1

1.1.1. Schema de principiu a instalaiei termoenergetice cu turbin cu abur 1.1.2. Ciclul termic ideal al turbinei cu abur (ciclul Carnot, ciclul Clausius-Rankine) 1.1.3. Ciclul termic real al turbinei cu abur

Turbina cu abur reprezint elementul principal al instalaiei termoenergetice.

Schimbarea strii aburului n ciclul Rankine la trecerea aburului prin diferite elemente ale instalaiei sunt prezentate pe diagrama T-s.

Pompa 1 ridic presiunea apei de alimentare pn la presiunea paa i o direcioneaz n cazan 2, consumnd pentru un kg de ap de alimentare lucrul Lp. Procesul izointrop de comprimare este prezentat pe diagrama T-s este prezentat prin segmentul a`a.

n cazan are loc nclzirea apei la presiune constant pn la temperatura de fierbere (linia ab) i evaporarea ei complet (linia bc). Aburul mai departe trece n supranclzitorul de abur 3 , unde temperatura lui este ridicat pn la To (linia cd). Transmiterea cldurii n cazan i supranclzitorul de abur are loc la presiunea constant po, astfel c ntreaga cantitate de cldur q1, transmise apei i aburului, n ntregime se consum pentru ridicarea entalpiei aburului i poate fi prezentat pentru 1 kg de abur n felul urmtor:

; Unde ho entalpia aburului la ieirea din supranclzitor,

haa entalpia apei de alimentare la intrare n cazan.

Cldura transmis aburului n cazan i supranclzitor, n diagrama T-s este reprezentat prin suprafaa 1abcd21.

Aburul ieit din supranclzitor cu entalpia ho, este ndreptat n turbina 4, unde aburul se destinde i produce lucrul LT. Pentru turbin, care pune n funciune electro generatorul 6 i lucreaz fr pierderi i schimbul de cldur cu mediul nconjurtor, procesul de destindere decurge dup izointrop prezentat pe diagrama T-s prin linia de. Aburul destins n turbin trece mai departe n condensatorul 5. Aici la presiunea constant pc, are loc transmiterea cldurii de la aburul destins

2

la apa de rcire, aburul se condenseaz, i condensatul cu entalpia este pompat de pompa 1 din nou n cazan. Procesul de cedare a cldurii n condensator este prezentat prin segmentul ea`.

Cldura q2, cedat de 1 kg de abur la presiune constant n condensator, n procesul de destindere izointropic n turbin se determin ca diferena de entalpii:

,

Unde hct entalpia aburului destins n turbin n procesul izointropic,

- entalpia condensatului.

n ciclul nchis, lucrul care poate fi obinut de la 1 kg de abur poate fi calculat ca:

.

Sau ,

unde - lucrul care poate fi produs n turbin ntr-un proces ideal, i este numit lucrul disponibil,

- lucrul care se consum n pomp.

Randamentul absolut al unei instalaii ideale, care lucreaz fr pierderi n turbin ntr-un proces de destindere izointrop a aburului, se calcul n felul urmtor:

sau

Dac se neglijeaz lucrul n pomp, vom avea:

Diferena dintre entalpiile iniial i final a procesului izointrop de destindere a aburului se gsete din diagrama H-s. Ho se numete cdere disponibil de

entalpie.

Dac destinderea aburului se termin n zona aburului umed (nesaturat), Ho poate fi calculat:

Atunci:

1

3

n realitate n turbin n rezultatul pierderilor la destinderea aburului, linia procesului de destindere a burului difer de izointrop (linia df); cldura cedat apei de rcire din condensator, q2=1af31 se mrete comparativ cu ciclul ideal, iar lucrul produs la destinderea aburului n turbin se micoreaz i reprezint diferena sau abcdea-2ef32, de unde:

. 2ef32 reprezint cldur, datorat pierderilor la destinderea aburului n turbin, cedat apei de rcire n condensator.

n cazul n care destinderea aburului se termin n zona aburului nesaturat, atunci aceast cldur va fi egal cu , unde - creterea entropiei determinat de pierderile la destinderea aburului n turbin. Lucrul produs de 1 kg de abur n turbin, se numete cdere util de entropie

.

Raportul dintre cderea de entalpie util i cderea de entalpie disponibil reprezint randamentul intern relativ al turbinei:

.

n cazul destinderii aburului n zona aburului nesaturat umed vom avea:

1 .

Raportul dintre cldura transformat n lucru n turbin i cldur comunicat agentului de lucru n cazan, se numete randamentul intern absolut:

.

Randamentul intern relativ al turbinei poate fi determinat, de asemenea, prin raportarea puterii dezvoltate de abur n turbin i puterea turbinei ideale. nmulind numitorul i numrtorul cu

4

debitul aburului G, vom obine puterea intern dezvoltat de turbin i puterea dezvoltat n turbina ideal:

.

La fel randamentul poate fi prezentat ca raportul dintre puterea intern a turbinei i cldura transmis agentului de lucru n cazan.

.

Nu toat puterea dezvoltat de abur n turbin, este consumat util, deoarece o parte din ea este consumat pentru acoperirea pierderilor mecanice.

Puterea efectiv, dezvoltat de turbin i transmis agregatului pus n funciune este mai mic dect puterea intern. Raportul dintre puterile efectiv i intern reprezint randamentul mecanic:

.

Raportul dintre puterea efectiv i puterea turbinei ideale se numete randamentul efectiv relativ al turbinei:

.

Raportul dintre puterea efectiv i cldura consumat se numete randament efectiv absolut:

.

Dac turbina este destinat pentru punerea n funciune a generatorului electric, atunci puterea electric Nel, produs de generator, este mai mic dect puterea efectiv Ne a turbinei. Raportul dintre puterea electric i puterea efectiv a turbinei, reprezint randamentul electric al generatorului electric:

.

Raportul dintre puterea electric i cea a turbinei ideale reprezint randamentul electric relativ:

.

Raportul dintre puterea electric i cldura consumat n ciclu reprezint randamentul electric absolut:

.

5

1.1.4. Parametrii care influeneaz valoarea randamentului termic al ciclurilor teoretice ale instalaiilor de turbine cu abur (presiunea de vaporizare; temperatura de supranclzire, presiunea de condensare).

Pentru analiza influenei diferitor parametri asupra eficienei ciclului termodinamic este raional de nlocuit ciclul Rankine cu ciclul echivalent Carnot. Trebuie de menionat c cedarea cldurii n condensator n limitele aburului umed are loc la temperatura ., ceea ce coincide cu condiiile ciclului Carnot. Introducerea cldurii n ciclu are loc pe trei poriuni: nclzirea apei pn la temperatura de saturaie (linia ab pe diagrama T-s din figura 1), vaporizrii apei la temperatura constant (linia bc), supranclzirea aburului (linia cd).

Cantitatea de cldur, introdus n condensator se determin cu ajutorul integralei definite n limitele i , care poate fi prezentat ca produsul dintre temperatura echivalent i diferena de entropie :

d . . (1)

Temperatura echivalent reprezint acea temperatur medie la care se introduce cldura, pentru care eficiena ciclului Rankine este egal cu eficiena ciclului Carnot. Este evident c temperatura echivalent . Poate fi determinat dac egalm randamentul ciclului Rankine cu cel al ciclului Carnot:

..

,

De unde

. . (2)

Temperatura aburului viu

Ridicarea temperaturii aburului viu duce la ridicarea randamentului termic al ciclului. Dac se compar cele dou cicluri din figura 2, care se deosebesc doar prin temperatura aburului viu, se poate de observat c, randamentul ciclului cu temperatura iniial mai mare trebuie s aib un randament mai mare. n realitate, ridicarea temperaturii aburului viu poate fi privit ca o adugare la ciclul iniial 1 21 cu temperatura echivalent . a unui ciclu suplimentar 2 2 2 (lucrul util al lui este prezentat prin suprfaa haurat ).

Deoarece temperatura final n ciclul iniial i cel adugat sunt aceleai, randamentul ciclului adugat este mai mare dect randamentul ciclului iniial, i, respectiv, temperatura echivalent a ciclului nou . va fi mai mare dect .,. Astfel, randamentul instalaiei va fi mai mare la ridicarea temperaturii iniiale.

Fig. 1. Ciclul ideal al instalaiei de turbin cu abur (Ciclul Rankine).

Fig. 2. Compararea ciclurilor ideale ale turbinei cu abur cu temperatura iniial diferit.

