

a5 * h10 + (a6 + a7) * h29 + (1- a7 – a6 – a5 ) * h23 = h24

=> a5 * (h10 – h23) + (a6 + a7) * (h29 – h23) = (h24 – h23)

=> a5 = ((h24 – h23) – (a6 + a7) * (h29 – h23)) /(h10 – h23)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 5:

a5 = ((h24 – h23) – (a6 + a7) * (h29 – h23)) /(h10 – h23) = 0,039476

b1 = (1- a7 – a6 – a5 ) = 0,846820

Ecuatiile de bilant energetic pe zona de PIP + DEG:

Hi = a7 * h34 + a6 * h9 + a5 * h10 + b1 * h23 + ΔhPA = 1038,725517 kJ/kg

He = h27 = 1038,725517 kJ/kg

ε = ‖ ((H1 -He )/Hi ) ‖ = 0,000000%

Ecuatia de bilanț energetic pe PJP4:

a4 * h11 + b1 * h22 = b1 * h23 + a4 * h30

=> a4 * (h11 – h30) = b1 * (h23 – h22)

=> a4 = b1 * (h23 – h22) /(h11 – h30)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 4:

a4 = b1 * (h23 – h22) /(h11 – h30) = 0,040260

Ecuatia de bilanț energetic pe PJP3:

a3 * h12 + a4 * h30 + b1 * h21= b1 * h22 + (a4 + a3)* h31

=> a3 * (h12 – h31) + a4 * (h30 – h31) = b1 * (h22 – h21)

=> a3 = (b1 * (h22 – h21) – a4 * (h30 – h31)) /(h12 – h31)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 3:

a3 = (b1 * (h22 – h21) – a4 * (h30 – h31)) /(h12 – h31) = 0,040084

Ecuatia de bilanț energetic pe PJP2:

a2 * h13 + (a3 + a4 )* h31 + b1 * h20= b1 * h21 + (a2 + a3,+ a4)* h32

=> a2 * (h13 – h32) + (a3,+ a4 ) * (h31 – h32) = b1 * (h21 – h20)

=> a2 = (b1 * (h21 – h20) – (a3,+ a4 )* (h31 – h32)) /(h13 – h32)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 2:

a2 = (b1 * (h21 – h20) – (a3,+ a4 )* (h31 – h32)) /(h13 – h32) = 0,037806

Ecuatia de bilanț energetic pe PJP1:

a1 * h14 + (a2 + a3 + a4 )* h32 + b1 * h19= b1 * h20 + (a1 + a2 + a3,+ a4)* h33

=> a1 * (h14 – h33) + (a2 + a3,+ a4 ) * (h32 – h33) = b1 * (h20 – h19)

=> a1 = (b1 * (h20 – h19) – (a2 + a3,+ a4 )* (h32 – h33)) /(h14 – h33)

Debitul raport de abur corespunzător prizei 1:

a1 = (b1 * (h20 – h19) – (a2 + a3,+ a4 )* (h32 – h33)) /(h14 – h33) = 0,036460

Ecuatia de bilanț energetic pe PIP + DEG + PJP:

Hi = a7 * h34 + a6* h9 + a5 * h10 + a4 * h11 + a3* h12 + a2 * h13 + a1 * h14 + b1* h19 + ΔhPA = 1066, 196421 kJ/kg

He =( a4 + a3,+ a2 + a1) * h33 + h27 = 1066,196421 kJ/kg

ε = ‖ ((Hi -He )/Hi ) ‖ = 0,692209

b2 =(1 – a7 – a6,- a5 – a4 – a3,- a2 – a1) = 0,692209

4.5. Calculul indicatorilor specifici grupului T.A. + G.E. și ai blocului G.A. + T.A. + G.E.

Calculul indicatorilor specifici

Lucrul mecanic specific dezvoltat de C.I.P. al T.A.:

lsp = h2 -h4 = 304,131 kJ/kg

Lucrul mecanic specific dezvoltat de C.M.P. al T.A.:

lsp = (1-a7 )*(h8 -h9 )+(1-a7 -a6 )*(h9 – h10)+(1-a7 -a6 -a5)*(h10 -h11)+(1- a7 -a6 -a5 -a4 )*(h11 -h12) = 605,318 kJ/kg

Lucrul mecanic specific dezvoltat de C.J.P. al T.A.:

lsp = (b1 -a4 -a3 )*(h12 -h13)+(b1 -a4 -a3 – a2)*(h13 -h14)+(b1 -a4 -a3 -a2 – a1 )*(h14 -h15frana) = 366,339 kJ/kg

