PEET - Aplicatii

7/28/2019 PEET - Aplicatii

1/110


2/110

1.1.2. Destinderea n turbin

Se consider un corp de turbin n care intr debitul D0, cu entalpia h0.Corpul de turbin are prevzute n extracii de abur, extracia j fiindcaracterizat de debitul de abur Dji entalpia hj. Ultima extracie reprezint ieireadin corp. Turbina dezvolt puterea intern Pint.

Fi gura 1.1: Destinderea ntr-un corp de turbin cu abur

Utiliznd relaiile generice ce definesc bilanul masic (1.1) i energetic(1.2) se vom determina dou relaii, echivalente, de calcul a Pint:

1. Vom considera carcasa turbinei ca fiind conturul de bilan utilizat nscrierea ecuaiilor de bilan masic (1.3) i energetic (1.4). Introducnd(1.3) n (1.4) obinem prima form de explicitare a Pint (1.5).

=

=n

jjpDD

1,0 (1.3)

int1

,00 PhDhD jn

jjp +=

=

(1.4)

)( 01

,1

,01

,1

,00int j

n

jjpj

n

jjp

n

jjpj

n

jjp hhDhDhDhDhDP ===

====

(1.5)

2. De data aceasta vom considera drept contur de bilan zona de turbincuprins ntre prizele j i j+1. Utiliznd ecuaiile de bilan masic ienergetic obinem relaia (1.6). Prin prelucrarea acesteia (1.7) obinemrelaia de calcul a puterii interne produse pe o zon de turbin (1.8).

Pint

D0h0

Dp,nhn

Dp,j+1hj+1

Dp,jhj

Dp,1h1

Dp,2h2

=

j

jjpDD

1,0


3/110

Evident, Pint se poate scrie ca suma puterilor interne produse pe fiecarezon a turbinei (1.9). n relaia (1.9) Dp,0 = 0.

1,int,1

1

1,011,

1,0 ++

+

=++

=

+

+=

jjj

j

jjpjjpj

j

jjp PhDDhDhDD (1.6)

1,int,11

,01

,0 ++==

+

=

jjj

j

jjpj

j

jjp PhDDhDD (1.7)

( )11 ,01,int, +=+

= jj

j

jjpjj hhDDP (1.8)

( )

=+

=

=+

==

1

01

0,0

1

01,int,int

n

jjj

j

jjp

n

jjj hhDDPP (1.9)

Observaie: Relaia (1.8) indic faptul c puterea intern pe o zon aturbinei este dat de produsul ntre debitul masic de abur ce tranziteaz acea zonicderea de entalpie pe zona respectiv.


4/110

1.2. Probleme rezolvate

1.2.1. Se consider o schema de baz a unei CTE cu un singur prenclzitorregenerativ: a) de amestec, b) de suprafa cu scurgerea condensului n cascad, c)de suprafa cu repompare a condensului secundar. Se cunosc: p1 = 100 bar, t1 =500 C, p3 = 0,05 bar, h5 = 270 kJ/kg, h6 = 245 kJ/kg, h2 = (h1 + h3)/2, debitul deabur Dab = 10 kg/s, randamentul intern al turbinei cu abur (TA)

TAi = 80 %,

randamentul mecanic m = 99 %, randamentul generatorului electric g = 98 %,randamentul cazanului caz = 90 %, puterea calorific inferioar a combustibiluluiHi = 10000 kJ/kg, nclzirea apei de rcire n condensator tc = 10 C, clduraspecific a apei la presiune constant cp = 4,2 kJ/kg/K.

Se fac urmtoarele ipoteze simplificatoare i de calcul: se neglijeaz creterea de entalpie n pompe; se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.

S se determi ne:

parametrii termodinamici n punctele caracteristice ale ciclului; trasarea n diagramele h-s i t-s a destinderii aburului n TA; debitul de abur extras de la priza turbinei pentru prenclzirea regenerativ:

Dp [kg/s]; puterile necesare construirii diagramei Sankey [kW]; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; debitul de ap de rcire necesar rcirii condensatorului: Dar[kg/s]; randamentul termic t [%] i randamentul global brut al ciclului brut [%]

Rezolvare:

Din tabelele de proprietii termodinamice pentru ap/abur sau dinprograme specializate ce calculeaz aceste proprieti se determin, pentru nceput,entalpia (h1), entropia (s1) i volumul specific (v1) n punctul 1 al schemei n funciede presiunea (p1) i temperatura (t1) ce caracterizeaz acest punct:h1, s1, v1 = f(p1, t1) h1 = 3374 [kJ/kg], s1 = 6,597 [kJ/kg/K], v1 = 0,0328 [m3/kg].

Entalpia teoretic la ieirea din turbin h3t

= f(p3, s

3t= s

1) = 2011 [kJ/kg].

TAi este raportul ntre cderea reali cea teoretic de entalpie:

tTAteoretica

TArealaTA

i hh

hh

H

H

31

31

== ( ) 6,22833113 == tTAi hhhh

kg

kJ

v3, x3 = f(p3, h3) v3 = 24,97 [m3/kg]; x3 = 0,8855 > 0,86.

8,28282

312 =

+=

hhh

kg

kJ

h4 = f(p4 = p3, x = 0) = 137,8 [kJ/kg].


5/110

Diagrama: entalpie entropie (h-s) Diagrama: temperatur entropie (t-s)

Bilanul masic:D3 = Dab Dp; D4 = D3 = Dab Dp;D5 = D2 + D4 = Dab.

Bilanul energetic pe prenclzitor:554422 hDhDhD =+

Rezult:) 542 hDhDDhD abpabp =+

( )491,0

42

45 =

=

hh

hhDD abp

s

kg

a) prenclzitor regenerativ de amestec

Bilanul masic:D3 = Dab Dp; D6 = D2 = Dp;D4 = D3 + D6 = Dab; D5 = D4 = Dab.

Bilanul energetic pe prenclzitor:66554422 hDhDhDhD +=+

Rezult:6542 hDhDhDhD pababp +=+

( )5118,0

62

45 =

=

hh

hhDD abp

s

kg

b) prenclzitor regenerativ de suprafa cu scurgerea condensului n cascad

1

3t

3

1

3t 3


6/110

Bilanul masic:D3 = Dab Dp; D4 = D3 = Dab Dp;D6 = D2 = Dp; D7 = D6 = Dp;D8 = D4 = Dab Dp; D5 = D7 + D8 = Dab.

Bilanul energetic pe prenclzitor(Obs.: conturul de bilaninclude PCS):

554422 hDhDhD =+

Rezult:542 hDhDDhD abpabp =+

( )491,0

42

45 =

=

hh

hhDD abp

s

kg

c) prenclzitor regenerativ de suprafa cu repompare a condensului secundar

Diagrama Sankey (diagrama fluxurilor energetice)

Bilanul energetic pe TA:Puterea intern dezvoltat de TA:( ) ( ) ( ) 106363221 =+= hhDDhhDP pababi [ ]kW Puterea mecanic:

10530== mim PP [ ]kW Puterea la borne:

10319== gmb PP [ ]kW

Pierderile mecanice:

( ) 1061 === mimim PPPP [ ]kW Pierderile la generator:

Pi

PgPm

Pt2Pcaz

Pcc

PbPm

Pt1


7/110

( )2111

=== gmbmgPPPP

[ ]kW

Bilanul energetic pe cazan:Puterea termic intrat n ciclu:

( ) 31040511 == hhDP abt [ ]kW Puterea termic dezvoltat prin arderea (chimic) combustibilului:

iscc HBP = [ ]kW ;Randamentul cazanului:

cc

tcazan P

P1= [ ] ;

( ) 449,3511 ==== icazanab

icazan

t

i

ccs H

hhDH

PHPB

skg

34489== iscc HBP [ ]kW ;

( ) 344911 === cazancctcccazan PPPP [ ]kW ;

Bilanul energetic pe condensator: Pentru cazurile a)i c):

44233 hDPhD t += [ ]kW

innd cont de bilanul masic ( ) ( ) 423 hDDPhDD pabtpab += Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):

( ) ( ) 20404432 == hhDDP pabt [ ]kW Puterea termic evacuat din ciclu (Pt2) este egal cu puterea termic preluat deapa de rcire:

cpart tcDP =2 [ ]kW 8,4852 =

=cp

tar tc

PD

s

kg

Pentru cazul b):4426633 hDPhDhD t +=+ [ ]kW

innd cont de bilanul masic ( ) 4263 hDPhDhDD abtppab +=+ Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):

( ) ( ) ( ) 6,2041446432 =+= hhDhhDDP ppabt [ ]kW

1,4862 =

=cp

tar

tc

PD

s

kg

Calculul randamentelor: randamentul termic al ciclului t [-]

343.01

==t

it P

P [-] 3,34=t [%]


8/110

randamentul global brut al ciclului brut [%]299,0===

cc

bgmtcazanbrut P

P [-] 9,29=brut [%]

Observaii:n cazul b) ecuaiile de bilan energetic puteau fi gndite n modul urmtor:

ntr-un schimbtor de cldur de suprafa (prenclzitor, condensator), putereatermic cedat este egal cu puterea termic primit. Astfel:

o pentru SC de suprafa, puterea termic cedat de aburul carecondenseaz ( ( )62 hhDp ) este egal cu puterea termic preluat de

ap (condensul principal) pentru a se nclzii (( ( )45 hhDab )):

( ) ( )4562 hhDhhD abp = o analog, pentru condensator putem scrie:

( ) ( )4664332 hhDhhDPt += ) ( ) ( )46432 hhDhhDDP ppabt +=

n cazul c), dac am fi inut cont de creterea de entalpie n PCS (pompa decondens secundar), n conturul de bilan considerat ar fi avut n plus ca putere

intrat puterea intern a PCS ( ( )67 hhDP pPCSi = ), datorit antrenrii acesteia cu

ajutorul unui motor electric (energie intrat n contur).n cazul c), dac nu s-ar cunoate h5, i am ine cont, eventual, i de PCS,

ecuaiile de bilan energetic ar fi urmtoarele:

o ecuaia de bilan pentru calculul Dp, considernd suprafaa exterioar aschimbtorului de cldur drept contur de bilan:88664422 hDhDhDhD +=+

) ) 8642 hDDhDhDDhD pabppabp +=+ o pentru calculul h5 se va scrie ecuaia de bilan energetic considernd

drept contur de bilan punctul de injecie a condensului secundar nlinia de condens principal:

557788 hDhDhD =+ ) 578 hDhDhDD abppab =+

1.2.2.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.Se cunosc:

entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3000; h2 = 2700; h3 = 2300;h4 = h5 =150; h6 = 500; h7 = 800; h8 = 820; h9 = 475;

debitul de abur viu: D0 = 10 [kg/s]; nclzirea apei de rcire n condensator: tar= 10 [C]; cldura specific a apei de rcire: cp,ar= 4,2 [kJ/kg/K]; randamentul mecanic al pompei de alimentare (PA): m,PA = 95 [%]; randamentul cuplei hidraulice a PA: kh = 97 [%]; randamentul motorului electric ce antreneaz PA: m,el = 97 [%];


9/110

Se cer(e):

s se realizeze bilanul masic pe ciclu debitele de abur extrase din turbin pentru prenclzire: Dp1i Dp2 [kg/s] puterea intern dezvoltat de turbin ntre cele dou prize: Pi,1-2 [kW] puterea termic evacuat la sursa rece a ciclului: Pt2 [kW] debitul masic de ap de rcire la condensator: Dar[kg/s] puterea intern cerut de pompa de alimentare (PA): Pi,7-8 [kW] puterea consumat de motorului electric ce antreneaz PA: Pme,7-8 [kW]

Rezolvare:

Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp2; D4 = D3 + D9 = D0 Dp1; D5 = D4 = D0 Dp1;D6 = D5 = D0 Dp1; D7 = D1 + D6 = D0; D8 = D7 = D0.

Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:771166 hDhDhD =+

7011610 )( hDhDhDD pp =+

2,15003000

)500800(10)(

61

6701 =

=

=

hh

hhDDp

s

kg

Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa:99662255 hDhDhDhD +=+

9261022510 )()( hDhDDhDhDD pppp +=+

)()()( 5610922 hhDDhhD pp =

384,14752700

)150500()2,110()()(

92

56102 =

=

=

hh

hhDDD

pp

s

kg

Bilanul energetic pe zona de turbin cuprins ntre cele dou prize:21,210110 )()( += ipp PhDDhDD

Dp2

7

Pb

D0

Dp1

9

6 54

3

82

1

0

D0

D0 D0-Dp1

D0-Dp1-Dp2

D0-Dp1

Dp2

Dp2

7

PbD0

Dp1

9

6 54

3

82

1

0D0

D0-Dp1

D0-Dp1-Dp2


10/110

2640)27003000()2,110()()( 211021, === hhDDP pi [ ]kW

Bilanul energetic pe condensator:4429933 hDPhDhD t +=+ [ ]kW

( ) ( ) 4102923210 hDDPhDhDDD ptppp +=+ Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):

2,163944109232102 =+= hDDhDhDDDP ppppt [ ]kW

cpart tcDP =2 [ ]kW 34,390102,42,163942 =

==

=

cp

tar

tc

PD

s

kg

Bilanul energetic pe pompa de alimentare (ntre punctele 7i 8):8887,77 hDPhD i =+ 8087,70 hDPhD i =+ 200)800820(10)( 78087, === hhDPi [ ]kW

Bilanul energetic pe ansamblul PA / motor electric:224

95,097,097,0

200

,,

87,87, =

=

= PAmkhelm

ime

PP

[ ]kW


entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3000; h2 = 2700; h3 = 2300;h4 = h5 =150; h6 = h7 = 500; h8 = 800; h9 = 785;

debitul de abur viu: D0 = 10 [kg/s]; randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98; randamentul cazanului: caz = 90 [%]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 10000 [kJ/kg].

D0 D0

D0-Dp1-Dp2

D0-Dp1-Dp2

Dp1

Dp2

7

Pb

D0

Dp1

9

6 54

3

8

2

1

0 D0

D0-Dp1D0-Dp1-Dp2

Dp2

7

Pb

D0

Dp1

9

6 54

3

8

2

1

0


11/110

Se cer(e):

s se realizeze bilanul masic pe ciclu debitele de abur extrase din turbin pentru prenclzire: Dp1i Dp2 [kg/s] puterea electric la bornele generatorului: Pb [kW] debitul de combustibil: Bs [kg/s] lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur (TA): TAspl [kJ/kg] energia electric specific dezvoltat de turbina cu abur: esp [kJ/kg] consumul specific de combustibil: bsp [kg/kWhe] consumul specific de abur al grupului turbogenerator: dsp [kg/kWhe]

Rezolvare:

Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D5 = D4 = D3 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp1; D6 = D2 + D5 +D9 = Dp2 + D0 Dp1 Dp2 + Dp1 = D0; D8 = D7 = D0.


91807011 hDhDhDhD pp +=+

)()( 911780 hhDhhD p =

354,17853000

)500800(10)(

91

7801 =

=

=

hh

hhDDp

s

kg

Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:66995522 hDhDhDhD =++

6091521022 )( hDhDhDDDhD pppp =++

52

5915602

)()(

hh

hhDhhDD pp

=

035,11502700

)150785(354,1)150500(102 =

=pD

s

kg

Bilanul energetic pe turbina cu abur:Puterea intern dezvoltat de TA:

)()()()()( 322102110100 hhDDDhhDDhhDP pppTA

i ++= [ ]kW ++= )27003000()354,110()30003400(10TAiP

2,9638)23002700()035,1354,110( = [ ]kW Puterea la borne:

935198,099,02,9638 === gmTA

ib PP [ ]kW


( ) 26000)8003400(108001 === hhDPt [ ]kW Debitul masic de combustibil:


12/110

( ) 889,2100009.0 )8003400(108001 = =

=== icazicazan

t

i

ccs H

hhD

H

P

H

PB skg

Calculul indicatorilor specifici:82,963

10

2,9638

0

===D

Pl

TAiTA

sp

kg

kJ

1,93510

9351

0

===D

Pe bsp

kg

kJ;

1122,136009351

889,23600 ===

b

ssp P

Bb

e

lcombustibi

kWh

kg

8496,3360093511036000 ===

bsp P

Dd

e

lcombustibi

kWhkg

Observaii:gm

TAspsp le =

36001

36000 ==spb

sp eP

Dd

e

lcombustibi

kWh

kg

1.2.4.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.

Se cunosc: entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3000; h2 = 2700; h3 = 2300;

h4 = h5 =150; h6 = 500; h7 = 800; h9 = 785; h10 = 475; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 10 000 [kW] randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98;

Dp1

D0

D0 D0

D0-Dp1-Dp2

D0

Dp1+Dp2

Dp2

7

Pb

D0

Dp1

10

6 54

3

82

1

0D0

D0-Dp1D0-Dp1-Dp2

9

Dp2

7

Pb

D0

Dp1

10

6 54

3

82

1

0

9


13/110

Se cer(e):

s se realizeze bilanul masic pe ciclu n mrimi absolute i n mrimi raportate; debitele de abur, extrase din turbin pentru prenclzire, raportate (la debitul de

abur viu): ap1i ap2 [-]; energia electric specific dezvoltat de turbina cu abur: esp [kg/s]; debitul de abur viu: D0 [kg/s]; debitele de abur extrase din turbin pentru prenclzire: Dp1i Dp2 [kg/s]; puterea termic evacuat la sursa rece a ciclului: Pt2 [kW];

Rezolvare:

Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp1; D10 = Dp1 + Dp2; D4 = D3 + D10 = D0 Dp1 Dp2+ Dp1 + Dp2 = D0; D5 = D4 = D0; D6 = D5 = D0; D7 = D6 = D0; D8 = D7 = D0

Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa alimentat de la priza 1:99771166 hDhDhDhD +=+

91701160 hDhDhDhD pp +=+ ; se mparte ecuaia la 0D

917116 ][]1[][]1[ hahhah pp +=+

)(][)(]1[ 91167 hhahh p =

1354,07853000

500800)(]1[

91

671 =

=

=

hh

hhap

Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa alimentat de la priza 2:101066995522 hDhDhDhDhD +=++

102160915022 )( hDDhDhDhDhD pppp ++=++ ; se mparte la 0D

1021691522 ][]1[][]1[][ haahhahha pppp ++=++

102

1091562

)(][)(]1[

hh

hhahha pp

=

1384,04752700

)475785(1354,0)150500(2 =

=pa

Bilanul energetic pe turbina cu abur:Puterea intern dezvoltat de TA: )()()()()( 322102110100 hhDDDhhDDhhDP ppp

TAi ++= [ ]kW

Se mparte ecuaia de mai sus la 0D

)(]1[)(]1[)(]1[ 3221211100

hhaahhahhD

Pl ppp

TAiTA

sp ++==

++= )27003000(]1354,01[)30003400(TAspl

9,949)23002700(]1384,01354,01[ =+ [kJ/kg]


14/110

6,92198,099,09,9490

==== gmTAspbsp lDPe kgkJ

85,106,921

100000 ===

sp

b

e

PD

s

kg

469,11354,085,10][ 101 === pp aDD [kg/s]

502,11384,085,10][ 202 === pp aDD [kg/s]

Bilanul energetic pe condensator:442101033 hDPhDhD t +=+ [ ]kW

( ) 40210213210 )( hDPhDDhDDD tpppp +=++

) 40102132102 )( hDhDDhDDDP ppppt ++= [ ]kW ( ) 1607815010475)502,1469,1(2300502,1469,1102 =++=tP [ ]kW

Obs.: Puterea termic evacuat la condensator, raportat la debitul de abur viu este

8,148185,10

16078

0

22 === D

Pq tt

kg

kJ


entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h12 = 3395; h1 = 3000; h2 = 2700;h4 = h5 =150; h6 = 500; h10 = h11 = 475;

puterea electric la bornele generatorului: D0 = 10 [kg/s]; debitul de abur n punctul 1: Dp1 = 1,2 [kg/s]; creterea de presiune n pompa de alimentare: p8-9 = 180 [bar]; densitatea medie a apei n pompa de alimentare: ap = 870 [kg/m3]; randamentul intern al pompei de alimentare: PA = 0,8 [-]; randamentul cazanului: cazan = 0,89 [-]

12

1110

Dp2

8

Pb

D0

Dp1

6

7 5

4

3

9

2

1

0

12

11

D0-Dp1-Dp2

D0-Dp1-Dp2

D0-Dp1-Dp2

10

D0

D0 D0-Dp1

D0-Dp1-Dp2

Dp2

Dp2

8

Pb

D0

Dp1

6

7 5

4

3

9

2

1

0 D0

D0-Dp1D0-Dp1-Dp2


15/110

Se cer(e):

s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 2: Dp2 [kg/s] entalpia n punctul 7: h7 [kJ/kg] entalpia n punctul 8: h8 [kJ/kg] entalpia n punctul 9: h9 [kJ/kg] randamentul conductelor: conducte [-] consumul specific de cldur al grupului turbo-generator: tgspq [kJt/kWhe] consumul specific de cldur al grupului turbogenerator i circuitului termic:

spq ,1 [kJt/kWhe]

consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin: brutspq [kJt/kWhe]Rezolvare:

Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D6 = D5 = D4 = D3 = D0 Dp1 Dp2; D11 = D10 = Dp2; D7 =D6 + D11 = D0 Dp1; D8 = D1 + D7 = Dp1 + (D0 Dp1) = D0; D9 = D8 = D0.

Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa (repomparea condensului):1010665522 hDhDhDhD +=+

1026210521022 )()( hDhDDDhDDDhD pppppp +=+ ;

2198,1)475500()1502700(

)150500()2,110()()()()(

10652

56102 =

==hhhhhhDD

Dp

p

skg

Bilanul energetic n punctul de injecie al condensului secundar:77111166 hDhDhD =+

7101126210 )()( hDDhDhDDD pppp =+

53,496)(

10

11262107 =

+=

p

ppp

DD

hDhDDDh

kg

kJ

Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:881177 hDhDhD =+

8011710 )( hDhDhDD pp =+

95,796)(

0

117108 =

+=

D

hDhDDh

pp

kg

kJ

Calculul creterii de entalpie n pompa de alimentare (ntre punctele 8 i 9)

[ ]

[ ]

[ ]100

10

1

3

9898

3

3

98298

98

=

=

PAPA

kg

mvbarp

kg

mv

m

Np

kg

kJh


16/110

86,258708,0 10018010010098989898 ==

=

=

apaPAPA

pvph

kgkJ

81,82286,2595,7969889 =+=+= hhh [kJ/kg]

Puterea termic intrat n ciclul ap/abur, la cazan:9,25771)81,8223400(10)( 90009,1 ==== hhDPP t

cazant [kW]

Puterea termic pierdut n conductele de legtur cazan-turbin:50)33953400(10)( 1200120, ==== hhDPP tconducte [kW]