6

n turbinele cu condensaie procesul destinderii aburului se termin n domeniul aburului saturat umed (0 1). Eficiena treptelor ce funcioneaz cu abur saturat umed este mai mic dect a celor ce funcioneaz cu abur supranclzit. Deoarece ridicarea temperaturii iniiale la presiunea iniial i cea final nemodificate , duce la creterea titlului de vapori , astfel crete nu doar randamentul termic total , dar i randamentul relativ intern .

Problemele practice, legate de ridicarea temperaturii aburului viu, constau n faptul, c, oelurile utilizate la construcia turbinelor moderne i pierd rezistena la temperaturi ridicate. La creterea temperaturii iniiale de la un anumit nivel, brusc cad limitele curgerii i rezistenei.

La temperaturi ridicate apar deformaii de fluaj, ceea ce e legat de necesitatea micorrii tensiunilor admisibile sau durata normat de via a detaliilor care sunt supuse temperaturilor nalte ale aburului. Pentru asigurarea unei funcionri sigure pe o durat mai lung de funcionare (150 200 mii ore), este necesar de utilizat oeluri termorezistente, ndeosebi pentru suprafeele de schimb de cldur ale cazanului, conductelor de abur viu i a celui supranclzit intermediar, i elementelor de admisie a burului n turbin. Aceasta duce la ridicarea costului CET n ntregime. n afar de aceasta, ridicarea temperaturii nrutete indicatorii de manevr a echipamentului termoenergetic, adic duce la majorarea timpului necesar pentru pornirea-oprirea instalaiilor energetice.

Dei, au fost nsuite tehnologiile ce permit utilizarea aburului supranclzit pn la temperaturi de 565 -580 oC, i chiar n unele cazuri pn la 600 -650 oC, din cauza necesitii utilizrii unor oeluri din clasa austenite, ce posed un ir de dezavantaje tehnologice i au un cost mai mare, i condiiilor de manevr, n instalaiile moderne temperatura aburului viu i supranclzit intermediar nu depete 535 -540 oC, doar unele agregate sunt exploatate la temperaturi de 560 -565 oC.

Presiunea aburului viu

Fig. 3. Comparaia ciclurilor termodinamice cu presiunea aburului viu diferit n diagrama T-s.

Fig. 4. Modificarea cderii disponibile de entalpie n dependen de presiunea aburului viu la meninerea temperaturii aburului viu i presiunea n condensator nemodificate.

7

Ridicarea presiunii aburului viu este legat de ridicarea temperaturii de saturaie, ceea ce duce la ridicarea temperaturii echivalente . i ridicarea eficienei ciclului termodinamic.

Pentru comparaie n figura 3 n diagrama T-s sunt prezentate dou cicluri ideale cu presiunea aburului viu diferit, ns cu aceiai presiune n condensator . n ciclul 1 2 1 cu presiunea mai mare are loc introducerea cldurii la o temperatur echivalenta . . mai mare, acest ciclu este mai eficient ca ciclul 1 21. ns pe msura creterii presiunii aburului viu temperatura echivalent ., la nceput crete , iar apoi creterea ncetinete, i creterea ulterioar a presiunii va duce deja la micorarea temperaturii echivalente . i, respectiv, a eficienei ciclului. Cderea disponibil de entalpie n turbin , adic numrtorul n formula

Odat cu creterea presiunii crete pn n momentul n care tangenta ab la izoterma . nu devine paralel la poriunea izobarei . (figura 4).

Odat cu creterea la . crete umiditatea la sfritul procesului de destindere a aburului, ceea ce duce la micorarea randamentului relativ intern al turbinei. n cazul umiditii nalte a aburului n treptele urmtoare poate aprea coroziunea paletelor. De aceea creterea presiunii aburului viu se nsoete i de creterea temperaturii iniiale. Astfel, pentru

3,5 4 temperatura aburului nu trebuie s fie mai mic dect 400 435 , pentru 9 temperatura aburului nu trebuie s fie mai mic dect 480 500 . La alegerea presiunii trebuie de luat n considerare urmtorii factori:

Odat cu creterea cresc tensiunile n unele elemente ale turbinei. De aceea aceste elemente trebuie s fie confecionate cu pereii mai groi, ceea ce duce la majorarea timpului necesar pentru nclzirea acestor elemente i respectiv a timpului necesar pentru pornirea turbinei.

Creterea duce la creterea costului turbinei. Dei n acest caz scade consumul de abur i diametrele treptelor, crete numrul treptelor, grosimea pereilor i sunt necesare etanri mai performante.

Creterea duce la creterea nlimii de pompare a pompelor apei de alimentare, i respectiv puterii lor.

Presiunea de condensare .

Aburul destins n turbin, este ndreptat n condensator i se condenseaz n el la contactul cu evile reci, n interiorul crora circul apa de rcire. Condensarea aburului are loc la presiunea constant, i respectiv, aburul ce nimerete n condensator n stare de saturaie i pstreaz temperatura constant pe ntreaga durat a procesului. Presiunea n condensator este determinat de nivelul temperaturii de saturaie . Apa de rcire ce circul prin condensator, asigur nivelul jos al . Apa de rcire se utilizeaz din bazine acvatice naturale sau se utilizeaz apa ce este rcit n turnuri de rcire. Pentru meninerea vacuumului trebuie s fie asigurat un bun transfer de cldur pentru aceasta din spaiul de abur al condensatorului cu ajutorul ejectorului se extrag gazele care nu se condenseaz.

8

n Diagrama T-s prezentat n figura 5 sunt artate dou cicluri, care difer doar prin presiunea aburului n condensator i, respectiv, prin nivelul de temperatur la care are loc cedarea cldurii de la fluidul de lucru. Lucrul disponibil n ciclu este mai mare dect lucrul disponibil n ciclul cu mrimea echivalent a suprafeei haurate . Astfel, cderea disponibil de entalpie n primul ciclu este mai mare dect cderea de entalpie n al doilea ciclu cu:

. Deoarece temperatura slab influeneaz asupra cldurii consumate n cazan, astfel micorarea

ntotdeauna duce la ridicarea eficienei ciclului termodinamic.

Nivelul de temperaturi la care are loc cedarea cldurii n condensator depinde de temperatura apei de rcire, i el poate fi gsit din relaia:

, unde temperatura apei de rcire la intrare n condensator,

nclzirea apei de rcire n condensator ce depinde de cantitatea de cldur

cedat unui kg de abur la condensarea lui i de multiplul de recirculaie :

, ;

diferena de temperatur dintre temperatura de saturaie a aburului pentru presiunea din condensator i temperatura apei de rcire la ieire din condensator .

Diferena de entalpii reprezint cldura latent de condensare i puin se modific pentru turbinele cu condensaie: 22002300 / . De aceea n mare msur depinde de multiplul de recirculaie . Cu ct e mai mare multiplul recirculaie cu att e mai mic i respectiv presiunea . ns odat cu acesta crete i consumul de ap de rcire i, respectiv, crete consumul de energie pentru pompele de recirculare a apei de rcire. n practic multiplul de recirculaie se adopt n limitele 4090, ceea ce corespunde cu creterea temperaturii 14 6 . Diferena de temperatur depinde de sarcina suprafeei condensatorului, adic cantitatea de abur, care se condenseaz pe 1 . n afar de aceasta, depinde de ct e de curat suprafaa, de densitatea aerului din condensator i de temperatura i viteza apei de rcire. De obicei

5 10 . Dac turbina cu abur este destinat pentru o centrala electric, care dispune de cantiti mari de ap curgtoare utilizat ca apa de rcire, atunci temperatura ei se modific de la 2 iarna, pn

Fig. 5. Comparaia ciclurilor termodinamice cu presiunile finale prezentate n diagrama T-s.

9

la 25 vara. Pentru turbinele cu puterea electric 50 temperatura medie de calcul se adopt ca 10 12 , la ce corespunde presiunea 3,4 4 . Dac centrala electric se afl la distane mari de la bazinele naturale de ap, atunci este necesar de aplicat recircularea apei de rcire prin turnuri de rcire. n aa caz temperatura ei se modific de la 10 15 iarna, pn la 30 35 vara, iar temperatura medie de calcul se adopt ca

20 27 , la ce corespunde presiunea 5 8 . n unele cazuri reieind din condiiile climaterice sau tehnico economice presiunea de calcul din condensator poate fi i mai mare 10 12 .

10

1.1.5. Influena supranclzirii intermediare a aburului asupra randamentului termic al ITA

Schema ITA cu supranclzire intermediar a aburului este prezentat n figura 1.

Aburul dup destinderea sa de la presiunea pn la presiunea n partea de nalt presiune 4 a turbinei, este ndreptat n supranclzitorul intermediar a aburului, unde aburului se transmite cldur i temperatura lui se ridic de la pn la . .. Dup aceasta aburul este ndreptat din nou n turbin 6, unde are loc destinderea lui pn la presiunea din condensator .