Lucrul mecanic specific dezvoltat de T.A.:

lspTA = lCIPsp+lCMPsp+lCJPsp = 1275,788 kJ/kg

4.6. Calculul indicatorilor grupului T.A. + G.E. și ai blocului G.A. + T.A. + G.E

Preliminarea pierderilor și a randamentelor

Puterea electrică dezvoltată la bornele Generatorului Electric (G.E.):

Pbg = 150.000 kW

Pierderile G.E.:

ΔPgen = EXP(0,0365*ln (Pbg)- 0,0253*ln(Pbg)+2,7366) = 2.038 kW

EXP(x) = e la puterea x

Puterea mecanică dezvoltată la cuplă:

Pmk = Pbg+ΔPgen = 152.038 kW

Randamentul G.E.:

ηgen = Pbg/Pmk = 98,66%

Pierderile mecanice:

ΔPm = EXP(- 0,0111*ln (Pmk)+0,83*ln(Pmk)- 1,7318) = 729 kW

unde EXP(x) = e la puterea x

Puterea interna a T.A.:

Pint = Pmk+ΔPm = 152.767 kW

Randamentul mecanic:

ηm = Pmk/Pint = 99,52%

Randamentul termic TA:

ηt = lSP /(1*(h0 –h27)+(1-a7)*(h6 –h5)) = 45,21%

Puterea termica la intrare in T.A.:

Pt1 = Pint/ηt = 337.878 kW

Pierderile termice dintre Generatorul de Abur (G.A.) si T.A.:

ΔPt1 = P t1 -Pint = 185.111 kW

Randamentul conductelor de transport:

ηconducte = (0,98…0,99) se alege 0,985

ηconducte = 98,50% %

Puterea termica dezvoltata de G.A.:

Pt1GA = Pt1/η conducte = 343.024 kW

Pierderile din conductele de transport:

ΔPconducte = Pt1GA-Pt1 = 5.145 kW

Randamentul G.A.:

ηcaz = (0,86…0,9) – se alege valoarea 0,88

ηcaz = 88,00%

Puterea termică dezvoltată prin arderea combustibilului:

Ptc = Pbg /(ηgen*ηm *ηt *ηconducte *ηcaz) = 389.800 kW

Pierderile G.A.:

ΔPcaz = Ptc -P t1GA = 46.776 kW

Randamentul global al I.T.A.:

ηglobal = ηgen*ηm * = Pbg/Ptc = 38,48%

Calculul energiei specifice pe 1 kg de abur viu, al consumului de abur

Energia specifica pe 1 kg de abur viu:

esp = lsp * ηm *ηgen *ηconducte /3600 = 0,342747 kWhel /kgab

Debitul masic specific de abur viu:

dsp0 = 1/esp = 2,917602 kgab/kWhel

Se termină calculul iterative pentru debitul specific de abur dsp

Calculul debitelor absolute de agent:

D0 = Pbg/(esp*3600) = 121,567 kg/s

D0 = Pbg/(esp*1000) = 437,640 t/h

Dpriza7 = D34 =a7 *D0 = 8,498 kg/s

Dpriza6 = D9 =a6 *D0 = 5,325 kg/s

Dpriza5= D10 =a5 *D0 = 4,799 kg/s

Dpriza4 = D11 =a4 *D0 = 4,894 kg/s

Dpriza3= D12 =a3 *D0 = 4,873 kg/s

Dpriza2= D13 =a2 *D0 = 4,596 kg/s

Dpriza1 = D14 =a1 *D0 = 4,432 kg/s

DPIP=DEG = b1 *D0 = 102,945 kg/s

DPIP=DEG+PJP = b2 *D0 = 84,150 kg/s

D1= D2 = D4= D0 = 121,567 kg/s

D5= D6 = D7= D8 = (1- ar )* D0 = 113,069 kg/s

D15= D15f = (1-a7-a6-a5-a4-a3-a2-a1)* D0 = b2 *D0 = 84,150 kg/s

D16= D17 = D18= D19 = D20= D21 = D22= D23 = (1-a7-a6-a5)* D0 = b1 *D0 = 102,945 kg/s

D24= D25 = D26= D27 = D0 = 121,567 kg/s

D28= a7 *D0 = Dpriza7 = 8,498 kg/s

D29= (a7 + a6 )*D0 = Dpriza7 + Dpriza6 = 13,823 kg/s

D30= a4 *D0 = Dpriza4 = 4,894 kg/s

D31= (a4+a3 ) = Dpriza4 + Dpriza3 = 9,767 kg/s

D32= (a4+a3+a2)* D0 = Dpriza4 + Dpriza3 + Dpriza2 = 14,363 kg/s

D33= (a4+a3+a2+a1)* D0 = Dpriza4 + Dpriza3 + Dpriza2 + Dpriza1 = 18,796 kg/s

Calculul indicior de performanță

Supravegherea emisiilor necesită aparate care să măsoare și să înregistreze continuu și/sau intermitent concentrația noxelor în gazele de ardere.