Randamentul conductelor:998,0

9,25771

5011

11

1

1

1 ==

=

==

cazant

conductecazan

t

conductecazan

tcazan

t

turbinat

conducteP

P

P

PP

P

P

Consumul specific de cldur al grupului turbogenerator:858,2

9000

509,2577111 =

=

==b

conductecazan

t

b

turbinattg

sp P

PP

P

Pq

e

t

kJ

kJ

8,102883600858,236001 ===b

turbinattg

sp P

Pq

e

t

kWh

kJ

Consumul specific de cldur al grupului turbogeneratori circuitului termic:8635,2

9000

9,257711,1 ===

b

cazant

spP

Pq

e

t

kJ

kJ

6,1030836008635,236001

,1 === b

cazant

sp P

P

q

e

t

kWh

kJ

Puterea termic dezvoltat prin arderea combustibilului:2,28957

89,0

9,257711 ===cazan

cazant

tc

PP

[kW]

Consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:2175,3

9000

2,28957===

b

tcbrutsp P

Pq

e

t

kJ

kJ

1158336002175,33600 ===b

tcbrutsp

P

Pq

e

t

kWh

kJ


entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h2 = 2700; h4 = h5 = 150; h6 = 500; h11 = h10 =475; h12 = 600;

debitul de abur viu: D0 = 10 [kg/s]; debitul de abur n punctul 1 (la priza 1): Dp1 = 1,25 [kg/s]; creterea de entalpie n pompa de alimentare: h8-9 = 26 [kJ/kg]; debitul de combustibil: Bs = 2,9 [kg/s];


17/110

puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 10000 [kJ/kg]; randamentul cazanului: caz = 0,9 [-]; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 9400 [kW] randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98; nclzirea apei de rcire n condensator: tar= 10 [C]; cldura specific a apei de rcire: cp,ar= 4,2 [kJ/kg/K];

Se cer(e):

s se realizeze bilanul masic pe ciclu debitul de abur n punctul 2: Dp2 [kg/s] entalpia n punctul 7: h7 [kJ/kg] puterea intern cerut de pompa de alimentare (PA): Pi,8-9 [kW] puterea termic evacuat la sursa rece a ciclului: Pt2 [kW] entalpia n punctul 3: h3 [kJ/kg] puterea intern dezvoltat de turbin ntre ultima priz i ieirea din turbin:

TAiP 32, [kW]

puterea intern dezvoltat ntre intrarea n turbini ultima priz: TAiP 20, [kW] debitul masic de ap de rcire la condensator: Dar[kg/s] multiplul de ap de rcire: mar[-]

Rezolvare:

Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D6 = D5 = D4 = D3 = D0 Dp1 Dp2; D12 = Dp1; D11 = D10= D12 + D2 = Dp1 + Dp2; D7 = D6 + D11 = D0; D9 = D8 = D7 = D0.

Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa (repomparea condensului):10106612125522 hDhDhDhDhD +=++

=++ 121521022 )( hDhDDDhD pppp

10216210 )()( hDDhDDD pppp ++=

1211

10

8

Pb

D0

6

7 5

4

3

9

2

1

0

Dp1 1211

D0-Dp1-Dp2

D0-Dp1-Dp2

D0-Dp1-Dp2

10

D0

D0 D0

D0-Dp1-Dp2

Dp1+Dp2

Dp2

8

Pb

D0

Dp1

6

7 5

4

3

9

2

1

0 D0

D0-Dp1D0-Dp1-Dp2


18/110

1286,1)()(

)()()(

10256

1012156102 =+

= hhhh

hhDhhDDD ppp skg

Bilanul energetic n punctul de injecie al condensului secundar:77111166 hDhDhD =+

7011216210 )()( hDhDDhDDD pppp =++

05,494)()(

0

112162107 =

++=

D

hDDhDDDh

pppp

kg

kJ

Bilanul energetic pe pompa de alimentare (ntre punctele 8 i 9):9998,88 hDPhD i =+ 9098,80 hDPhD i =+

2602610)(98089098,

====

hDhhDPi

[ ]kW Bilanul energetic pe cazanul (generatorul) de abur:Puterea termic dezvoltat prin arderea combustibilului:

29000100009,2 === iscc HBP [ ]kW Puterea termic primit de ap/abur la cazan:

261009,0100009,21 ==== cazaniscazancct HBPP [ ]kW Bilanul energetic pe turbina cu aburi generatorul electric:

7,968898,099,0

9400=

=

=

gm

bTAi

PP

[ ]kW

Bilanul energetic pe ciclu:298,1 t

TA

iit PPPP +=+ 3,166717,96882602610098,12 =+=+=

TAiitt PPPP [ ]kW

Bilanul energetic pe condensator:44233 hDPhD t += [ ]kW ( ) ( ) 421023210 hDDDPhDDD pptpp +=

)4,2337

210

421023 =

+=

pp

ppt

DDD

hDDDPh

kg

kJ

Bilanul energetic pe zone de turbin:puterea intern dezvoltat de turbin ntre ultima prizi ieirea din turbin:

5,2763)()( 3221032, == hhDDDP ppTA

i [ ]kW

puterea intern dezvoltat ntre intrarea n turbini ultima priz:2,69255,27637,968832,20, ===

TAi

TAi

TAi PPP [ ]kW

Bilanul energetic pe condensator:3,166717,96882602610098,12 =+=+=

TAiitt PPPP [ ]kW

Bilanul energetic pe condensator:cpart tcDP =2 [ ]kW 94,396102,4

3,166712 =

=

=cp

tar

tc

PD

s

kg


19/110

08,521286,125,11094,396

2103==== pp

ararar DDD

D

D

Dm [-]

1.2.7. Se consider ciclul cu supranclzire intermediar din figuraurmtoare. Considerm c turbina este simpl, fr prize. Se cunosc: parametriiaburului viu p1 = 100 bari t1 = 500 C, presiunea de supranclzire intermediar

pSI = p2 = 25 bar, temperatura de supranclzire intermediar tSI = t3 = 500 C,presiunea la condensator pcondensator = p4 = 0,05 bar, debitul de abur viu Dab = 10kg/s, randamentul intern al CIP (corpul de nalt presiune) al turbinei cu abur (TA)

CIPi = 80 %, randamentul intern al CMJP (corpul de nalti joas presiune) al TACMJPi = 80 %, randamentul mecanic m = 99 %, randamentul generatorului electric

g = 98 %, randamentul cazanului caz = 90 %, puterea calorific inferioar acombustibilului Hi = 10000 kJ/kg.

Se fac urmtoarele ipoteze simplificatoare i de calcul: se neglijeaz creterea de entalpie n pompe; se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.

S se determi ne:

parametrii termodinamici ai aburului n punctele caracteristice ale ciclului; s se traseze procesul termodinamic de destindere n turbin n diagramele:

h-s (entalpie - entropie) i t-s (temperatura - entropie). puterile necesare construirii diagramei Sankey [kW]; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; randamentul: termic ti randamentul global brut brut.

Rezolvare:

h1, s1, v1 = f(p1, t1) h1 = 3374 [kJ/kg], s1 = 6,597 [kJ/kg/K], v1 = 0,0328 [m3/kg].

PA

SI

3

2 4

5

1

Cazan


20/110

Entalpia teoretic la ieirea din CIP: h2t = f(p2 = pSI, s2t = s1) = 2982 [kJ/kg].

( ) 4,30602112 == tCIPi hhhh

kg

kJ

t2, v2 = f(p2 = pSI, h2) t2 = 322 C, v2 = 0,1037 [m3/kg], s3 = 6,732 [kJ/kg/K].

h3, s3, v3 = f(p3 = p2 = pSI, t3 = tSI) h3 = 3462 [kJ/kg], s3 = 7,323 [kJ/kg/K], v3 =0,14 [m3/kg].Entalpia teoretic la ieirea din CMJP: h4t = f(pcondensator, s4t = s3) = 2233 [kJ/kg].

( ) 8,24784334 == tCMJPi hhhh

kg

kJ

t4, s4, v4 = f(p4 = pcondensator, h4) t4 = 32,9 [C], s4 = 8,125 [kJ/kg/K], v4 = 27,23[m3/kg], x4 = 0,966.

h5 = f(p5 = p4 = pcondensator, x = 0) = 137,8 [kJ/kg].

Diagrama: entalpie entropie (h-s) Diagrama: temperatur entropie (t-s)

Bilanul masic:D1 = D2 = D3 = D4 = D5 = Dab

Bilanul energetic pe TA:Puterea intern dezvoltat de TA:

( ) ( ) 129684321 =+= hhDhhDP ababi [ ]kW Puterea mecanic:

12838== mim PP [ ]kW Puterea la borne:

12582== gmb PP [ ]kW

1

2t2

3

4t

4

x=1

x=0,966

1

2t

2

3

4t 4


21/110



( ) 2561 === gmbmg PPPP [ ]kW


( ) ( ) 3637823511 =+= hhDhhDP ababt [ ]kW

042,41 =

==icazan

t

i

ccs H

P

H

PB

s

kg

40420== iscc HBP [ ]kW ;( ) 404211 === cazancctcccazan PPPP [ ]kW ;

Bilanul energetic pe condensator:55244 hDPhD t += [ ]kW 524 hDPhD abtab +=

Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):( ) 23410542 == hhDP abt [ ]kW


356.01

==t

it P

P [-] 6,35=t [%]


cc

bgmtcazanbrut

P

P [-] 1,31=brut [%]


entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3395; h2 = h16 = 3095; h3 =3090; h4 = 3485; h5 = 3480; h6 = 2940; h7 = 2400; h8 = h9 =150; h10 = 670; h12

= 950; h13 = 3090; h14 = 925; h15 = 2935; creterea de presiune n pompa de alimentare: pPA = 200 [bar]; volumul specific mediu al apei n pompa de alimentare: vPA = 0,00115 [m3/kg]; debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 10000 [kJ/kg]; randamentul cazanului: caz = 0,9 [-]; randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98;


22/110

Se cere:

s se realizeze bilanul masic pe ciclu entalpia n punctul 11: h711 [kJ/kg] debitul de abur n punctul 1: Dp1 [kg/s] debitul de abur n punctul 2: Dp2 [kg/s] puterea intern dezvoltat de CIP al TA: TACIPiP, [kW] puterea intern dezvoltat de CMP al TA: TACMPiP, [kW] puterea electric la bornele generatorului: bP [kW] puterea termic primit de ap/abur la sursa cald a ciclului: 1tP [kW] debitul masic de combustibil: sB [kg/s];

Rezolvare:

Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D2 = D1 = D0; D13 = D16 = Dp1; D15 = D6 = Dp2; D3 = D2 - D16 = D0 Dp1; D5 =D4 = D3 = D0 Dp1; D7 = D5 - D6 = D0 Dp1 Dp2; D9 = D8 = D7 = D0 Dp1 Dp2; D14 = D13 = Dp1; D10 = D9 + D14 + D15 = D0; D12 = D11 = D10 = D0.