Fig. 1. Schema de principiu a unei ITA cu supranclzire intermediar a aburului: 1 pompa apei de alimentare; 2 cazan; 3 supranclzitor de abur; 4 cilindrul de nalt presiune a turbinei; 5 supranclzitor intermediar de abur; 6 cilindrul de joas presiune a turbinei; 7 condensator.

Fig. 2. Ciclul ideal al ITA cu supranclzire intermediar a aburului n diagrama T-s.

Ciclul ITA cu suprnclzire intermediar a aburului i parametri supracritici ai aburului viu n diagrama T-s sunt prezentaten figura 2. Acest ciclu poate fi privit ca combinaia dintre ciclul de baz 1 21 i a ciclului suplimentar 2 32. Admitem, c temperatura echivalent a ciclului Carnot a ciclului de baz este egal cu ., iar temperatura echivalent a ciclului suplimentar . . .. Dac . . . ., atunci eficiena ciclului suplimentar va fi mai mare dect eficiena ciclului de baz i teoretic randamentul ciclului va crete.

Creterea eficienei n instalaia cu supranclzire a aburului are loc nu doar din cauza creterii eficienei ciclului termodinamic. Un ctig considerabil este determinat de micorarea umiditii n ultimele trepte (figura 2) datorit crui fapt randamentul intern relativ al acestora va fi mai mare, i, respectiv, randamentul relativ intern al turbinei va fi mai mare.

Cderea disponibil de entalpie n ciclul cu supranclzire intermediar va fi:

. . . . ; (1)

pe de alt parte , cldura, consumat n cazan i supranclzitorul intermediar de abur pentru 1 kg de abur, este

. . . . , (2)

11

iar randamentul termic al ciclului ideal:

. . . .. .

. .. .

. (3)

Randamentul absolut intern poate fi notat ca:

. . . .. .

, (4)

unde , reprezint randamentele relative interne ale prilor turbinei pn la supranclzitorul intermediar i dup el;

entalpia aburului la ieire din cilindrul de nalt presiune a turbinei.

Aburul, direcionat n supranclzitorul intermediar, pierde presiunea din cauza rezistenelor conductelor (conducta dintre turbin i supranclzitorul de abur i de la supranclzitorul de abur pn la turbin). Aceste pierderi duc la micorarea eficienei. De aceea, se consider admisibil pierderea de presiune n aceste conducte nu mai mare de 10 % din presiunea absolut din supranclzitorul intermediar.

Creterea ulterioar a eficienei ciclului poate fi obinut prin supranclzirea intermediar dubl, care se realizeaz conform aceleiai scheme ca i supranclzirea intermediar simpl. ns din cauza complicrii instalaiei cu dubl supranclzire intermediar, aplicarea ei este limitat.

Nivelul de temperatur, pn la care se efectueaz supranclzirea intermediar, deobicei se adopt ca . . 10 20 . Aplicarea dupranclzirii intermediare conduce la complicarea instalaiei i la necesitatea utilizrii oelurilor nalt aliate, astfel c costul turbinei crete considerabil.

Cderea disponibil de entalpie din aceast instalaie poate fi prezentat ca suma , unde cderea disponibil de entalpie a ciclului de baz (fr supranclzire intermediar), care

corespunde suprafeei ; cderea disponibil de entalpie suplimentar, determinat de supranclzirea intermediar i este echivalent suprafeei .

Pe de alt parte, consumul de cldur n acest ciclu comun poate fi la fel prezentat ca , n care reprezint consumul de cldur pentru 1 kg de abur viu (suprfaa 1 21), consumul suplimentar de cldur n supranclzitorul intermediar, echivalent cu suprfaa 2 32. Randamentul termic al ciclului cu supranclzirea intermediar a aburului poate fi scris ca:

. . . (5)

Dac presupunem, c temperatura supranclzirii intermediare a aburului este egal cu temperatura aburului viu, la modificarea temperaturii aburului ndreptat din turbin n supranclzitorul intermediar , se poate observa urmtorele. Cu ct este mai mare temperatura

, cu att va fi mai mare randamentul ciclului suplimentar, ns cota parte a lui n ciclul comun scade. Dac va coincide cu , supranclzire intermediar nu exist. Pe de alt parte dac se

12

micoreaz , se micoreaz i temperatura echivalent a ciclului suplimentar . . ., ceea ce poate duce ntr-un final nu la ridicarea randamentului termic dar la micorarea lui. Este evident c, n procesul modificrii temperaturii exist aa o valoare a ei , pentru care randamentul ciclului comun va fi maxim.

Aceast temperatur poate fi gsit reieind din urmtoarele consideraii.

Cderea disponibil de entalpie a ciclului suplimentar poate fi prezentat ca:

. . . . , (6)

unde reprezint cderea entalpiei disponibile la creterea .

Fiecare ciclu suplimentar va avea randamentul mai mare dect cel al ciclului de baz, adic mai mare dect . / ., dac temperatura iniial a ciclului suplimentar va fi mai mare ca .. Respectiv, dac temperatura aburului ndreptat n supranclzitorul intermediar va fi egal cu temperatura echivalent a ciclului de baz ., atunci ciclul suplimentar va avea eficiena mai mare dect a celui de baz, i, respectiv, randamentul ciclului comun va fi mai mare dect randamentul ciclului de baz . . .

Temperatura trebuie s fie aleas astfel ca ciclul suplimentar s aib un randament, aproximativ egal cu randamentul ciclului comun, adic .. Pentru nceput trebuie de determinat .:

. . (7)

Dup aceasta se determin . . conform formulei (3) sau (4) pentru ciclul comun pentru . i conform formulei:

. .. (8)

De obicei 1,02 1,04 .. La proiectarea ITA parametrii aburului nainte de supranclzitorul intermediar, de obicei se aleg conform presiunii relative, care cel mai des are valori de . ./ 0,2 0,3. n cazul supranclzirii intermediare duble a aburului, presiunea supranclzirii intermediare n al doilea supranclzitor se alege n limitele . ./ . . 0,2 0,3.

13

1.1.6. Influena prenclzirii regenerative a apei de alimentare asupra randamentului termic al ITA (reprezentarea n diagrama T-s).

Pierderile de cldur cu apa de rcire n condensatorul turbinei sunt direct proporionale cu cantitatea aburului destins, direcionat n condensator. Debitul aburului n condensator poate fi considerabil micorat (cu 30 -40 %) prin prelevarea lui din cteva trepte intermediare n scopul prenclzirii apei de alimentare, dup ce el a produs lucru n treptele precedente.

Condensatul evacuat din condensator are o temperatur egal cu temperatura de saturaie la presiunea din condensator. n dependen de presiunea din condensator aceast temperatur poate fi 20 40 oC.

Temperatura de vaporizare a apei de alimentare, n dependen de presiunea din cazan, poate varia ntre 230 374 oC.

Pentru diferena mare dintre temperatura de vaporizare i temperatura condensatului, evacuat din condensator, se poate de prenclzit apa de alimentare cu abur, prelevat din treptele intermediare ale turbinei. O astfel de prenclzire a apei de alimentare se numete prenclzire regenerativ.

Ciclul regenerativ n comparaie cu ciclul obinuit, are o temperatur medie mai nalt de introducere a cldurii n ciclu, n timp ce temperatura la care este cedat rmne neschimbat. De aceea ciclul regenerativ are un randament termic mai mare.

Ridicarea eficienei n ciclu regenerativ, la fel ca i n cel cu termoficare, este proporional cu puterea electric dezvoltat pe baza consumului de cldur, adic cldurii transmise apei de alimentare n sistemul de regenerare. Aceast cantitate de cldur depinde diferena de cldur dintre apa de alimentare i condensat, i practic nu depinde de numrul prizelor regenerative. ns puterea electric a turbinei, dezvoltat de turbin n cazul unei i aceleiai cantiti de cldur pentru prenclzirea apei de alimentare i aceluiai consum de abur viu, depinde n mare msur de numrul prizelor i distribuia nclzirii apei de alimentare n prenclzitoarele regenerative. Pentru aceiai temperatur a apei de alimentare puterii maxime i corespunde un numr infinit de prize regenerative, iar cea minimal unei singure prize.

n cazul prenclzirii regenerative a apei de alimentare ntr-o singur treapt, se obine eficiena minim la presiunea foarte nalt (apropiat de presiunea aburului viu) sau la cea foarte joas (presiunea aburului ndreptat n condensator), iar eficiena maxim la valoare intermediar a presiunii.