Aparatele de măsură trebuie etalonate de instituții competente, la intervale de 3 ani pentru CTE având puteri mai mari de 300 MW, respectiv la 5 ani pentru celelalte. În acest caz este vorba de 5 ani, deoarece CTE are puterea de 150 MW.

Pentru supravegherea emisiilor la CTE cu puteri mai mari de 50 MW sunt necesare aparate și instalații care să poată măsura în gazele de ardere uscate, sau umede:

Debitul (apă sau abur), în t/h;

Emisia de praf, în mg/mN3;

Emisia de SO2, în mg/ mN3;

Emisia de NOx, în mg/ mN3;

Emisia de CO, în mg/ mN3;

Concentrația de CO2, în %;

Concentrația de (O2), în %.

Pentru supravegherea emisiilor se impune raportarea lor la concentrații volumice de bază ale oxigenului în fum, OB, conform tabelului 2.

Tabelul 2.

Recalcularea valorilor măsurate CM ale concentrației noxelor gazoase se face ținându-se seama că etalonarea aparatelor s-a făcut pentru valoarea de referință de 0°C pe de o parte, dar și de situațiile când valorile măsurate ale concentrației oxigenului în gazele de ardere OM=(O2) sunt diferite de cele indicate în tabelul 2., notate cu OB.

Relația de recurență este:

Recalcularea emisiilor sub formă de praf trebuie să ia în considerare, în afară de concentrația de oxigen, și temperatura de funcționare la care s-au făcut măsurătorile, deoarece instalațiile de determinare a concentrației de praf măsoară conținutul de praf pentru 1 m3 de gaz, în condițiile reale de funcționare și nu în cele normale.

Relația de calcul este:

în care:

– CM este valoarea măsurată a concentrației de praf, în ;

– t este temperatura la care s-a măsurat concentrația.

CΑPIΤОLUL 5

CALCULUL SERVICIILOR PROPRII ȘI ALEGEREA SCHEMEI ELECTRICE PENTRU PRINCIPALELE ECHIPAMENTE b#%l!^+a?

5.1. Predimensionarea Serviciilor Proprii Tehnologice din sala mașinilor și a circuitului de răcire

Bilanțul energetic al răcirilor unui grup, calculul debitelor de apă de răcire

Figura 22 – Schema de calcul a debitelor de răcire

1. Condensator:

Ecuația de bilanț energetic pe condensator:

Q2 = Diesire TA* (hiesire TA – hiesire Cd) + Dcond sec* (hcond sec – hiesire Cd) = Dar Cd *cp apa*Δtc

unde:

Dar Cd = (Diesire TA* (hiesire TA – hiesire Cd) + Dcond sec* (hcond sec – hiesire Cd))/( cp apa*Δtc)

Debitul de abur care iese din T.A.:

Diesire TA = D15 = 84,150 kg/s

Entalpia aburului care iese din T.A.:

hiesire TA = h15frana = 2.371,574 kJ/kg

Entalpia condensatului principal care iese din condensator:

hiesire Cd = h16 = 132,351 kJ/kg

Debitul de condensat secundar care intra in condensator:

Dcond sec = D33 = 18,796 kg/s

Entalpia condensatului secundar care intra în condensator:

hcond sec = h33 = 177,678 kJ/kg

Căldura specifică a apei:

cp apa = 4,18 kJ/kg*K

Creșterea de temperatură a apei de răcire între iesirea și intrarea condensatorului:

Δtc = (Δtc min+Δtc max)/2 = 10 °C

Debitul de apa de răcire necesar pentru răcirea condensatorului:

Dar Cd = (Diesire TA*(hiesire TA-hiesire Cd)+Dcond sec*(hcond sec-hiesire Cd))/(cpapa *Δtc ) = 4.528 kg/s

adică

Dar Cd*(3600/1000) = 16.302 t/h

Instalatia de Racire a Uleiului (R.U.):