Calculul creterii de entalpie n pompa de alimentare (ntre punctele 10 i 11)28100

82,0

00115,02001001110 =

=

==

PA

PAPAPA

vphh

kg

kJ

698286701011 =+=+= PAhhh [kJ/kg]


120141110131 hDhDhDhD pp +=+

)()( 1112014131 hhDhhDp =

64,119253090

)698950(100)(

1413

111201 =

=

=

hh

hhDDp

s

kg

16

1511

6

54 1

PbD0

Dp2Dp1

14

12

10 98

7

13

32

0

CIP CMJP

16

D0

1511

6

54 1

D0-Dp1

D0-Dp1-Dp2

D0

D0

D0-Dp1-Dp2D0

Dp1

D0

D0-Dp1

D0-Dp1-Dp2

Pb

D0

Dp2Dp1

14

12

10 98

7

13

32

0

CIP CMJP

D0-Dp1


23/110

Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:10101414151599 hDhDhDhD =++

1001411529210 )( hDhDhDhDDD pppp =++

43,15)()(

915

914191002 =

=

hh

hhDhhDD

pp

s

kg

Bilanul energetic pe CIP al TA:30000)30953395(100)( 210, === hhDP

TACIPi [ ]kW

Bilanul energetic pe CMP al TA:6,87096)()()()( 762106510, =+= hhDDDhhDDP ppp

TACMPi [ ]kW

Bilanul energetic pe TA:6,1170966,8709630000,, =+=+=

TACMPi

TACIPi

TAi PPP [ ]kW

Bilanul energetic pe turbina cu aburi generatorul electric:1,11360798,099,06,117096 === gm

TAib PP [ ]kW

Bilanul energetic pe cazanul (generatorul) de abur:- Puterea termic primit de ap/abur la cazan:

2,282402)()()( 341012001 =+= hhDDhhDP pt [ ]kW

- Debitul masic de combustibil:

1484,26120009,0

2,2824021 =

=

==icazan

t

i

ccs H

P

H

PB

s

kg

Observaie : cazaniscazancct HBPP ==1

1.2.9. Se consider ciclul cu turbin cu abur cu supranclzireintermediar din figur.

Se cunosc:

entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3430; h1 = 3080; h1t = 3015; h3 = 3160;h4 = 2770; h7 = 350; h8 = 620.

debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 12500 [kJ/kg]. debitul masic de combustibil: Bs = 29 [kg/s];Ipoteze simplificatoare :

- se neglijeaz creterile de entalpie n pompe;- se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.

Se cere:

s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 3: Dp1 [kg/s]; puterea intern produs ntre prizele CMJP: TAiP 43, [kW]; randamentul intern al CIP (corpul de nalt presiune): CIPi [-]


24/110

entalpia la ieirea din SI: h2 [kJ/kg].

Se cere:

s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 3: D

p1[kg/s];

puterea intern produs ntre prizele CMJP: TAiP 43, [kW]; randamentul intern al CIP (corpul de nalt presiune): CIPi [-] entalpia la ieirea din SI: h2 [kJ/kg].

Rezolvare:

Bilanul masic este urmtorul:D2 = D1 = D0; D5 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp2; D6 = D5 + D9 = D0 Dp1; D7 = D6 =D0 Dp1; D8 = D3 + D7 = D0. Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:

887733 hDhDhD =+ 8071031 )( hDhDDhD pp =+

6085,93503160

)350620(100)(

73

7801 =

=

=

hh

hhDDp

s

kg

Bilanul energetic ntre prizele CMJP:puterea intern dezvoltat de turbin ntre prizele CMJP:

35253)27703160()6085,9100()()( 431043, === hhDDP pTA

i [ ]kW

Randamentul intern al CIP:

SI

D0

Dp2Dp1

9

8 76

5

4

3

2

1

0

CIP CMJP


25/110

8434,030153430

30803430

10

10

=

=

= t

CIPi hh

hh

[-]


3262509,012500291 === cazanist HBP [ ]kW

( ) SIItt PhhDP 18001 += puterea termic preluat de supranclzitorul intermediar:

( ) ( ) 45250620343010032625080011 === hhDPP tSII

t [ ]kW

dar, ( )1201 hhDPSII

t =

5,3532100

308010045250

0

101

2 =

+

=

+

= D

hDP

h

SIIt

kg

kJ

1.2.10. Se consider ciclul cu turbin cu abur cu supranclzireintermediar din problema precedent; se menin ipotezele simplificatoare.

Se cunosc:

entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3430; h1 = 3080; h4 = 2770; h6 = 140; h7 =350; h8 = 620; h9 = 325.

debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; debitul de abur n punctul 3: Dp1 = 9 [kg/s]; cota de putere termic preluat de supranclzitorul intermediar (SI) din totalul

puterii termice intrate n ciclu = 0,14 [-]; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 140 000 [kW]. produsul ntre randamentul mecanic i cel al generatorului: 9775,0= gm ;

Se cere:

s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 4: Dp2 [kg/s]; entalpia la ieirea din SI: h2 [kJ/kg]; puterea intern produs ntre intrarea n CMJP i ultima priz: TAiP 42, [kW]; puterea intern produs ntre ultima prizi ieirea din CMJP: TAiP 54, [kW]; entalpia la ieirea din turbin: h5 [kJ/kg];

Rezolvare:

Bilanul masic este cel de la problema precedent. Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa:

77996644 hDhDhDhD +=+ )()()( 9426710 hhDhhDD pp =

816,73252770

)140350()9100()()(

94

67102 =

=

=

hh

hhDDD

pp

s

kg


26/110

Bilanul energetic pe cazan:cota de putere termic preluat de SI din totalul puterii termice intrate n ciclu:

14,01

1 =t

SIIt

P

P

14,01

1

SIIt

t

PP =

puterea termic intrat n ciclu:

( ) SIItt PhhDP 18001 +=

( ) SIItSII

t PhhDP

18001

14,0+= ( )800114,0

86,0hhDPSIIt =

( ) ( ) 2,45744620343010086,0

14,0

86,0

14,08001 === hhDP

SIIt [ ]kW

dar, ( )1201 hhDPSIIt =

4,3537100

30801002,45744

0

1012 =

+=

+=

D

hDPh

SIIt

kg

kJ

Bilanul energetic ntre intrarea n CMJPi ultima priz:puterea intern produs ntre intrarea n CMJP i ultima priz:

)()()( 431032042, hhDDhhDP pTA

i +=

73230)27703160()9100()31604,3537(10042, =+=TA

iP [ ]kW . Bilanul energetic pe turbina cu abur:Puterea intern dezvoltat de CIP:

35000)30803430(100)( 100 === hhDPCIP

i [ ]kW Puterea intern dezvoltat de TA (CIP + CMJP):

5,1432229775,0

140000==

=

gm

bTAi

PP

[ ]kW

TAi

TAi

CIPi

TAi PPPP 54,42, ++=

Puterea intern produs ntre ultima prizi ieirea din CMJP:

5,3499273230350005,14322242,54, === TA

iCIP

iTA

iTA

i PPPP [ ]kW

)()( 5421054, hhDDDP ppTA

i = [ ]kW

Entalpia la ieirea din turbin:

3,2349816,79100

5,349922770210

54,45 =

=

= pp

TA

i

DDDPhh

kgkJ .


Se cunosc:

entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3430; h1 = 3080; h2 = 3550; h8 = 620; debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 140 000 [kW];


27/110

randamentul mecanic: 984,0=m ; randamentul generatorului electric: 993,0=g ; randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-];

Se cere:

s se calculeze puterile necesare construirii diagramei Sankey (diagramafluxurilor energetice);

randamentul termic al ciclului: t; consumul specific de cldur al grupului turbogenerator: tgspq ; consumul specific de cldur al grupului turbogenerator i circuitului termic:

spq ,1 ;

consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin: brutspq ; lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur: TAspl ; energia electric specific dezvoltatde turbina cu abur: spe .

Rezolvare:

Bilanul energetic pe cazan:puterea termic intrat n ciclu:

( ) ( ) ( )12080018001 hhDhhDPhhDPSII

tcazan

t +=+=

( ) ( ) 328000470002810003080355010062034301001 =+=+=cazantP [ ]kW puterea termic dezvoltat prin arderea combustibilului:

4,3644449,0

3280001 ===cazan

cazant

tc

PP

[ ]kW

Bilanul energetic pe grupul turbo-generator:Puterea mecanic:

4,142276==m

bTAm

PP

[ ]kW

Puterea intern dezvoltat de turbina cu abur:

4,143279993,0984,0 140000 === gmbTAi PP [ ]kW

Observaie:Ipotez 1: se neglijeaz pierderile de entalpie pe conducte se neglijeaz

pierderile de putere pe conducte Pconducte = 0;Ipotez 2: se neglijeaz creterile de entalpie n pompe se neglijeaz puterea

cerut de pompe; randamentul termic al ciclului:


28/110

4368,03280004,1432791=== cazan

t

TA

itermicP

P [-] = 43,68 [%]

consumul specific de abur al grupului turbogenerator:5714,2

140000

10036003600 0 ===

bsp

P

Dd

kWh

kg

consumul specific de cldur al grupului turbogenerator:3428,2

140000

328000111 ===

==b

cazant

b

conductecazan

t

b

turbinattg

spP

P

P

PP

P

Pq

e

t

kJ

kJ

3,843436003428,236001 ===b

turbinattg

sp P

Pq

kWh

kJt

consumul specific de cldur al grupului turbogeneratori circuitului termic:3,84343600

140000

32800036001,1 ===

b

cazant

sp P

Pq

kWh

kJt

Observaie: Datorit faptului cPconducte = 0 (ipoteza 1) sptg

sp qq ,1=

consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:4,93713600

140000

4,3644443600 ===

b

tcbrutsp

P

Pq

kWh

kJt

lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur:8,1432100

4,143279

0 === D

P

l

TAiTA

sp

kg

kJ

energia electric specific dezvoltatde turbina cu abur:

1400100

140000

0

===D

Pe bsp

kg

kJ; (Observaie: gm

TAi

TAsp Pl = )


Se cunosc:

consumul specific de abur al grupului turbogenerator: dsp = 2,6 [kg/kWh];

produsul ntre randamentul mecanic i cel al generatorului: 9775,0= gm ; consumul specific de cldur al grupului turbogenerator: tgspq = 8430 [kJ/kWh]; randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 12500 [kJ/kg]

Se cere:

energia electric specific dezvoltatde turbina cu abur: spe [kJ/kg]; lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur: TAspl [kJ/kg];


29/110

consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:

brut

spq [kJ/kWh]; puterea termic intrat n ciclu (primit de ap/abur) raportat la D0: q1 [kJ/kg]; consumul specific de combustibil al centralei: bsp = [g/kWh]; randamentul termic al ciclului: t [%]; randamentul efectiv absolut al ciclului: absolutefectiv_ ; randamentul global brut al ciclului: brutglobal_ ;

Rezolvare:

consumul specific de abur al grupului turbogenerator:spspb

sp eeDDPDd 360036003600 000 ===

kWhkg

energia electric specific dezvoltat de turbina cu abur:6,1384

6,2

36003600===

spsp d

e

kg

kJ

lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur:1,1388

9975,0

6,1384

000

==

=

=

==

gm

sp

gm

b

gm

gmTA

iTA

iTAsp

e

D

P

D

P

D

Pl

kg

kJ

consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:7,9366

9,0843036003600 1 ===== cazan

tg

sp

cazanb

t

b

tcbrutsp qP

PPPq

kWh

kJt

puterea termic intrat n ciclu (primit de ap/abur) raportat la D0:din 1

0

10

0

1

0

1q

D

qD

D

P

D

P

P

P

d

qtb

b

t

sp

tgsp

=

===

3,32426,2

84301 ===

sp

tgsp

d

qq

kg

kJ

consumul specific de combustibil al centralei:3

103600][

]/[= kWP

skgBb

b

ssp

kWh

g

=

=

=

=

=

kWh

g

H

q

HP

P

HP

HBb

i

brutsp

ib

tc

ib

issp 74912500

107,936610103600103600

3333

randamentul termic al ciclului:4281,0

3,3242

1,1388

110

0

1

===

==

TA

TAsp

TA

TAsp

t

TAi

termicq

l

qD

lD

P

P [-] = 42,81 [%]

Observaie: 111 tcazan

tturbina

t PPP == ; 1=conducte (din ipotez)


30/110

randamentul efectiv absolut al ciclului:427,0

3,3242

6,1384

110

0

11_ ===

===

TA

TAsp

TA

TAsp

t

bturbina

t

babsolutefectiv

q

e

qD

eD

P

P

P

P [-] = 42,7 [%]

randamentul global brut al ciclului:conductecazanabsolutefectivturbina

t

conductecazanbcazan

t

cazanb

tc

bbrutglobal

P

P

P

P

P

P

=

=

== _

11_

3843,019,0427,0_ ==brutglobal [-] = 38,43 [%]

1.2.13.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.