Pentru a ne convinge de acest fapt s analizm schema de principiu a ITA cu regenerare prezentat n figura 1. Pentru regenerarea apei se utilizeaz n aceast schem, un schimbtor de cldur de suprafa. Apa de alimentare este direcionat cu ajutorul pompei n cazan prin fascicolul de evi al schimbtorului de cldur, unde este prenclzit din partea exterioar cu ajutorul aburului preluat din priza regenerativ a

Fig. 1. Schema de principiu al ITA cu o treapt de prenclzire regenerativ a apei.

14

turbinei. n acest caz temperatura apei de alimentare la ieire din cazan va fi puin mai mic dect cea de saturaie a aburului nclzitor. Aceast diferen de temperaturi constituie 1,5 6 oC.

n afar de schimbtoarele de cldur de suprafa, la presiuni mici ale aburului prelevat, pentru prenclzirea apei de alimentare se utilizeaz i schimbtoare de cldur prin amestec, n care aburul se amestec cu apa de alimentare.

Pentru regenerarea apei, n schema din figura 1, se utilizeaz un schimbtor de cldur de suprafa. La trecerea apei de alimentare prenclzitorul regenerativ, ea se prenclzete i entalpia ei crete de la pn la . .. n timpe ce entalpia aburului ce nclzete apa de alimentare, se micoreaz de la pn la . Condensatul aburului nclzitor cu entalpia este ndreptat n condensator. Diferena de entalpie dintre entalpia apei de alimentare la ieire din prenclzitor i entalpia condensatului aburului nclzitor ndreptat n condensator va fi:

. ..

Dac notm prin cantitatea de abur prelevat din priza regenerativ, exprimat n pri ale cantitii aburului viu ndreptate n turbin, bilanul termic al prenclzitorului regenerativ va fi:

. . .(1)

De aici rezult cota parte a aburului prelevat din priza regenerativ:

, (2)

Puterea relativ, dezvoltat de aburul prelevat, se va determina cu urmtoarea relaie:

. (3)

Aceast putere este dezvoltat fr a avea pierderi n condensator. Dac pe axa ordonatelor de depus entalpia aburului extras din priza regenerativ , iar pe axa abscislelor entalpia condensatului lui, se poate de obinut dependena grafic 1 ntre aceste valori. Lund n consideraie diferena . ., deplasn cu valoarea linia 1 n stnga, se obine dependena 2 entalpiei aburului nclzitor de entalpia apei de alimentare.

Deoarece diferena entalpiilor dintre aburul extras din priza regenerativ i condensatul lui, din numitorul relaiei (3), puin depinde de presiunea aburului extras, puterea , dezvoltat de aburul extras, este proporional cu suprafaa dreptunghiular haurat, avnd laturile i (figura 2). n cazul entalpiei aburului extras egal cu egal cu sau cu , aria acestei suprafee, i respectiv, vor fi egale cu zero. n timp ce puterea maxim se va obine pentru o valoare intermediar a entalpiei aburului extras, apropiat de media valorilor entalpiilor i , cnd cldura transmis

Fig. 2. Dependena aburului extras de entalpia condensatului lui

15

apei de alimentare n prenclzitorul regenerativ va fi aproximativ egal cu jumtate din cldura necesar pentru prenclzirea ei de la temperatura condensatului pn la temperatura de saturaie la presiunea din cazan.

Dac, n loc de prnclzire a apei de alimentare ntr-o singur treapt, s-ar aplica prenclzirea ei n trei trepte, atunci puterea dezvoltat de aburul extras va crete pn la valoarea proporional cu suprfaa . Iar n cazul unui numr infinit de trepte de prenclzire regenerativ, puterea dezvoltat ar ajunge valoarea ei maxim, echivalent cu suprafaa .

n practic, reieind din condiiile tehnico-economice, numrul prizelor regenerative este limitat (de obicei nu mai mult de nou), iar punctele de extragere a aburului se aleg, astfel ca, n fiecare prenclzitor entalpia apei de alimentare s creasc cu aproximativ aceiai valoare, adic ca cderea de entalpie a aburului ntre prizele vecine s fie aproximativ aceeai.

Prenclzirea regenerativ a apei ar putea fi realizat pn la temperatura de saturaie la presiunea din cazan. ns, n acest caz ar crete considerabil pierderile cu temperatura gazelor evacuate din cazan. De aceea, conform normelor internaionale, temperatura apei de alimentare la intrare n cazan trebuie s fie egal cu 0,65 0,75 din valoarea temperaturii de saturaie.

Randamentul termic al ciclului cu regenerare (n cazul unui numr infinit de prize regenerative) poate fi evaluat cu ajutorul diagramei T-s, n care cldur transmis n cazan este

. ., echivalent cu suprafaa 1 21 , iar cldura cedat n condensator . . , echivalent cu suprfaa 1 21. Astfel, randamentul termic al ciclului ideal cu regenerare fr supranclzirea intermediar a aburului i cu un numr infinit de prize regenerative, va fi:

1 . .. .

. (4)

n mod analog, se poate scrie relaia randamentului pentru ciclul regenerativ cu supranclzirea intermediar a aburului i cu un numr infinit de prize regenerative:

1 . .. .

. (5)

Randamentul termic al ciclului fr regenerare i supranclzirea intermediar a aburului:

1 . (6)

Randamentul termic al ciclului cu supranclzirea intermediar a aburului i fr regenerare:

1 . (7)

Astfel, ridicarea eficienei care poate fi obinut la aplicarea regenerrii cldurii n ciclul ideal, va fi:

Fig. 3. Ciclul ideal al ITA cu prenclzire regenerativ (n cazul unui numr infinit de prize regenerative).

16

a) n cazul lipsei prenclzirii intermediare:

, (8)

b) n cazul prenclzirii intermediare:

. (9)

n cazul unui numr limitat de prize regenerative la , ridicare eficienei poate fi evaluat cu urmtoarea relaie:

1. .

, (10)

unde entalpia aburului extras din priza regenerativ superioar;

eficiena sistemului de regenerare ( 0,98 0,99).

17

1.1.7. Influena termoficrii asupra parametrilor ITA (scheme de principiu, reprezentarea proceselor termice n diagrama T-s)

n orae i regiunile industrializate, pe lng consumul de energie electric exist i consumul de energie termic (pentru nclzire, prepararea apei calde menajere, necesiti tehnologice etc.). Consumul de energie termic pentru nclzire n mare msur depinde de perioada anului, atingnd valori maxime n perioada de var i practic lipsind n perioada de var.

Fig. 1. Compararea ciclurilor termodinamice ideale n diagrama T-s pentru turbina cu condensaie i cea cu contrapresiune.

Fig. 2. Schemele de principiu ale instalaiilor de producere a energiei electrice i a celei termice:

a instalaie separat; b instalaie combinat.

Consumatorii tehnologici de obicei au nevoie de energie termic pe parcursul ntregului an. O eficien mai mare poate fi atins la producerea combinat a energiei electrice i a celei termice. n acest caz n cazan se produce abur de presiuni mai nalte, care este ndreptat n turbin, unde are loc destinderea lui pn la presiunea necesar consumatorului termic. Condensndu-se n instalaiile tehnologice de nclzire sau uscare ale consumatorului, aburul cedeaz cldura latent de condensare i n form de condensat se returneaz n ntregime sau parial la CET.

n diagrama T-s din figura 1 sunt prezentate procesele din ITA cu condensaie i ITA cu contrapresiune. Deoarece consumatorii de energie termic utilizeaz aburul cu temperatura de saturaie ridicat, presiunea aburului la ieire din turbina cu contrapresiune, de obicei, este mai mare ca presiunea atmosferic i cedarea cldurii n ciclu are loc la un nivel de temperaturi mai nalt , dect n temperatura cu condensaie. De aceea lucrul produs de 1 kg de abur n turbina cu contrapresiune este mai mic, dect n turbina cu condensaie, ce reiese uor din compararea suprafeelor i , echivalente cldurii care poate fi transformat n lucru n ambele instalaii.

ns n ITA cu condensaie cldura aburului destins, suprafaa echivalent 1 21 i egal cu , este transmis apei de rcire i se pierde, n timp ce ITA cu contrapresiune, ce

alimenteaz cu energie termic consumatorii externi, cldura aburului destins (echivalent cu suprafaa 1 21 ) poate fi ntr-o mare msur poate fi utilizat. Adic, n loc de a produce energie electric la ITA cu condensaie pur, care are 60 65 % de pierderi cu cldura transmis da la aburul destins ctre apa de rcire, i plus la aceasta de consumat suplimentar combustibil pentru asigurarea cu energie termic a consumatorilor, se poate de produs ntr-un ciclu combinat (co-generare) utiliznd aproape toat cldura coninut n aburul destins echivalent suprafeei

18

1 21 . n acelai timp cldura echivalent cu suprafaa se utilizeaz pentru producerea energiei electrice, iar cldura echivalent cu suprfaa 1 21 este transmis consumatorului termic extern.

n majoritatea cazurilor energia electric, care raional ar trebui s fie produs pe baza energiei termice, nu acoper toate necesitile consumatorilor din regiune. De aceea, pe lng instalaiile, a cror abur destins este utilizat pentru acoperirea sarcinii termice a consumatorilor din regiune, se instaleaz i ITA cu condensaie pur. ns cu ct mai mult energie electric se produce n baza consumului de energie termice, cu att mai mic puterea instalaiilor de condensare este necesar i, respectiv, o cantitate mai mic de cldur va fi cedat apei de rcire.