Ecuația de bilanț energetic pe instalația de RU:

ΔPm = DRU * cp apa * ΔtRU

unde:

DRU = ΔPm / (cp apa * ΔtRU)

Pierderile mecanice ale instalației:

ΔPm = 729 kW

Creșterea de temperatura a apei de răcire între ieșirea și intrarea instalației de R.U. în anotimpul de vară ți respectiv de iarnă:

ΔtRU vara = 3 °C

ΔtRU iarna = 5 °C

Debitul de apa de racire pentru instalatia de racire a uleiului se determina pentru cazul cel mai defavorabil, adica vara.

Debitul de apa de răcire necesar instalației de R.U.:

DRU = ΔPm/ (cp apa * ΔtRU vara) = 58,116 kg/s

DRU = DRU *(3600/1000) = 209 t/h

Instalatia de Răcire a Generatorului (R.G.):

Ecuația de bilanț energetic pe instalația de RG:

ΔPgen = DRG * cp apa * ΔtRG

unde

DRG = ΔPgen * /(cp apa * ΔtRG)

Pierderile de căldură la generator:

ΔPgen = 2.038 kW

Creșterea de temperatură a apei de răcire între iesirea și intrarea instalației de R.G. în anotimpul de vară:

ΔtRG vara = 5 °C

Debitul de apă de răcire necesar instalației:

DRG = ΔPgen / (cp apa * ΔtRG vara) = 97,521 kg/s

DRG = DRG *(3600/1000) = 351 t/h

Instalatia de Răcire a echipamentelor Auxiliare (R.Aux.):

Instalația de RAux se dimensionează pentru un debit aproximativ de (10…15)% din debitul total, adică:

DRAux = (10…15)% * (Dar Cd + DRU + DRG), crescător cu Pbg.

Se alege:

Debitul de apă de răcire necesar instalației de R.Aux.:

DRAux = 10% * (Dar Cd + DRU + DRG) = 468,391 kg/s

DRAux = DRAux*(3600/1000) = 1.686 t/h

Debitul total de apă de răcire necesar pentru I.T.A.:

Dar total = Dar Cd + DRU + DRG + DRAux = 5.152 kg/s

Dar total = Dar total *(3600/1000) = 18.548 t/h

5.2. Alegerea solutiilor constructive / de echipare a E.P.R. de circulație la condensator / de turn (determinarea debitelor masice / Pompe de Răcire (P.R.)

Densitatea apei:

ρapa = 1.000 kg/mc

Accelerația gravitațională:

g = 9,81 m/s2

Debitul volumic de apă de răcire, necesar u ui grup:

Qnec grup = Dar total/ρapa = 5,152 mc /s

Capacitatea totală instalată în pompe:

Qcap inst pompe = (110…120)%*Qnec grup se alege valoarea 115%*Qnec grup

Qcap inst pompe = 5,925 mc/s

Soluția de echipare a Pompelor de Răcire (P.R.): 2 P.R. x 57,5% din Qnec grup

Numărul de pompe de răcire în funcțiune:

npf = 2 pompe

Debitul volumic de apă de răcire corespunzător unei pompe:

Q1 PR = Qnec grup * 57,5% = 2,963 mc /s

Se notează: mc.a. = metrii coloana apă

Pompe de Răcire (P.R.) – Pompe Grup (P.G.)

Înălțimea geodezică de pompare:

Hg PG = 1 mc.a.

Pierderile locale de presiune, datorate frecărilor:

ΔHfr PG = 10 mc.a.

Înălțimea totală de pompare:

Hpompare PG = Hg PG + ΔHfr PG + 1 = 12 mc.a.

Debitul volumic de apă de răcire de calcul pentru o pompă:

QPG = Q1 PR = 2,963 mc /s

Pompe de Răcire (P.R.) – Pompe Turn (P.T.)

Înălțimea geodezică de pompare:

Hg PT = 15 mc.a.