Se cunosc: puterea electric la bornele generatorului: Pb = 35 000 [kW]; consumul specific de combustibil al centralei: bsp = 1029 [g/kWh]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 12000 [kJ/kg] randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-]; entalpiile exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h3 = 2650; h5 = 150; h6 = 320; h9 =

650; h9 = 673; h10 = 475; debitele de abur la prizele 1 i 2: Dp1 = 2,3 [kg/s]; Dp2 = 2,8 [kg/s]; produsul ntre randamentul mecanic i cel al generatorului: 974,0= gm ;

Se cere:

s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; debitul de abur viu: D0 [kg/s];

9

Dp2

8

PbD0

Dp3

Dp1

10

7 65

4

32

1

0


31/110

consumul specific de abur al grupului turbogenerator: dsp [kg/kWh]; debitul de abur extras la priza 3: Dp3 [kg/s]; puterea termic evacuat la condensator: Pt2 [kW].

Rezolvare:

Bilanul masic:D5 = D4 = D0 Dp1 Dp2 Dp3; D10 = Dp2; D6 = D3 + D5 + D10 = D0 Dp1; D7 = D6= D0 Dp1; D8 = D1 + D7 = D0; D9 = D8 = D0. Bilanul energetic pe cazan:consumul specific de combustibil al centralei:

3103600][]/[ =

kWPskgBb

b

ssp

kWhg 10

103600350001029

103600 33=

=

= bsps PbB

skg

puterea termic intrat n ciclu:

1080009,012000101 === cazanist HBP [ ]kW

( )9001 hhDPt =

6,396733400

108000

90

10 =

=

=hh

PD t

s

kg

consumul specific de abur al grupului turbogenerator:073,4

35000

6,3936003600 0 ===

b

sp

P

Dd

kWh

kg

Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec alimentat de la priza 3:6610105533 hDhDhDhD =++

6101025321033 )()( hDDhDhDDDDhD pppppp =++

2,23 =pD [ skg/ ]

Bilanul energetic pe grupul turbo-generator:puterea intern dezvoltat de turbina cu abur:

3,35934974,0

35000==

=

gm

bTAi

PP

[ ]kW

Puterea intern primit de pompa de alimentare:8,910)650673(6,39)( 89098, === hhDP

PAi [ ]kW

Bilanul energetic pe ciclu (diagrama Sankey):298,1 t

TAi

PAit PPPP +=+

puterea termic evacuat la condensator

5,729763,359348,91010800098,12 =+=+= TA

iPAitt PPPP [ ]kW


32/110

1.2.14. Se consider o central electric de termoficare (CET) cealimenteaz cu abur de 6 bar, de la contrapresiunea TA, un consumator industrial.Consumatorul termic nu returneaz condensul. Apa de adaus ce suplinetecondensul nereturnat este introdus n cazan prin intermediul unui sistem deprenclzire, echivalat cu un schimbtor de cldur (SC) de amestec, ce foloseteabur de la contrapresiunea turbinei. Considerm c turbina este simpl, fr prize.Se cunosc: parametrii aburului viu p1 = 100 bari t1 = 500 C, entalpia la intrarea iieirea din SC h4 = 137,8 kJ/kg i h5 = 670 kJ/kg, debitul de abur viu Dab = 10 kg/s,

randamentul intern al turbinei cu abur (TA) TAi = 80 %, randamentul mecanic m =

99 %, randamentul generatorului electric g = 98 %, randamentul cazanului caz =90 %, puterea calorific inferioar a combustibilului Hi = 10000 kJ/kg.

Se fac urmtoarele ipoteze simplificatoare i de calcul:

se neglijeaz creterea de entalpie n pompe; se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.

S se reali zezeschema termic de calcul i s se determi ne: parametrii termodinamici ai aburului la intrarea i ieirea din TA; debitul de abur necesar prenclzirii apei de adaos (D2 = Dp [kg/s]) i cel

trimis ctre consumatorul termic industrial (D3 = Dct [kg/s]); puterile necesare construirii diagramei Sankey [kW]; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; randamentul: termic t, global brut bruti indicele de termoficare y.

Rezolvare:

h1, s1, v1 = f(p1, t1) h1 = 3374 [kJ/kg], s1 = 6,597 [kJ/kg/K], v1 = 0,0328 [m3/kg].Entalpia teoretic la ieirea din turbin h2t = f(p2, s2t = s1) = 2686 [kJ/kg].

( ) 6,282321132 === tTAi hhhhh

kg

kJ

t2, v2 = f(p2, h2) t2 = 188 C, v2 = 0,3417 [m3/kg], abur supranclzit.

Bilanul masic:D1 = Dab, D2 = Dp,D3 = D1 D2 = Dab Dp,

D4 = D3 = Dab Dp,D5 = D2 + D4 = Dab Dp. Bilanul energetic pe prenclzitor:

554422 hDhDhD =+

) 542 hDhDDhD abpabp =+

( )

982,142

45 =

=

hh

hhDD abp

s

kg

018,83 === pabcons DDDD

s

kg


33/110

Diagrama Sankey (diagrama fluxurilor energetice)

Bilanul energetic pe TA:Puterea intern dezvoltat de TA:

( ) 550421 == hhDP abi [ ]kW

Puterea mecanic:5449== mim PP [ ]kW

Puterea la borne:

5340== gmb PP [ ]kW



( ) 1091 === gmbmg PPPP [ ]kW


( ) 27040511 == hhDP abt [ ]kW

( )004,3511 =

=

==

icazan

ab

icazan

t

i

ccs

H

hhD

H

P

H

PB

s

kg

30044== iscc HBP [ ]kW ;

( ) 300411 === cazancctcccazan PPPP [ ]kW ;

Bilanul energetic pe consumatorul termic:

Pi

PgPm

PctPcaz

Pcc

PbPm

Pt1


34/110

4433 hDPhD ct += [ ]kW innd cont de bilanul masic ( ) ( ) 43 hDDPhDD pabctpab += Puterea termic transmis consumatorului termic (efect util pentru ciclu):

( ) ( ) 2153643 == hhDDP pabct [ ]kW


11

=+

=t

ctit P

PP [-] 100=t [%]


cc

bgmtcazanbrut P

P [-] 3,87=brut [%]

indicele de termoficare (cogenerare) y [-]248,0==

ct

b

P

Py [-]

Observaie:n cazul cogenerrii, randamentul termic al ciclului nu mai reprezint un

indice important. n cazul acesta se recomand calculul indicelui de termoficare.


35/110

2. CALCULUL DE ANTEPROIECTARE A CTE CU ABUR

2.0. Introducere

Scopul capitolului este realizarea unui calcul preliminar de proiectare acircuitului termic pentru un grup de condensaie, aparinnd unei CentraleTermoElectrice (CTE) cu abur.

Datele iniiale pentru calcul (tema de proiect): Puterea nominal la borne: Pb [kW]; Numrul de grupuri al centralei: ng [-]; Presiunea aburului viu: p0 [bar]; Temperatura aburului viu: t0[C]; Temperatura de supranclzire intermediar: tSI[C]; Temperatura medie anual a rului (fluviu, mare): tru[C]; Temperatura apei de la instalaia de rcire: tIR[C]; Cota apei de ru: cru [-]; Puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi [kJ/kg];

Etapele pentru realizarea calculului sunt:2.1.Calculul presiunii la condensator;2.2.Estimarea presiunilor la prizele turbineio Predeterminarea numrului de trepte de prenclzire regenerativ;o Preliminarea temperaturii apei de alimentare;o Preliminarea creterilor de entalpie pe linia de prenclzire

intermediar;o Alegerea locului degazorului i a pompei de alimentare n schem;o Preliminarea parametrilor termodinamici din circuitul de prenclzire

regenerativ;o Determinare presiunilor la prizele turbinei.2.3.Destinderea n turbina cu aburo Alegerea presiunii din camera treptei de reglare a CIP;o Alegerea pierderilor de presiune i de entalpie pe conductele;o Predeterminarea debitului de abur;o Determinarea randamentelor interne ale turbinei cu abur;o Determinarea entalpiilor la prizele turbinei;o Alegerea numrului de fluxuri a CJP. Calculul seciunii de eapare din

CJP;o Determinarea pierderilor mecanice i la generator;o Perfecionarea schemei de prenclzire n zona PIP;o Antrenarea pompei de alimentare (EPA sau TPA).2.4.Calculul debitelor raportate de abur extrase din turbin;2.5.Calculul indicatorilor grupului.


36/110

2.1. Alegerea presiunii la condensator

n cazul centralelor electrice deosebim 3 tipuri de circuite de rcire: circuit deschis - cu ap preluat dintr-o surs natural (ru, fluviu,

mare) i returnat ctre aceeai surs; circuit nchis, cu instalaie de rcire (turn de rcire umed sau uscat, iaz

de rcire, etc.) - utilizat n cazul inexistenei unei surse naturaleimportante de ap de rcire n apropierea centralei;

circuit mixt ales n cazul n care exist o surs natural important deap de rcire n apropierea centralei, dar debitul maxim posibil a fiprelevat din aceast surs este mai mic dect debitul de ap de rciretotal cerut de central.

Considernd cazul rcirii n circuit mixt (cel mai complet din punct devedere al calculului propus), presiunea la condensator se determin n funcie de:

temperatura apei provenite de la ru (fluviu, mare): tru [C] temperatura apei provenite de la instalaia de rcire: tIR[C] cota apei de ru: cru [-]Pentru calculul temperaturii apei de rcire la intrarea n condensator

(tR1) vom scrie ecuaiile de bilan masic (2.1) i termic (2.2), integrnd bazinul deap rece ntr-un contur de bilan (figura 2.1). Astfel, debitul total de ap de rcire alcentralei (DRT) este suma dintre debitul de ap de rcire provenit de la ru (Dru) idebitul de ap de rcire provenit de la instalaia de rcire (DIR) (2.1).

Fi gura 2.1: Schem, simplificat, de calcul a presiunii la condensator

IR instalaie de rcire; PR pomp de rcire; PT pomp de turn;

IRRT DDD += ru (2.1)

( ) 11 RIRurRRTIRIRurur hDDhDhDhD +==+ (2.2)

condensator

bazin de

ap rece

PT

PRru

DRT, tR1DIR, tIR

Dru, tru

DRC, tR2

DRC, tR1

IR

ali rcitori


37/110

Putem raporta ecuaia (2.2) la cldura specific a apei, dac facem ipotezac aceasta are o variaie insignifiant cu presiunea i temperatura pe domeniul depresiuni i temperaturi ntlnit pe parte de ap de rcire. Astfel ecuaia (2.2) devine:

( ) 11 RIRurRRTIRIRurur tDDtDtDtD +==+ (2.3)

n funcie de cru (2.4) i utiliznd (2.1) putem calcula cota apei provenitede la instalaia de rcire (cIR) (2.5):

RT

urur D

Dc = (2.4)

urRT

urRT

RT

IRIR c

D

DD

D

Dc

1 === (2.5)

Raportnd ecuaia (2.3) la DRTi folosindu-ne de (2.4) i (2.5) obinemrelaia de calcul a temperaturii apei la intrarea n condensator (tR1):

( ) IRurururIRIRururR tctctctct +=+= 1 1 (2.6)

Diferenele de temperatur tC (2.7) i tC (2.8), puse n eviden dediagrama de transfer de cldur a condensatorului (figura 2.2), se aleg dintr-uninterval de valori uzuale obinut n urma calculelor tehnico-economice realizate deconstructorii de centrale (tabelul 2.1).