Pentru a evalua economia de energie termic obinut la producerea combinat a energie, trebuie comparate schemele de principiu din figura 2 a) i b). Pe prima schem sunt prezentate dou instalaii, n care energia electric se produce separat n ITA cu condensaie, iar energia termic ntr-o central termic separat. n figura 2 b) este prezentat schema de principiu a instalaiei pentru producerea combinat a energiei electrice i a celei termice. Aceast instalaie const dintr-o turbin cu contrapresiune i una cu condensaie. Cldura aburului destins n turbina cu contrapresiune se utilizeaz pentru acoperirea sarcinii termice. Ambele turbine sunt alimentate cu abur viu produs n acelai cazan.

Se presupune, c trebuie de acoperit sarcina electric i sarcina termic . n continuare se va stabili n care din cele dou instalaii prezentate n figura 2, consumul de cldur va fi mai mic. Cderile reale de entalpie, respectiv, pentru turbina cu contrapresiune i cu condensaie vor fi i . Pentru comparare se admite c n ambele cazuri la intrare n cazan are aceeai entalpie .

Pentru simplificare n continuare se admite c, puterii electrice corespunde puterea intern :

/ . (1) Atunci consumul de cldur pentru producerea separat n instalaiile din figura 2, a) va fi:

. (2)

Pentru producerea combinat a energiei n instalaia cu turbina cu contrapresiune i cea cu condensaie, va fi necesar consumul de abur i, respectiv, . Puterea acestor turbine va fi:

, (3)

De unde rezult consumul de abur pentru turbina cu condensie :

. (4)

Astfel, consumul de cldur pentru producerea combinat va fi:

1 . (5)

19

Introducnd mrimea , determinat n dependen de cantitatea de cldur necesar consumatorului,

, (6)

determinm

1 . (7)

Scznd din consumul de cldur pentru producerea separat consumul de cldur pentru producerea combinat , se determin economia de energie:

1 1 1 . (8)

Economia de energie poate fi exprimat i procentual n raport cu cldura livrat consumatorului:

1 . (9)

20

2.2.1. Curgerea agentului de lucru prin ajutaje i paletele fixe (curgerea cu neglijarea frecrii i cea cu destinderea real dintr-un ajutaj)

Curgerea prin ajutaje, neglijnd frecarea

Prin noiunea de ajutaj se nelege o poriune de canal, (fig. 1), de un profil determinat, ce servete pentru curgerea unui fluid n vederea realizrii unei viteze date. Aplicnd ecuaia conservrii energiei n cazul curgerii prin ajutaj i observnd c schimbul de energie ntre fluid i mediul exterior, pe drumul cuprins ntre seciunea de intrare i cea de ieire din ajutaj, se reduce doar la pierderile de cldur prin suprafeele exterioare ale ajutajului, pierderi a cror valoare este n general neglijabil n comparaie cu valoarea celorlali termeni din aceast relaie, se obine

, (1)

unde , viteza real a curentului la intrare, respectiv la ieirea din ajutaj;

, - entalpia fluidului la intrare, respectiv la ieirea din ajutaj. Dac se cunoate viteza la intrare i entalpiile i

, atunci relaia permite determinarea vitezei de curgere la ieirea din ajutaj

2 , (2) n care ,

unde - energia cinetic de la intrare

. (3)

n cazul curgerii izoentropice, dac se noteaz cu i entalpia, respectiv viteza curentului la ieirea din ajutaj, relaia (2) devine

2 . (4) Daca se aplic ecuaia conservam energiei ntre seciunea de intrare i o seciune oarecare x-x, cu notaiile din figura 3.11, se obine n cazul curgerii izoentropice

2 2 . (5) unde , (6)

- entalpia fluidului n seciunea x-x. Viteza fluidului n seciunea x-x depinde deci de cderea de entalpie de la starea de stagnare pn la cea din seciunea x-x. Viteza corespunde curgerii prin ajutajul real numai pentru valori ale entalpiei .

Fig. 1. Notaii pentru curgerea printr-un ajutaj.

Fig. 2. Reprezentarea n diagram h-s a curgerii izoentropice din ajutaj.

21

Dac A0 este punctul din diagrama h-s (figura 2) reprezentnd starea fluidului la intrarea n ajutajul real, atunci starea de stagnare va fi determinat prin intersecia a curbei , ce trece prin A0 cu dreapta de entalpie . Pe de alt parte integrnd ecuaia general a cldurii

d d d (7) n cazul transformrii izoentropice, de la starea de stagnare pn la presiunea p din seciunea x x se obine

d , (8) unde reprezint cldura absorbit de 1 kg de fluid n timpul curgerii de la seciunea de intrare n ajutaj pn la seciunea xx i este egal cu suma dintre cldura absorbit de la mediul exterior i cldura produs prin frecare i absorbit de fluid ntre aceleai seciuni

, (9)

Conform ipotezelor fcute 0 astfel c relaia (8) devine d . (10)

Destinderea fiind izeontropic se poate scrie ., (11)

De unde / , (12)

cu care (11) devine / / d ,

i deci

1 , (13)

nlocuind aceast expresie a lui n relaia (5), se obine expresia vitezei n funcie de raportul de presiuni

2 1 , (14)

unde s-a notat cu raportul de presiuni

. (15)

Relaia (14), innd seama de ecuaia izoentropiei, mai poate fi scris i sub forma

2 . (16)

Pe de alt parte, observnd c, n cazul transformrii izoentropice ., relaia (3.5) devine

22

, (17) cu care relaia (16) devine

2 , (18) unde s-a notat cu :

viteza de propagare a sunetului n fluid, corespunztoare strii de stagnare; viteza sunetului n fluid, corespunztoare strii determinat de presiunea i

volumul specific . Pentru un gaz perfect, fiind constant, din relaia (17) se vede c, viteza sunetului n gaz depinde numai de temperatura lui i nu depinde de presiune. Din relaia (14) rezult c, pentru presiuni din ce n ce mai mici viteza curentului cx crete. Pe de alt parte din relaia (16) rezult c, pentru ca s creasc, trebuie s scad. n acest caz din relaia (3.24) rezult c, viteza sunetului, prin micorarea presiunii , n cazul unei destinderi izoentropice scade, astfel c, la o anumit valoare a presiunii viteza curentului ajunge s fie egal cu viteza sunetului din mediul respectiv. Notnd cu aceast vitez a fluidului numit vitez critic

, din relaia (18) se obine

(19)

sau, nlocuind pe prin expresia ei dat de relaia (17)

(20)

nlocuind viteza din relaia (14) prin expresia (20) a vitezei critice se obine raportul de presiuni, pentru care se realizeaz viteza critic:

, (21)

unde s-a notat cu raportul de presiuni , (22)

numit raport critic de presiuni, presiunea corespunztoare seciunii n care s-a realizat viteza critic fiind denumit presiune critic. Dup cum se vede din aceste relaii, raportul critic de presiuni este o mrime constant, ce depinde numai de valoarea exponentului izoentropic. Presiunea critic depinde numai de presiunea de stagnare, iar viteza critic depinde numai de presiunea i volumul specific corespunztori strii de stagnare. Dac se aplic ecuaia continuitii pentru o seciune oarecare x x a ajutajului, a crei suprafa este se obine, innd seama i de relaia (14)

1 . n cazul curgerii izoentropice

23

,

astfel c relaia precedent devine

. (23)

Relaia aceasta, cunoscut i sub numele de ecuaia lui Saint-Venant, permite determinarea seciunii a ajutajului n aa fel nct, n aceast seciune s se realizeze presiunea respectiv raportul de presiune dac se cunoate debitul ce se scurge prin ajutaj.