Pierderile locale de presiune, datorate frecărilor:

ΔHfr PT = 3 mc.a

Înălțimea totală de pompare:

Hpompare PT = Hg PT + ΔHfr PT + 1 = 19 mc.a

Debitul volumic de apă de răcire de calcul pentru o pompă:

QPT = Q1 PR * (1 – crau) = 0,652 mc /s

Randamentul pompei reprezintă produsul dintre randamentul hidraulic și cel volumic:

ηp = ηh * ηv

Randamentul pompei:

ηp = 86,00%

Randamentul morului electric:

ηme = (0,97…0,98) – se alege 0,975

ηme = 97,50% %

Creșterea de presiune în pompe:

ΔpPG = (ρapa * g * Hpompare PG) / 1000 = 117,720 kPa

ΔpPT = (ρapa * g * Hpompare PT) / 1000 = 186,390 kPa

Factorul de supradimensionare a puterii:

kp = 1,1

Puterea mecanică necesară pompei de răcire:

PM PG = (kp * QPG * ΔpPG)/ηp = 446 kW

PM PT = (kp * QPT * ΔpPT)/ηp = 155 kW

Puterea necesară motorului electric:

PE PG = PM PG / ηme = 458 kW

PE PT = PM PT / ηme = 159 kW

Se aleg motoare de puteri din scara R10 = {1 1,25 1,6 2 2,5 3,15 4 5 6,3 8}:

Puterea motorului electric aproximată la scara R10 este:

Pmot el PG = 500 kW

Pmot el PT = 160 kW

Pompe de Alimentare (P.A.):

Puterea internă totală ceruta de P.A.:

Pint tot PA = D24 * ΔhPA = 2.704 kW

Solutii de echipare al P.A.:

Pbg = (125…400) (max. 600) MW se alege o echipare cu:

2 pompe în funcțiune și 1 în rezervă;

dimensionare 3 x 55%;

E.P.A. cu A.T. și Booster și cu turație și frecvență variabilă (redresor invertor).

Puterea electrică de la bornele generatorului:

Pbg = 150 MW

Randamentul cuplei hidraulice:

ηkH = (0,96…0,97)

Se alege: 0,965

ηkH = 96,5%

Randamentul mecanic (include: amplificator de turație și pierderi mecanice):

ηmecanic = ηAT+pierderi mecanice = (0,975…0,98) – se alege: 0,98 și

ηmecanic = 98,0%

Randamentul convertorului/invertorului:

ηconvertor-invertor = (0,98…0,985) – se alege 0,985

ηconvertor-invertor = 98,5%

Randamentul motorului electric:

ηmotor electric = (0,96…0,97) – se alege: 0,965

ηmotor electric = 96,5%

Coeficient de supradimensionare:

k = (105…110)% – se alege 110%

k = 110%

Numarul de P.A. în funcțiune:

nPA functiune = 2 pompe

Numărul de P.A. în rezervă:

nPA rezerva = 1 pompe

Puterea internă pentru o P.A.:

Pint PA = Pint tot PA / nPA functiune = 1.352 kW

Puterea necesară motorului electric:

PE PA = k*Pint PA/(ηmecanic*ηmotor electric*ηconvertor-invertor) = 1.596 kW

Se aleg motoare de puteri din scara R10 = {1 1,25 1,6 2 2,5 3,15 4 5 6,3 8}:

Puterea motorului electric aproximată la scara R10:

Pmot el PA = 1.600 kW

Pompe de Condensat principal (P.Cd.):

Volumul specific la aspirația P.Cd.:

v17 = v(p17 ;t17) = 0,0010042 mc /kg

Volumul specific la refularea P.Cd.:

v16 = v(p16 ; x=0) = 0,0010049 mc /kg

Randamentul P.Cd.:

ηPCd = 86,00%

Creșterea de entalpie în P.Cd.:

ΔhPCd = ((p17-p16)*(v17+v16)/2)/ηPCd = 1,894 kJ/kg

Puterea mecanică necesară P.Cd.:

Pint PCd = D16*ΔhPCd = 195 kW

Randamentul mecanic (include: amplificator de turatie si pierderi mecanice):

ηmecanic = ηAT+pierderi mecanice = (0,975…0,98) – se alege 0,98

ηmecanic = 98,0% %

Randamentul convertorului/invertorului:

ηconvertor-invertor = (0,98…0,985) – se alege 0,985

ηconvertor-invertor = 98,5%

Randamentul motorului electric:

ηmotor electric = (0,96…0,97) – se alege: 0,965

ηmotor electric = 96,5%

Coeficient de supradimensionare:

k = (105…110)% – se alege 110%

k = 110%

Puterea necesară motorului electric:

PE PCd = k*Pint PCd/(ηmecanic*ηmotor electric*ηconvertor-invertor) = 230 kW

Se aleg motoare de puteri din scara R10 = {1 1,25 1,6 2 2,5 3,15 4 5 6,3 8}:

Puterea motorului electric aproximată la scara R10:

Pmot el PCd = 250 kW

Puterea serviciilor proprii

Consumul pentru servicii proprii S se face:

S = Ke (Pna +Pnt +Pnr) kVA

Unde Ke = Kim / ηm * cos Ɵn

Coeficientul de proporționalitate Ke = 0,85 la centrale pe cărbune

S = 0,85 * 1510 = 1283,5 kVA

CОΝCLUΖII

În cadrul acestei lucrări am realizat proiectarea unei centrale termoelectrice de 120 MW. Aceste centrale sunt de mare importanță în cadrul sistemului energetic național.