12 RRC ttt = (2.7)

22 )( RCsatRCC tptttt == (2.8)

Fi gura 2.2: Diagrama de schimb de cldur t-Q a condensatorului

Astfel, din (2.7) i (2.8) rezult temperatura de condensare a aburului (tC),care reprezint de fapt temperatura de saturaie a aburului la presiunea dincondensator tsat(pC) :

tR2

tR10

tc

tc

tc = tsat(pc)

Q [kW]

t [C]


38/110

CCRCRCsatC tttttptt ++=+== 12)( (2.9)

Tabelul 2.1: Valorile nclzirii optime a apei n condensator

Tipul grupuluiTipul circuitului

de rcirenclzirea optim a apein condensator, tC [C]

deschis (5) 8 9 (10)nchis (9) 10 12cu utilizare de durat a prii de condensaiemixt 9 11

cu utilizare redus a prii de condensaie (grupuride vrf sau turbine de termoficare n condensaie)

nchis 12 14

Pentru alegerea diferenei minime de temperatur a condensatoruluirecomandm urmtorul interval de valori: tC = 3 5 [C].

innd cont de valorile recomandate pentru tC (tabelul 2.1) i tC, precumi de valoarea calculat pentru tR1 (1.6), vom determina un interval de temperaturi

optim pentru tC (2.10, 2.11) ),(maxminCC tt , din care rezult intervalul optim pentru

presiunea la condensator (2.12, 2.13): ),( maxmin CCC ppp . Acest interval sedeterminat cu ajutorul tabelelor de proprieti termodinamice ale apei/aburului saua programelor de calcul realizate pentru determinarea acestor proprieti.

minmin

1

minmin )(CCRCsatC

tttptt ++== (2.10)

maxmax1

maxmax )( CCRCsatC tttptt ++== (2.11)

minmin )( CCsat ppt (2.12)

maxmax )( CCsat ppt (2.13)

n final pC este aleas din intervalul optim rezultat: ( )maxmin , CCC ppp .Pentru uurina calculului se recomand alegerea unei valori a presiunii care s

corespund unei izobare marcate n diagrama h [kJ/kg] - s [kJ/kg/K] sau n tabelelede proprieti ap / abur (de preferat o valoare cu o singur cifr semnificativ)aflat spre mijlocul intervalului.

Revenind la tC, aceasta se determin, utiliznd aceleai tabele sau programede calcul a proprietilor termodinamice ale apei / aburului, funcie de pC (lasaturaie): )( CsatC ptt = .

tR2 se fixeaz considernd o valoare, de preferat numr ntreg, pentru tC(din intervalul optim) CRR ttt += 12 , astfel nct valoarea rezultat pentru tC


39/110

(2

RCC ttt = ) s se afle de asemenea n intervalul optim corespunztor.

Evident, n cazul rcirii n circuit deschis cru = 1 i cIR = 0, iar n cazulrcirii n circuit nchis cru = 0 i cIR= 1.

2.2. Estimarea presiunilor la prizele turbinei

Prenclzirea regenerativ a apei este principala metod de cretere arandamentului unui ciclu cu abur Rankine Hirn. Datorit acestui fapt, metoda estefolosit la marea majoritate a Centralelor TermoElectrice (CTE) i CentralelorElectrice de Termoficare (CET). La centralele de condensaie, metoda este folosit

pentru creterea randamentului; la grupurile de cogenerare, se urmrete mrireaindicelui de termoficare.

Circuitul de prenclzire nclzete apa de alimentare, cu ajutorul aburuluiextras de la prizele turbinei, fiind format din schimbtoare de cldur:

prin amestec (Degazorul - D); acestea au, pe lng rolul de prenclzire, i peacela de a degaza termic apa de alimentare a cazanului.

prin suprafa; Dup poziia lor n raport cu ansamblul D - Pomp deAlimentare (PA), acestea sunt de dou feluri:- Prenclzitoare de Joas Presiune (PJP), situate n amonte de D;- Prenclzitoare de nalt Presiune (PIP), situate n aval de PA.;

Numerotarea aparatelor de schimb de cldur n schema termic se faceconform numrului extraciei de abur din turbin, ncepnd, fie de la priza cu ceamai nalt presiune, fie de la aceea cu cea mai joas presiune (n cazul de faapreferm s numerotm aparatele ncepnd cu priza cea mai joas presiune).

Optimizarea tehnico-economic a prenclzirii regenerative ine seama deurmtoarele efecte contrarii la creterea numrului de trepte de prenclzire:

Crete eficiena instalaiei;Crete complexitatea turbinei, a schemei i deci investiia n echipamente.

2.2.1. Numrul de trepte de prenclzire regenerativ.

Numrul de trepte de prenclzire regenerativ variaz n funcie demrimea grupului de la 6 la 9 pentru grupurile cu supranclzire intermediar.Pentru grupurile mici numrul de trepte recomandat fiind 6 7, iar pentru grupurilemari 7 9. Pe tipuri de aparate, structura schemei termice de prenclzire trebuie sndeplineasc urmtoarele condiii:

- Trebuie s existe cel puin un aparat de schimb de cldur prin amestecpentru degazarea termic.

- Numrul de PIP-uri trebuie s fie mai mic sau cel mult egal cu numrul dePJP-uri (exceptnd degazorul).


40/110

n figura 2.3 este dat un exemplu de schem de prenclzire regenerativ cuscurgere n cascad a condensului secundar.

Fi gura 2.3: Exemplu de schem de prenclzire regenerativ

2.2.2. Estimarea temperaturii de alimentare.

Temperatura de alimentare se va alege din intervalul rezultat din interseciaintervalelor obinute din optimizarea:

-

liniei de prenclzire regenerativi- supranclzirii intermediare.Alegerea numrului de prize din CIP

Schema de prenclzire este dictat de capacitatea constructorului deturbine de a practica sau nu o priz de prenclzire n CIP. Astfel pentru grupurilemici i mijlocii se prefer ca ultima treapt de prenclzire s fie alimentat de laieirea din CIP, iar pentru grupurile mari, cu parametrii ridicai, este de preferatalimentarea ultimei trepte de prenclzire de la o priz realizat n CIP.

Pentru grupurile subcritice fr priz n CIP

n ceea ce privete prenclzirea regenerativ, din punct de vedere statistic,ea se alege astfel nct s aparin unui interval dat (2.14), (2.15):

( ) 78,01 ,max

maxmax, +

+= cdpTscdal ttzz

tt (2.14)

( ) 72,01 ,min

minmin, +

+= cdpTscdal ttz

ztt (2.15)

unde: tal,max este temperatura de alimentare maxim;

PIP8

PIP7

PIP6 PJP4 PJP3 PJP2 PJP1

REC

DEG5


41/110

tal,min este temperatura de alimentare minim;zmax este numrul maxim de trepte de prenclzire;zmin este numrul minim de trepte de prenclzire;ts,pT este temperatura de saturaie la presiunea din tambur ( 1,1p0);tcd este temperatura de condensaie plus creterea de temperatur pe

recuperatoarele de abur (5 C);

Din punctul de vedere al presiunii de supranclzire intermediar (pSI),aceasta este i presiune de extracie pentru prenclzire. Ea este aleas dinintervalul urmtor (2.16):

( ) 0

I26,024,0 pp CIPnprizrf

S= (2.16)

unde p0 este presiunea aburului viu.

Modul de calcul al temperaturii de alimentare(tal) (dup ultimul PIP):- se calculeaz presiunea aburului la aparat (paparat) innd cont de pierderile

de presiune pe conducta de legtur ntre turbini prenclzitor (circa 5 %din presiunea de la priz) (2.17);

- se citete temperatura de saturaie (tsat_ap) la presiunea de la aparat;- tal se obine prin diferena ntre temperatura de saturaie de mai sus i

diferena minim de temperatur pe aparat (t = 3 C) (2.18).- se obine un interval pentru tal corespunztor intervalului de presiuni

optimizat din punct de vedere al supranclzirii intermediare (2.16);

CIPnprizrfSaparat

pp I

95,0 = (2.17)

ttt apsatal = _ (2.18)

tal se va alege din intervalul obinut prin intersecia intervalelor legate deprenclzirea regenerativ (2.14), (2.15), respectiv supranclzirea intermediar(2.18).

Pentru grupurile subcritice cu priz n CIP

n acest caz se separ presiunea de supranclzire intermediar detemperatura apei de alimentare la intrarea n cazan (figura 2.4).

Temperatura de alimentare se alege n acest caz dintr-un interval dat deoptimizarea prenclzirii regenerative(2.19), (2.20).

( ) 85,01 ,max

maxmax, +

+= cdpTscdal ttz

ztt (2.19)


42/110

( ) 77,01 ,minmin

min, ++= cdpTscdal ttz

ztt (2.20)

Fi gura 2.4: Exemplu de schem de prenclzire regenerativ cu priz n CIP

Presiunea de supranclzire intermediar (pSI) este n intervalul:

( ) 0

I16,014,0 pp CIPnprizcu

S= (2.16a)

Pentru grupurile cu parametrii supracritici, temperatura de alimentare se alege nintervalul urmtor (2.21):

( ) Ctal 310260 (2.21)

n final se va alege o valoare din intervalul rezultat pentru tal. Se va calculapresiunea la priza turbinei (ieire sau priz n CIP) (2.18), (2.17).

2.2.3. Alegerea presiunii la degazor

Pentru alegerea presiunii la degazor se parcurg urmtoarele etape:- se prelimin creterea de temperatur pe aparat (tPJP), neglijnd ntr-

o prim etap creterea de temperatur n pompe (2.22);

18,0 +

=

z

ttt cdalPJP (2.22)

unde: z este numrul de trepte de prenclzire regenerativ ales.

Definitivarea z se face inndu-se seama ca tPJP trebuie s aparinintervalului 22 32 C.

Observaie: Formula de mai sus ine cont de faptul c PIP-urile alimentatede la prize situate nainte de supranclzirea intermediar au o cretere mai mare deentalpie (temperatur). Creterea de entalpie (temperatur) este distribuit uniformpe celelalte PIP-uri i PJP-uri (inclusiv degazor).

CIP


43/110

- se calculeaz temperatura de saturaie din degazor tdeg (2.23) i sedetermin presiunea de saturaie (pdeg) corespunztoare tdeg

)1(deg ++= PJPPJPcd zttt (2.23)unde zPJP este numrul de PJP-uri

Alegerea valorii pentru zPJP se face urmrindu-se satisfacerea condiiei( )bar10,4pdeg .

2.2.4. Calculul parametrilor termodinamici pe linia de prenclzireregenerativ

Calculul parametrilor pe linia de condens principal

Calculul presiunilor se face inndu-se cont de urmtoarele elemente:- Pompele de condens asigur presiunea de injecie n degazor, deci acoper

pierderile de presiune legate de circulaia apei pe linia PJP (pPJP=12 barpe aparat i suprapresiunea de injecie n degazor 12 bar);

- Pompa de alimentare asigur presiunea aburului viu, deci acoperpierderile de presiune pe linia PIP (pPIP =1,52,5 bar pe aparat) i cazan;

Pierderile de presiune n cazan (pcaz) sunt calculate raportat la presiunea aburuluiviu (p0):

- 0)25,02,0( ppcaz = - cazanele cu tambur (cu trecere multipl);- 0)3,025,0( ppcaz = - cazanele cu strbatere forat unic.

p0 < 140 165 bar cazan cu circulaie natural multipl140 bar < p0 < 185 bar cazan cu circulaie forat multiplp0 > 185 bar sau p0 > 137 bar la grupuri cu pornire rapid cazan cu strbatereforat unic.