Dac pentru un debit dat , acelai pentru toate seciunile transversale ale ajutajului, se reprezint raportul / n funcie de raportul de presiuni cu ajutorul relaiei (23), se obine curba din figura 3.13. Dup cum rezult din relaia (23) / devine infinit pentru

1,0, ceea ce corespunde la i pentru 0, ceea ce are loc pentru 0 i prezint un minim n seciunea n care, viteza de curgere atinge viteza sunetului i deci presiunea trebuie s fie egal cu cea critic.

La aceeai concluzie se poate ajunge i direct, determinnd minimul funciei / prin anularea derivatei relaiei (23). Dac se nlocuiete n ecuaia lui Saint-Venant prin raportul critic se obine debitul critic

. (24)

Dup cum s-a amintit deja, pentru respectiv pentru 1,0, seciunea de curgere necesar pentru trecerea debitului dat de fluid trebuie s fie infinit de mare, ceea ce este explicabil, deoarece pentru starea de stagnare, viteza de curgere s-a presupus egal cu zero. Pe msur ce aburul, sau gazul, se destinde n ajutaj, scade, iar viteza i volumul specific cresc. La nceputul destinderii viteza crete mult mai repede dect volumul specific, astfel c seciunea ajutajului scade repede. Pe msura ce destinderea continu, creterea volumului specific devine din ce n ce mai accentuat, iar creterea vitezei din ce n ce mai mic, astfel c, la un moment dat, scderea seciunii pe care ar provoca-o creterea vitezei, este compensat de mrirea provocat de creterea volumului specific. Dac destinderea continu i mai mult, creterea volumului specific depete creterea vitezei, iar seciunea ajutajului va ncepe s creasc. Mrirea seciunii continu din ce n ce mai accentuat, pe msur ce destinderea ptrunde n domeniul presiunilor mai mici, seciunea devenind infinit pentru 0. Relaiile stabilite mai sus i curba trasat, reprezentnd la o anumit scar variaia seciunii de curgere, se refer la ajutajul real numai pentru presiuni unde reprezint presiunea la intrarea n ajutajul real, respectiv pentru rapoarte de presiuni

. unde s-a notat cu

Fig. 3. Variaia seciunii a ajutajului n funcie de raportul de presiuni .

24

. (25)

Alura seciunii longitudinale a ajutajului depinde de valoarea presiunii iniiale i a presiunii finale n comparaie cu presiunea critic . Sau, dac se noteaz cu

. (26)

atunci se poate spune c, forma ajutajului depinde de valorile rapoartelor de presiuni i fa de raportul critic , astfel :

- dac respectiv dac , ajutajul va avea o formconvergent; - dac , respectiv dac , ajutajul va avea o form convergent-

divergent; - dac respectiv dac , ajutajul va avea o form divergent,

seciunea de intrare a ajutajului fiind seciunea ei cea mai mic.

Curgerea prin ajutaje lund n considerare i frecarea

n cazul curgerii izentropice a unui fluid ideal printr-un ajutaj, creterea energiei cinetice a fluidului ntre seciunea de intrare i cea de ieire, din ecuaia conservrii energiei (4), ar fi

. (27)

n cazul curgerii unui fluid real prin ajutaj, frecarea dintre straturile de fluid i n special frecarea din straturile limit din apropierea pereilor, turbioanele i salturile de compresiune, provoac micorarea energiei cinetice a fluidului. Energia mecanic pierdut, numit energie de disipaie, se transform n cldur; cldura astfel produs este reabsorbit de fluid i se numete cldur de disipaie. n cazul transformrilor fluidelor reale, chiar dac schimbul de cldur cu mediul exterior este nul i deci dac transformarea este adiabatic, ea nu va fi niciodat i izoentropic, deoarece cldura de disipaie nu poate fi niciodat nul. n cazul curgerii fluidului real, creterea energiei cinetice a fluidului ntre seciunea de intrare i cea de ieire din ajutaj conform ecuaiei conservrii energiei (1) va fi

.

Din cauza pierderilor prin energia disipat, energia cinetic la ieirea din ajutaj n cazul fluidului

real este mai mic dect n cazul curgerii izoen tropice a fluidului ideal , deci,

. (28)

Micorarea energiei cinetice, ca urmare a energiei disipate, denumit pe scurt pierderea din ajutaj i notat prin h este deci h . (29)

Scznd relaia (1) din (4) i innd seama i de (29) se obine

h h h . (30) din care rezult c pierderea din ajutaj este egal cu creterea entalpiei datorit cldurii de disipaie.

25

Reprezentnd transformarea n diagrama T-s prin curba A A (fig. 3.19) n cazul curgerii reale a aburului i prin A A n cazul curgerii izoentropice suprafaa ABCA A este egal cu diferena de entalpie h h , care, conform relaiei (4) este egal cu creterea energiei cinetice n cazul destinderii izentropice. Fie punctul de intersecie dintre curba de entalpie constant h (ce trece prin A ) cu dreapta A A . Fie de asemenea DE o paralel dus prin D la axa 0s. Deoarece entalpia punctului D, prin construcie, este egal cu h suprafaa EBCA D este egal cu diferena de entalpie h h ), care la rndul ei este egal, conform relaiei (1), cu creterea energiei cinetice n cazul destinderii fluidului real. Cldura produs prin frecare este reprezentat prin suprafaa , iar pierderea din ajutaj h , dup cum rezult din relaia (30) este reprezentat prin suprafaa .

Fig. 4. Destinderea aburului n ajutaje reprezentat n diagrama T-s

Fig. 5. Reprezentarea destinderii aburului n ajutaje n diagrama h-s..

Diferena dintre cldura produs prin frecare i pierderea din ajutaj diferen reprezentat prin suprafaa corespunde cldurii de disipaie, ce se retransform n energie cinetic. Reprezentnd transformarea n diagrama h-s prin curba n cazul curgerii fluidului real (fig. 5) i prin A0Alt n cazul transformrii izentropice, segmentul va fi egal cu H h h , deci cu creterea enegiei cinetice n cazul destinderii izoentropice, iar proiecia segmentului

pe axa 0i va fi egal cu cderea real de entalpie din ajutaj: H h h , (31)

care, conform relaiei (1), este egal cu creterea energiei cinetice n cazul curgerii reale. Pierderea din ajutaj h este reprezentat prin diferena entalpiilor punctelor i . Din inegalitatea (28) rezult c, viteza real a aburului, sau gazului, la ieirea din ajutaj, este mai mic dect viteza ce s-ar obine n acelai loc n cazul curgerii izoentropice: . Inegalitatea aceasta se poate transforma n urmtoarea egalitate:

, (32)

n care mrimea reprezint un coeficient mai mic dect 1 i poart numele de coeficient de vitez. Cu aceast relaie, expresia (29) a pierderilor din ajutaj se poate scrie sub forma

26

h 1 (33) unde s-a notat

1 (34) Coeficientul de vitez se determin pe cale experimental. Valoarea lui este cuprins ntre 0,93...0,98. Valorile coeficientului de pierdere n % din valoarea energiei cinetice de la ieire din ajutaj, n funcie de coeficientul de vitez snt:

0,93 0,94 0,95 0,96 0,97 0,98 13,51 11,64 9,75 7,84 5,91 3,90

Din examinarea acestor valori rezult c, mrirea coeficientului de vitez de la 0,94 la 0,97 are ca urmare reducerea aproximativ la jumtate a pierderilor de energie din ajutaj.

27

2.2.2. Curgerea agentului de lucru prin ajutaje fixe i reelele de palete mobile (seciuni printr-o treapt axial a turbinei, transformrile reale ntr-o treapt de turbin; triunghiurile de viteze pentru o treapt de turbin, reprezentarea proceselor n diagrama h-s).

Gruparea paletelor ajutajelor i mobile a unei trepte de turbin reprezint reele circulare nchise. Reea plat se numete un ir fr limite de palete instalate la distane egale dintre ele. Distana dintre dou palete vecine se numete pas t. Pentru reelele plate pasul paletelor este constant, iar pentru reelele circulare pasul crete odat cu creterea diametrului. Dimensiunile a1 i a2 determin limea seciunii de ieire a canalelor formate de paletele de lucru i cele imobile. Limea reelelor de ajutaje i a paletelor de lucru au dimensiunea B.