Tehnologia avansează n ritm alert, uneori anumite descoperiri tehnice abia reusesc să fie utilizate pentru că alte metode și principii le înlocuiesc cu altele mai bune, ceea ce poate fi un alt punct de cercetare pentru viitor.

În primele două capitole am prezentat baza teoretică a sitemelor energetice de tip CTE iar în următoarele trei capitole am trecut la o prezentare și calcul propriu zis pentru o centrală conformă proiectului prezentat.

Conform sitului Transelectrica am găsit un grafic (figura 23) care prezintă producția energetică în timp real. În data de 28.05.2018, producția totală de 6944 de MW, s-au obținut 1649 MW din cărbuni, fiind un procent de 23,75 din totalul producției. Din cei 1649 MW obținuti din centrale pe cărbune, aproximativ 30 % provin din centrale cu puteri asemănătoare cu cea din proiect, cu observatia că sunt în cogenerare.

Figura 23 – Graficul producției energetice în 26.05.2018

ΑΝΕΧΑ 1

Schema termică și electrică a centralei de 150 MW

AΝΕΧΑ 2

Diagrama Entalpie/Entropie h-s

ΑΝΕΧΑ 3

Tabel centralizator

ВIВLIОGRΑFIΕ

Comănescu, Gh., Costinaș, S., Iordache, M. Partea electrică a centralelor si stațiilor. Ghid practic, Editura Electra ICPE, Bucuresti, 2005

Comănescu, Gh., Costinaș, S., Iordache, M. Partea electrică a centralelor și stațiilor. Note de curs, Editura Proxima, Seria “Cursuri Universitare”, București, 2005

Conecini I., Rășanu S., Tomescu I., Ionescu A.A., Cartea electricianului din stații electrice și posturi de transformare, Editura Didactica si Pedagogica, București

Cristescu D., Pantelimon L., Darie S., Centrale și rețele electrice, Editura Didactica si Pedagogica, București, 1982

Gheorghiu N., Selischi Al., Dedu G., Chiuță I.N., Comănescu Gh., Echipamente electrice, Editura Didactica si Pedagogica, București

Grecu T., Turbine cu abur, Editura Didacticǎ si Pedagogicǎ, București, 1976

Guzun B., Darie G., Gal Al. S., Olovinaru D., Centrale, stații și rețele electrice – Elemente de bază, Editura Academiei Române, 2005

Ionescu D.C., Darie G., Ulmeanu A.P., Partea Termomecanicǎ și Hidraulicǎ a Centralelor Electrice, Editura Matrix Rom, București, 1996

Iordache, M., Comanescu,Gh., Scripcariu, D., Scripcariu,M.. Lucrări practice la disciplinele de Partea electricã a centralelor, Stații și posturi de transformare. Indrumar de proiectare. Vol.I, UPB, București, 1999.

Moțoiu C., Centrale termo și hidroelectrice, Editura Didacticǎ și Pedagogicǎ, București, 1974

Moțoiu C., Nicolae S., Ionescu C., Mușatescu V., Brătianu C-tin, Ghergu M., Ionescu L., Zidaru Ghe., Athanasavici V., Neaga C-tin, Centrale electrice Probleme, Editura Didactică si Pedagogică, București, 1977

***, Manualul Inginerului Termotehnician, Editura Tehnicǎ, București, 1986

http://www.anre.ro/ro/gaze-naturale/informatii-de-interes-public

http://apollo.eed.usv.ro/~elev6/obt_enel_termocentrale.html

http://www.centrale-termice.ro/tehnic/principiul-tehnicii-de-condensare

Electrocentrale București – Cel mai mare producător de energie termică din România

http://informatiitehnice.com/wp-content/uploads/2013/01/Turbine-cu-condensatie.jpg

http://transelectrica.ro/web/tel

http://www.wilkipedia.ro/centraletermoelectrice