Creterea de entalpie pe PJP-uri (iPJP) se calculeaz cu formula (2.24):

1deg

+

=

PJP

cdPJP

z

iii (2.24)

unde ideg este entalpia la saturaie (x=0), corespunztoare pdeg;icd este funcie de tcdi pcd; 1)25,1(deg +++= PJPPJPcd pzpp

Presiunea de refulare a pompei de alimentare (pref) este dat de (2.25):

PIPPIPcazref pzppp ++= 0 (2.25)

Preliminarea creterii de entalpie n Pompa de Alimentare (iPA) se face cuurmtoarea formul (2.26):


44/110

100)(

=PA

medadmrefPA

vppi

(2.26)

unde: padm este presiunea de admisie n pomp (padm = pdeg) [bar];vmed este volumul specific mediu n pomp [m

3/kg]; se poate alege v(pdeg)PA este randamentul intern al pompei (0,750,85) [-].

Creterea de entalpie pe PIP-uri (iPIP) este:- PJPPIP ii = - pentru PIP-urile alimentate de dup supranclzirea

intermediar;- PIP-urile alimentate nainte supranclzirea intermediar preiau n mod

egal restul de cretere de entalpie pn la ial;Se calculeaz restul parametrilor termodinamici pe linia de condens

principal, cunoscndu-se presiunea i entalpia n fiecare punct.

Determinarea presiunilor la prizele turbinei

Fi gura 2.5: Exemplu de schem de prenclzire regenerativ cu priz n CIP

ttpt aparasat += 4)( (2.27)unde tsat(paprat) este temperatura de saturaie corespunztoare presiunii

aburului la aparatul schimbtor de cldur (SC) (PIP sau PJP);t4 este temperatura de ieire a apei din SC (figura 2.5);t este diferena minim de temperatur pe aparat;

0

t

tsat(paparat)

Q [kW]

t [C]

SR COND DS

4

1

3

2

1

2

3

4


45/110

t la PJP-uri este 46C (PJP nu au DS):t la PIP-uri:

- Fr desupranclzitoare nglobate este 6 9 C;- Cu desupranclzitoare nglobate este 1 5 C;

Din tsat(paparat) se determin paparat.Presiunea la priza din turbin ce alimenteaz SC se calculeazinnd cont

de pierderile de presiune de pe parcurs (2.28).

japaratjpriza pp ,, 05,1 = (2.28)unde j reprezint numrul SC corespunztor.

Determinarea parametrilor pe linia de condens secundar

Se poate neglija pierderea de presiune pe parte de abur n SC (2.29).

japaratjcondens pp ,, = (2.29)unde pcondens,j reprezint presiunea condensului secundar al SC;

Temperatura pe parte de condens secundar se poate calcula ca medieponderat ntre tsat(paparat) i temperatura apei la intrarea n aparat (t3) (figura 2.5)(2.30). Valori recomandate pentru coeficienii m i n din relaia (2.30):

n cazul SC fr subrcitor: m = 9, n = 1; n cazul SC cu subrcitor neperformant: m = 1, n = 1; n cazul SC cu subrcitor performant: m = 1, iar n = 2, 3 sau 4.

nm

tnptmt aparatsat

+

+= 32

)( (2.30)

Pentru presiunile i temperaturile de pe linia de condens secundar se citescceilali parametrii.

2.2.5. Alegerea presiunii aburului la ieirea din CMP

Pentru alegerea presiunii aburului la ieirea din CMP se ine cont c: la ieirea din CMP este obligatorie o priz de prenclzire regenerativ; numrul maxim de prize din CJP este 3;orientativ presiunea, n [bar], la ieirea din CMP, se alege n jurul valorii

date de raportul:[ ]

100

MWPbg (obs.: expresia nu reprezint o formul de

calcul a presiunii, deci nu trebuie s se verifice dimensional).


46/110

2.3. Destinderea n turbina cu abur

2.3.1. Etapele de calcul

Pentru exemplificarea destinderii se consider schema cea mai general aunui grup de condensaie cu supranclzire intermediar. n continuare mersul decalcul referitor la destinderea n turbin va fi raportat la notaiile dinfigura 2.6.

Fi gura 2.6: Schema termic de calcul a destinderii n turbina de aburcu supranclzire intermediar. Puncte caracteristice

Calculul destinderii n turbina cu abur presupune aflarea parametrilortermodinamici ai aburului n punctele caracteristice ale ciclului aflate pe traseuldestinderii ntre ieirea din cazan i intrarea n condensatorul de abur. Acest lucruimplic cunoaterea:

parametrilor aburului viu la ieirea din cazan: presiune i temperatur(punctul 0); date de proiect;

temperaturii de SI (punctul 6), ieirea din SI; dat de proiect; presiunea de SI (punctul 4), ieirea din CIP; valoare optimizat; presiunea aburului la ieirea din CMP (punctul 9); valoare aleas de

ctre proiectant (a se vedea paragraful 2.2.5); presiunea la condensator (punctul 11); valoare calculat de ctre

proiectant; pierderilor de presiune i de entalpie (sau de temperatur) pe

conductele de legtur ntre: cazan i CIP: traseele 0 1 i 1 2; CIP i SI: traseul 4 5; SI i CMP: traseele 6 7 i 7 - 8; CMP i CJP: traseul 9 10.

pierderii de presiune pe SI: traseul 5 6; randamentelor interne (izentropice) ale:

treptei de reglare a CIP: CIPTRi,

SIGE

VR

VIR

Cd

11

1098

7

6

5 4 3

2

1

0

GA


47/110

treptelor de presiune din CIP:

CIP

TPi, CMP (trepte de presiune): CMPi CJP (trepte de presiune): CJPi

2.3.2 Alegerea presiunii din camera treptei de reglare a CIP

Presiunea n camera treptei de reglare (pTR = p3) se va alege astfel nct sfie ndeplinit relaia (2.31). Intervalul considerat corespunde cderii teoretice deentalpie pe treapta de reglare de tip Rateau. Recomandm nceperea cutrii n

jurul valorii 23 85,0 pppTR == .

( )

==

kg

kJhhH t

TRt 654532 (2.31)

2.3.3. Alegerea pierderilor de presiune i de entalpie pe conducte

Pierderile de presiune i de entalpie pe conductele de legtur ntre cazan-CIP-SI-CMP-CJP se aleg, ntr-o prim etap, n funcie de experienaproiectantului i de tipul circuitului termic. n tabelul 2.2 sunt propuse valorileacestor pierderi valabile n cazul a dou tipuri de circuite termice:

9 CTE cu abur supranclzit, n condensaie, cu supranclzireintermediar;

9 CTE de termoficare urban, n condensaie, cu supranclzireintermediar, n schem bloc.

Tabelul 2.2: Valori orientative ale pierderilor de presiune i de entalpiepe conductele de legtur ntre cazan-CIP-SI-CMP-CJP

Traseul: i - j 0 - 1 1 - 2 4 - 5 5 - 6pi-j [bar] (0,04 0,06)p0 0,05p1 (0,03 0,04)pSI (0,03 0,05)pSIhi-j [kJ/kg] 3 5 0 2 4 Obs.: t6 = tSI

Traseul: i - j 6 - 7 7 - 8 9 - 10pi-j [bar] (0,02 0,03)pSI 0,02p7 (0,02 0,03)p9

hi-j [kJ/kg] 4 6 0 0

2.3.4. Predeterminarea debitului de abur

Randamentul intern al treptei de reglare i cel al treptelor de presiunedepind de debitul masic de abur prelucrat de acestea. n cazul proiectrii unui grupenergetic cunoatem puterea electric ce dorim a fi produs de generatorul turbinei,debitul de abur fiind o necunoscut. Totui, pentru determinarea acestuia avemnevoie de randamentele interne, pe corpuri, ale turbinei. Rezult necesitateautilizrii unui calcul iterativ pentru determinarea debitului de abur (Dab [kg/s])produs de generatorul de abur (cazanul de abur). ntr-o prim aproximaie se va


48/110

folosi Dab rezultat din calculul schemei Pantzer.

Schema Pantzer realizeaz un calcul termic simplificat al unei CTE sauCET. Scopurile acestui calcul sunt predeterminarea:

Dab cu o eroare destul de bun; indicilor specifici ce caracterizeaz centrala considerat.Calculul schemei Pantzer se realizeaz prin considerarea urmtoarelor

ipoteze simplificatoare i de calcul:a) La ciclurile de simple, fr supranclzire intermediar, se nlocuiete linia

de prenclzire regenerativ cu un aparat de schimb de cldur alimentat dela o priz fictiv. Aceast priz are entalpia egal cu media aritmetic a

entalpiilor de la prima i ultima priz a turbinei.b) La ciclurile cu supranclzire intermediar, sistemul de prenclzireregenerativ se nlocuiete cu dou aparate alimentate de la prize fictive nfelul urmtor: circuitul de prenclzire regenerativ alimentat de la prize cu presiune

mai mare dect cea a supranclzirii intermediare se nlocuiete cu unaparat de schimb de cldur alimentat de la o priz fictiv a creientalpie este egal cu media aritmetic dintre entalpiile prizei de ceamai nalt presiune i prizei situate nainte de supranclzireaintermediar;

circuitul de prenclzire regenerativ alimentat din prize cu presiunemai mic dect presiunea de supranclzire intermediar se nlocuiete

cu un aparat de schimb de cldur alimentat de la o priz fictiv avndentalpia egal cu media aritmetic a entalpiilor prizelor de cea maimic i cea mai mare presiune dintre prizele care alimenteaz zonarespectiv;

c) n cazul n care exist consumatori de cldur alimentai cu abur dinturbin, nu se mai poate face o simplificare a calculului circuitului deprenclzire regenerativ dup modelul de mai sus. n acest caz, n afar decriteriile de la punctele de mai sus, circuitul de prenclzire regenerativ semparte n zone delimitate de prizele de termoficare.

n cazul n care nu se realizeaz calcului schemei Pantzer, proiectantulpoate face o aproximaie mai grosier pentru predeterminarea valorii Dab. ntr-oprim aproximaie proiectantul va alege acest debit corelat cu Pbg [kW] (dat deproiect), alegndu-i totodat, din experiena sa, o valoare pentru debitul specific

de abur ( aburspd ) produs de cazan (2.32). Sugerm alegereaabur

spd n intervalul:

( )

hMW

tdabursp 2,34,2 . Facem observaia c

aburspd crete cu scderea Pbg.

[ ]

=

MWh

tdMWP

h

tD aburspbgab (2.32)


49/110

2.3.5. Determinarea randamentelor interne ale turbinei cu abur

Calculul este fcut n ipoteza neglijrii pierderilor de abur (n special prinlabirini).

Determinarea randamentului intern al treptei de reglare a CIP

Treapta de reglare (TR) a CIP poate fi de tip: Curtis sau Rateau. Aceastaare rolul de a regla debitul de abur intrat n turbin.

Treapta de reglare de tip Curtis are dou rnduri de palete mobile, fa detreapta de reglare de tip Rateau ce are un singur rnd. Aceast configuraie i

permite realizarea unei cderi mai mare de entalpie pe treapti micorarea n acestfel a lungimii turbinei, a numrului de trepte de presiune i implicit a investiiei nturbin. Dezavantajul fa de treapta de reglare de tip Rateau l reprezintrandamentul intern mai mic.

(2.33), (2.34) i (2.35) reprezint relaii de calcul ale randamentelor

interne corespunztoare treptei de reglarea a CIP ( TRi [-]):

(2.33) relaie de calcul a randamentului intern al treptei RATEAU (2.34) relaie de calcul a randamentului intern al treptei CURTIS (2.35) relaie de calcul a randamentului intern al treptei RATEAU,

recomandat n special pentru grupuri cu puteri mai mari de 200 MW.