Dimensiune b dintre punctele n i k se numete coard i reprezint una din caracteristicile principale al profilului att a paletelor imobile ct i a celor de lucru. Deoarece profilurile contemporane ale paletelor, de regul, sunt curbilinii, unghiul 1 de calcul a fluxului ce spal paleta, format de tangenta (linia 2) n punctul k la linia median a profilului i direcia liniei 1. Direcia tangenial de intrare a fluxului n palete se consider intrare fr obstacole. Abaterea fluxului de la direcia tangentei 2 este legat de apariia pierderilor suplimentare. Abaterea dintre direcia fluxului i direcia tangentei se numete unghiul de atac i. n cazul unghiului fluxului f mai mic dect unghiul 1 unghiul de atac i va fi pozitiv i=1- f>0 i invers, dac f> 1 atunci i va fi negativ, adic i=1- f

28

instalaie i se numesc palete cu profil variabil. Paletele cu seciunea variabil (dup nlime), i cu unghiul de instalaie i variabil se numesc palete cu profil variabil cu rsucire.

Pentru compararea rezultatelor experimentale a studiului reelelor de palete au fost introdui doi parametri geometrici adimensionali: pasul relativ i nlime arelativ . Aciunea fluxului de abur asupra paletelor

Admitem un flux bidimensional i paralel a unui fluid, care ntlnete n calea sa o reea cu un numr nelimitat de palete. n continuare vom analiza aciunea lui asupra unei palete. La o distan de seciunile 1-2 pentru paletele ajutajelor i 1-2 pentru paletele de lucru, vom considera c muchiile paletelor nu influeneaz acest flux, precum i c vitezele n aceast seciune sunt constante i egale co pentru paletele ajutajelor i w1 pentru paletele de lucru i sunt orientate sub unghiurile 0 i 1. Dup reele, n seciunile 3-4, distanate la un anumit nivel de muchiile de ieire a paletelor, fluxul corpului de lucru se ndreapt i la fel are viteza i direcia constante: c1 i 1 pentru paletele ajutajelor i respectiv w2 i 2 pentru paletele de lucru.

Fie ca n seciunile 1-2 i 3-4 presiunea static este p1 i p2. Pentru analiza forelor, ce acioneaz asupra paletelor, vom considera fluxuri elementare ale fluidului, cu pasurile dup lime ta i tl pentru ambele reele, iar dup nlime egale cu unitatea. Astfel, fluxurile elementare a fluidului curg prin canaluri ale reelelor de palete cu nlimea unitar. Pentru a simplifica sarcina, se admite c fluxurile elementare, n seciunile 1-2 i 3-4 sunt separate pe direcia fluxului cu suprafee impermeabile. n aceste condiii i regimuri stabilite se poate de considerat debitul de abur n fiecare seciune constant. Fora cu care acioneaz fluxul elementar de fluid, va corespunde forei ce revine la o unitate de lungime a paletei.

Conform sistemului de coordonate ales u i z pentru paletele de lucru, vom analiza fora fluxului de fluid n dou direcii principale u tangenial pe direcia de rotaie a paletei i z direcia paralel cu axa turbinei. Fora fluxului de fluid care acioneaz n direcia u asupra paletei, produce un moment de torsiune util pe arborele turbinei. Fora fluxului ce acioneaz asupra paletei n direcia z, formeaz o for

29

axial care se transmite prin intermediul discului i rotorului turbinei lagrului axial. Astfel, aceast for nu pune n micarea de rotaie reelele de palete, iar aciunea ei se transmite corpului turbinei.

Vectorul sumar al forei ce acioneaz asupra paletelor va fi egal cu suma vectorial a forelor aplicate:

a) asupra paletei ajutajului

, b) asupra paletei de lucru

, unde - vectorul forei cauzat de variaia micrii fluxului la curgerea prin ajutajul

paletelor imobile cu nlimea unitar, N;

- debitul de abur prin ajutajul cu nlimea unitar;

- vectorul forei cauzate de variaia presiunii statice ce acioneaz asupra paletei imobile cu nlimea unitar, N;

- vectorul forei cauzat de variaia micrii fluxului la curgerea prin ajutajul paletelor de lucru cu nlimea unitar, N;

- vectorul forei cauzate de variaia presiunii statice ce acioneaz asupra paletei de lucru cu nlimea unitar, N;

Pentru determinarea forelor ce acioneaz asupra paletelor n direciile x i z vom utiliza ecuaiile variaiei micrii. Determinm proieciile tuturor forelor ce acioneaz asupra paletelor ajutajelor pe direciile principale:

a) proieciile pe axa u 0, (2.3)

unde - fora cauzat de variaia micrii fluxului la curgerea prin ajutajul paletelor imobile cu nlimea unitar pe direcia axei u, N;

- fora cu care acioneaz paleta asupra fluxului fluidului n direcia opus axei u, N;

Din ecuaia (2.3) rezult , (2.4)

b) Proiecia pe axa z =0, (2.5)

unde - fora cauzat de variaia micrii fluxului la curgerea prin ajutajul paletelor imobile cu nlimea unitar pe direcia axei z, N;

- fora cu care acioneaz paleta asupra fluxului fluidului n direcia axei z, N;

Din relaia (2.5) rezult: . (2.6)

Determinm proieciile tuturor forelor ce acioneaz asupra paletelor de lucru pe direciile principale:

30

a) proieciile pe axa u 0, (2.7)

unde - fora cauzat de variaia micrii fluxului la curgerea prin ajutajul paletelor imobile cu nlimea unitar pe direcia axei u, N;

- fora cu care acioneaz paleta asupra fluxului fluidului n direcia opus axei u, N;

Din ecuaia (2.7) rezult , (2.8)

b) Proiecia pe axa z =0, (2.9)

unde - fora cauzat de variaia micrii fluxului la curgerea prin ajutajul paletelor imobile cu nlimea unitar pe direcia axei z, N;

- fora cu care acioneaz paleta asupra fluxului fluidului n direcia axei z, N;

Din relaia (2.5) rezult: . (2.10)

Aplicnd cele expuse mai sus la paletele treptei turbinei putem determina lucrul produs de abur pe palete.

Fie ca viteza periferic de rotaie a paletelor u pentru diametrul mediu este cunoscut. Presupunem c vitezele c1, c2, w1 i w2 la fel sunt cunoscute. Opernd cu vitezele aburului ca cu vectori, se poate scrie:

i .

Proiectnd vectorii vitezelor pe axa u, obinem:

i

Din cele dou egaliti de mai sus se poate deduce urmtoarea relaie:

, (2.11)

Din relaiile (2.7) i (2.11) obinem:

. (2.12)

Momentul de torsiune, produs de abur pe paletele treptei turbinei, se determin cu urmtoarea relaie:

. (2.13)

unde - raza circumferinei medii a paletelor de lucru, m;

31

- debitul masic al aburului prin treapta turbinei, kg/s, ;

- nlimea paletelor de lucru;

numrul paletelor de lucru al treptei.

Lucrul, produs de abur pe coroana treptei ntr-o unitate de timp (1 sec), sau puterea:

, W, (2.14)

unde - viteza unghiular de rotaie, 1/s.

Din ecuaiile (2.13) i (2.14), avnd n vedere c rezult:

, . (2.15) n cazul cnd diametrul mediu la intrare nu este egal cu cel la ieire din paletele de lucru, ecuaia pentru putere i schimb forma:

, . unde - viteze periferice pentru diametrele medii la intrarea aburului i la ieirea lui din

paletele de lucru.

Debitul de abur de obicei este cunoscut. Reieind din particularitile constructive ale treptei turbinei se calcul . Vitezele aburului i , la fel i unghiurile sunt determinate din triunghiurile de viteze. Pentru determinarea i trebuie s fie cunoscute vitezele , la fel i unghiurile la ieirea aburuluidin paletele ajutajelor i celor de lucru.

32

2.2.7. Pierderi de energie i randamentul treptei cu reaciune

33

34

35

3.1.1. Indicatorii de baz ai CTE

Principalul indicator al eficienei energetice al CTE este randamentul producerii energiei electrice, numit randament absolut electric al CTE. El se determin ca raportul dintre energia electric produs i energia consumat (cldura nglobat n combustibilul consumat).

Randamentul CTE determinat de energia electric debitat n reea (livrat) se numete randamentul net al CTE:

. . . . , (1)

unde energia electric produs la CTE;

. . energia electric consumat pentru serviciile proprii ale CTE;

. . . ./ cota parte a consumului de energie electric pentru consumurile proprii ale CTE (deobicei 4 6 %);

cldura nglobat n combustibilul utilizat pentru generarea energiei electrice.

Valorile , . ., pot s se refere la orice perioad de timp i sunt exprimate n uniti de enrgie electric sau a celei termice.

Un indicator de baz utilizat n calcule este randamentul net ce se determin pentru o perioad de o or:

. . , (2)

unde puterea electric a CTE, kW.