2

52

2

4_ 1010283,0

v

p

DRATEAUTR

i

=

(2.33)

2

52

2

4_ 101028,0

v

p

DCURTISTR

i

=

(2.34)

2,

15,09,0

v

TRi Q

= (2.35)

222, vDQv = (2.36)

D2 [kg/s]: debitul masic de abur v2 [m3/kg]: volumul specific la intrarea n TR

p [bar]: presiunea la intrarea n TR Qv,2 [m3/s]: debitul volumic la intrarea n TR

n figura 2.7 se prezint variaia TRi [%] n funcie de Qv,2 [m3/s],

utiliznd relaia (2.35).


50/110

52545658606264666870727476788082848688

0,4 1 1,6 2,2 2,8 3,4 4 4,6 5,2 5,8 6,4 7 7,6 8,2 8,8 9,4 10

Debit volumic de abur [m3/s]

RandamentulinternalTR[%]

Fi gura 2.7: Variaia randamentului intern al treptei de reglare a CIP n funcie de debitul volumic

Determinarea randamentului intern al treptelor de presiune ale CIPi CMP

Randamentul intern volumic al treptelor de presiune (TP) ale CIP i CMPse poate determina cu ajutorul relaiei semiempirice (2.37), funcie de debitul

volumic de abur mediu geometric (calculat ntre intrarea i i ieirea e din TP)i de cderea teoretic de entalpie pe treptele de presiune (TP) TPtH .Pentru aproximarea debitelor de abur la prize se consider c la fiecare

priz de dup SI se extrage un debit de abur pentru prenclzire de 0,04 % dindebitul de abur viu. Debitul de abur extras din turbin nainte de prenclzirearegenerativ se va alege ntr-o prim aproximaie 0,1 % din debitul de abur viu.

+

=

20000

6001

5,0925,0,

TPt

mm

TPvi

H

vD (2.37)

eimDDD = (2.38)

eim vvv = (2.39)

n cazul TP din CIP, conform notaiilor dinfig. 2.6, relaiile (2.38) i (2.39)

devin: 43, DDD CIPTPm = , respectiv 43

, vvv CIPTPm = , iar tCIPTP

t hhH 43, = .

Analog, n cazul TP din CMP, vom utiliza n (2.37) urmtoarele relaii:

98, DDD CMPTPm = , 98

, vvv CMPTPm = , tCMPTP

t hhH 98, = .


51/110

Fi gura 2.8: Nomogram de calcul a randamentului internal grupului de trepte de presiune, la debite volumice mice

nfigurile 2.8 i 2.9 s-a reprezentat grafic, utiliznd relaia (2.37), variaiaTP

vi, funcie de produsul mm vD (debitul volumic de abur mediu geometric),

pentru diferite valori ale TPtH .

Datorit faptului c aburul iese din (ultima treapt de presiune din) CIP,respectiv din CMP cu o anumit vitez axial (c2a [m/s]), energia cinetic a acestuia( rezh [kJ/kg]) devine o pierdere extern pentru turbin (pierdere rezidual deentalpie) i se cuantific conform relaiei (2.40).

Observaie: c2a ieirea din CIP se poate alege ntre 50 i 70 [m/s], iar c2aieirea din CMP ntre 80 i 120 [m/s].

2000

22a

rezc

h = (2.40)

Entalpia real la ieirea din turbin (entalpia frnat) ine cont de rezh ;

aceasta se obine prin adugarea valorii pierderilor reziduale ( rezh ) la entalpia de

ieire din turbin calculat cu ajutorul TPvi , (2.41) (2.42).

CIPrez

natfr hhh += 4

4 (2.41)

CMPrez

natfr hhh += 9

9 (2.42)

74

75

76

77

78

79

80

81

82

83

84

85

86

3 3,5 4 4,5 5 5,5 6 6,5 7Debit volum ic de abur mediu geom etric [m3/s]

RandamentulinternalTP[%]

Ht = 250

Ht = 400

Ht = 550

Ht = 700

Ht [kJ/kg]


52/110

84

85

86

87

88

89

90

91

9293

7 10 13 16 19 22 25 28 31 34 37 40 43 46 49 52 55 58 61 64 67 70

Debit volumic de abur mediu geometric [m3/s]

RandamentulinternalTP[%] Ht = 700

Ht = 250

Ht = 400

Ht = 550

Ht = 850

Ht [kJ/kg]

Fi gura 2.9: Nomogram de calcul a randamentului internal grupului de trepte de presiune, la debite volumice mari

Determinarea randamentului intern al CJP

Randamentul intern uscat al CJP se va determina cu ajutorul relaiei

semiempirice (2.43), funcie de cderea teoretic de entalpie pe corp (

CJP

tH ).

+=

10000

400187,0,

CJPtCJP

uscati

H (2.43)

innd cont de faptul c, n general, zona final a destinderii din CJP se

afl sub curba de saturaie, CJPuscati , se va corecta cu un factor ce ine cont de efectul

umiditii ( umiditatek ), obinndu-se astfel randamentul umed al CJP (2.44).

umiditatek (2.45) depinde de raportul ntre cderea real de entalpie n zona umed

( CJPumed

H ) i cderea teoretic de entalpie n CJP (t

CJP

thhH

1110= ), precum i de

umiditatea medie n zona umed.

Observaie: n calcule simplificate se va considera2

1CJP

t

CJPumed

H

H.

umiditateCJPuscati

CJPumedi k= ,, (2.44)

( )2

19,08,01 11

x

H

Hk CJP

t

CJPumed

umiditate

= (2.45)


53/110

Evident, entalpia real la ieirea din CJP va ine cont de

CJP

rezh (2.46).

( )35,065,02000 1111

22 += xx

ch aCJPrez (2.46)

Observaie: c2a la ieirea din CJP se poate alege ntre 200 i 280 [m/s];cresctoare cu puterea la borne.

2.3.6. Determinarea entalpiilor la prizele turbinei

F igura 2.10: Determinarea entalpiilor la prizele turbinei (hai hc) ntr-un corp cu dou prize

Pentru exemplificarea modului de determinare a entalpiilor la prizeleturbinei considerm un corp de turbin cu dou prize (1i 2), intrrile i ieirile dincorp fiind puse n eviden de punctele 0i 3 (Figura 2.10). Modul de calcul esteacelai oricare ar fi numrul de prize n corpul de turbin.

Observaie: Pentru CIP, dac este cazul (priz n CIP), se va considera nlocul corpului de turbin doar zona treptelor de presiune.

Se consider cunoscute presiunile la intrarea i ieirea din corp (p1i p3),precum i presiunile la prizele turbinei (p1 i p2), din calculul circuitului deprenclzire regenerativ (vezi paragraful 2.2). De asemenea se cunosc: parametriiaburului la intrarea n corpul de turbin (p0, t0, h0, s0, v0), debitul masic la intrarea

n corp (exact sau aproximat), precum i extraciile la prize (exacte sau aproximate)(Figura 2.10). Randamentele interne se vor calcula conform paragrafului anterior.

Se vor exemplifica trei metode de calcul al entalpiilor la prize. Expunereametodelor se va face n ordinea cresctoare a rigurozitii i exactitii n calcul:

1. Randamentul intern va fi unul echivalent pe ntreg corpul de turbin(i). Din (2.47) va rezulta relaia generic de calcul a entalpiilor laprize: (2.48). n aceasta din urm entalpiile teoretice se vor determinaconform (2.49).

0t

0t2

0t32t

1t

0t1

3

2

1

0

h[kJ/k

g]

s [kJ/kg/K]

p2

p1

p3

p0


54/110

tj

ji hh

hh

00

0

= , unde j = 1, 2, 3 (2.47)

)( 000 tjij hhhh = , unde j = 1, 2, 3 (2.48)

),( 00 spfh jtj = , unde j = 1, 2, 3 (2.49)

2. Se pstreaz modul de calcul al randamentul intern de la punctulanterior, dar entalpiile la prizele turbinei se determin astfel:

jtj

jj

i hh

hh

=+1

, unde j = 0, 1, 2 (2.50)

)(1 jtjijj hhhh =+ , unde j = 0, 1, 2 (2.51)

),( 1 jjjt spfh += , unde j = 0, 1, 2 (2.52)

3. Modul de calcul al entalpiilor la prizele turbinei este acelai cu celprezentat la punctul anterior. Deosebirea const n faptul c de dataaceasta randamentul intern se va calcula pe fiecare zon de turbin nparte (2.53).Definiie: zona de turbin reprezint poriunea de turbin

cuprins ntre dou prize.

)(1,1 jtjjijj hhhh = ++ , unde j = 0, 1, 2 (2.53)

Observaie: Chiar daci se va calcula pe zone de turbin,TPtH din

relaia (2.37) i CJPtH din relaia (2.43) reprezint cderile teoretice de

entalpie pe ntregul corp de turbin. n cazul CIP, TPtH reprezint cderea

teoretic de entalpie pe toate treptele de presiune din CIP.

2.3.7. Calculul seciunii de eapare i alegerea numrului de fluxuri CJP.

Pentru alegerea seciunii finale i a nfl:

se exprim debitul volumic la ieirea din CJP ( 11V& ) n dou moduridup cum este prezentat n (2.54);

seciunea de eapare din CJP ( 11 ) se calculeaz utiliznd (2.55) din relaiile (2.54) i (2.55) se determin relaia de calcul a vitezei

axiale la ieirea din turbin (c2a) (2.56), folosit pentru determinarea nfl.


55/110

F igura 2.11: Organigram de determinare a: nfl, 11 i c2a

av cvDQ 211111111, == (2.54)

flppm nld = 11 (2.55)

flppm

va nld

vDQc

=

=

1111

11

11,2 (2.56)

Numrul de fluxuri a CJP (nfl) se determin cunoscnd n prealabilperechile de valori (diametru mediu, lungime) (dm, lp) disponibile pentru paletafinal a CJP (Tabelul 2.3) i factorul de ngustare a paletei (p 0,995).

Tabelul 2.3: Grupuri de perechi de valori (dm, lp)

dm [m] 1,85 1,92 2 2,15 2,195 2,26 2,47 2,55 2,45 2,55lp [m] 0,55 0,57 0,665 0,75 0,785 0,86 0,87 0,95 1,05 1,05

Modul de determinare a nfl, 11 i a c2a este iterativ (Figura 2.11).

nuda

nu

da

nu

da

da

nu

se alege nfl {1, 2, 4, 6}

se alege (dm, lp)(Tabelul 2.3)

se calculeaz c2afolosind rela ia (2.56)

c2a calculat cu (2.56) c2a ales n (2.46)

START

proiectant

c2a calculat> c2a ales

(d l ) (d l )

proiectant

se alege c2a n (2.46)

se calculeaz (2.54) STOP


56/110

Observaie: produsul flpm nld )( i c2a cresc cu puterea grupului.

2.3.8 Determinarea pierderilor mecanice i la generator

Pierderile la generator (Pg) i cele mecanice (Pm) [kW] se pot estimautiliznd relaiile (2.57) i (2.58). Acestea au rezultat prin interpolarea valorilorreprezentate n graficele date de Kostiuki Frolov (1986). Domeniul de puteri estede peste 3500 [kW] pn la circa 800 000 [kW].

)7366,2)ln(*0253,0)(ln*0365,0( 2 += bb PPg eP (2.57)

)7318,1)ln(*83,0)(ln*0111,0( 2 +

= mmPP

m eP (2.58)

Cu ajutorul relaiei (2.59) se determin puterea mecanic produs deturbin (Pm [kW]), iar din (2.60) (Figura 2.12) rezult valoarea randamentuluigeneratorului electric (g).

Documents

PEET - Aplicatii