Pentru soluionarea problemelor reale (planificare i dare de seam) se utilizeaz randamentul net, iar n cazul unei analize generale se utilizeaz randamentul net al CTE, care determin eficiena energetic a centralei:

. (3)

Pentru perioada de o or:

. (4)

Randamentul brut determin eficiena procesului de producere a energiei electrice la CTE.

Legtura dintre randamentul net al CTE i cel brut este:

1 . . . Procesul energetic al CTE moderne pe baz de turbine cu abur este bazat pe ciclul Rankine cu transmiterea i cedarea cldurii fluidului de lucru la presiune constant. Randamentul termic al acestui ciclu ce se refer la 1 kg de fluid de lucru (abur viu):

36

.. .

. ., (5)

unde i cantitile de cldur transmis i, respectiv, cedat n ciclu;

i entalpia aburului nainte de turbin i, respectiv, dup turbin n procesul izoentropic (adiabat);

i . . entalpia condensatului la ieire din condensator i a apei de alimentare nainte de cazan.

Egalitatea (5) poate fi scris n urmtorul mod:

. .. .

. .

. .. (6)

unde cderea disponibil de entalpie n procesul adiabatic din turbin;

. . lucrul consumat n turbin pentru ridicarea presiunii apei de alimentare n procesul adiabat;

- consumul de cldur pentru turbin fr luarea n considerare ridicarea entalpiei apei n pompa de alimentare.

Formulele (5) i (6) determin randamentul net, adic cu luare n considerare a lucrului consumat de pomp:

. . . . , (7)

unde volumul specific mediu al apei la intrare i ieire din pomp;

i . . presiunea apei la intrare n pomp i, respectiv, la ieire.

Randamentul termic brut al ciclului Rankine, adic fr a lua n considerare lucrul consumat n pomp:

. (8)

Cderea disponibil de entalpie se consum pentru antrenarea generatorului electric i pentru acoperirea serviciilor proprii. Consumul energiei pentru antrenarea pompei de alimentare reprezint principala component a consumului propriu la CTE. Puterea consumat de pompa de alimentare depinde de presiunea aburului viu i trebuie luat n considerare la alegerea parametrilor iniiali ai aburului la CTE.

37

3.3.2. Componentele randamentului absolut al CTE

Randamentul absolut al CTE depinde de randamentele instalaiilor de baz turbina cu abur i cazanul de abur, precum i conductele de abur i ap ce le leag (figura 1).

Randamentul electric absolut al turbogeneratorului:

, (1)

unde consumul de cldur pentru turbine cu abur, kJ/h.

Randamentul cazanului:

, (2) unde sarcina termic a instalaiei de cazan, kJ/h;

cldura nglobat n combustibilul utilizat pentru generarea energiei electrice.

Randamentul conductelor de abur:

, (3) Aplicnd ultimele relaii, obinem:

/ . (4) Reieind din relaia randamentului brut al CTE:

. (5)

putem scrie:

sau , (6)

Bilanul termic al CTE poate fi exprimat n felul urmtor.

Consumul de abur pentru instalaia de turbine cu abur:

3600 . . 3600 , (7) unde . . pierderile de putere n generatorul electric;

pierderile mecanice n ITA;

puterea intern a ITA;

puterea electric a ITA;

cldura transmis n condensator de la aburul destins ctre apa de rcire.

Sarcina termic a cazanului:

Fig. 1. Schema de principiu a CTE cu condensaie.

38

, (8)

unde pierderile de cldur la transportarea prin conductele dintre cazan i turbin.

Cldura nglobat n combustibil se consum n cazan pentru obinerea aburului viu i acoperirea pierderilor de cldur din cazan :

. (9)

Astfel, randamentul absolut al CTE (blocului energetic) depinde direct de randamentele instalaiei de turbine, instalaiei de cazan i conductelor. Cea mai mare influen asupra randamentul absolut al CTE o are randamentul instalaiei de turbine, care ia n considerare principala pierdere de cldur n ciclul de producere a energiei electrice pierderile de cldur n condensator , care ating 45 50 % din consumul total de cldur al CTE . Restul pierderilor la CTE sunt considerabil mai mici ( 6 12%, 1 2%). Randamentul absolut al CTE este determinat n cea mai mare msur de randamentul absolut al ITA i al instalaiei de cazane .

Puterea electric a ITA se obine ca rezultat al conversiei energiei poteniale a aburului ntr-un ir de elemente consecutive ale ITA. Fiecare element este caracterizat de puterea i randamentul proprii. Puterea electric este legat de puterea efectiv disponibil la cuplajul dintre turbin i generatorul electric:

. . . .. (10)

Randamentul electric al turbogeneratorului . . ia n consideraie pierderile de putere din generatorul electric . .. Puterea efectiv a turbinei este legat de puterea intern a ei :

. (11)

unde randamentul mecanic al turbinei, care ia n consideraie pierderile din lagrele turbinei i consumul de energie al sistemelor de reglare i ungere a turbinei .

Putere intern a turbinei este legat de puterea disponibil a turbinei (puterea care poate fi dezvoltat de aburul viu n procesul destinderii adiabate) :

, (12)

unde randamentul intern relativ al ITA.

Relaia (12) pentru 1 kg de abur viu ia forma:

, (13)

unde cderea intern (real) de entalpie.

39

Randamentul relativ intern al turbinei:

, (14)

unde coeficientul de laminare a aburului n supapele de reglare i nchidere ale turbinei. Pentru sarcina nominal a turbinei cderea de entalpie dup laminare i se determin din condiia 0,95 ;

i - presiunea aburului pn i, respectiv, dup supape;

/ - randamentul relativ intern al prii de curgere a turbinei cu luarea n consideraie a pierderilor de energie cu viteza de evacuare a aburului din ultima treapt a turbinei.

Din relaiile precedente rezult c:

. . (15)

Randamentul relativ efectiv al turbinei:

. (16)

Randamentul relativ electric al turbogeneratorului:

. . (17)

Astfel, randamentul absolut electric al turbogeneratorului poate fi scris n urmtorul mod:

. ., (18)

sau

. ., (19)

unde / 3600 / randamentul termic brut al turbinei cu abur (randamentul termic al ciclului ideal al turbinei cu abur).

Randamentul absolut al ITA se determin n baza ciclului termodinamic prezentat n figura 3.

Randamentele i sunt randamente absolute, care caracterizeaz utilizarea cldurii i conversia ei n lucru n ciclu i iau n consideraie pierderile de cldur din condensator; , ,

, , . . randamente relative, care caracterizeaz perfeciunea tehnic a elementului respectiv.

Reieind din relaiile de mai sus randamentul absolut brut al CTE poate fi scris ca:

. . . (20)

Fig. 2. Procesul de destindere a aburului din ITA cu condensaie n diagrama h-s:

a procesul ideal; b procesul real.

40

Admind valorile randamentelor: 0,55; =0,85; 0,99; . . 0,985; 0,99; 0,90, obinem randamentul

absolut brut al CTE 0,406. Dac, considerm c consumul pentru serviciile proprii sunt

. . 4 6% 5%, randamentul absolut net al CTE va fi: 1 . . 0,406 1 0,05 0,386.

Fig. 3. Ciclul Rankine n diagrama T-s:

a ciclul ideal; b ciclul real.

41

3.3.3. Consumurile specifice de abur (d), cldur (g) i combustibil (b)

Consumul de abur , kg/h, pentru turbina cu condensaie cu puterea , se determin cu relaia:

. ., (1)

unde cderea disponibil de entalpie n turbin, kJ/kg;

randamentul intern relativ al ITA;

randamentul mecanic al turbinei, care ia n consideraie pierderile din lagrele turbinei i consumul de energie al sistemelor de reglare i ungere a turbinei ;

. . - randamentul electric al turbogeneratorului.

n figura 1. Este prezentat schema de principiu a CTE (bloc energetic) cu supranclzire intermediar a aburului, iar n figura 2 procesul de lucru n diagrama h-s. n acest caz cderea de entalpie pe turbin va fi suma cderilor de entalpie n cilindrul de nalt presiunea (pn la supranclzitorul intermediar) i cea din cilindrul de joas presiune (dup supranclzitorul intermediar) .

Pierderea de presiune din supranclzitorul intermediar de abur va fi . . 0,10 0,15 . . i . . . . . ., unde . . i . . - sunt presiunile pn i dup supranclzitorul intermediar de abur (figura 2).

Turbinele cu supranclzire intermediar a aburului, de obicei, se confecioneaz din trei pri de nalt presiune, de medie presiune i de joas presiune. Cderea intern de entalpie a aburului:

. (2)

Un indicator de baz al eficienei turbinei i perfeciunii ei tehnice este consumul specific de abur n turbin, kg/kWh:

. ., (3)

unde reprezint suma cderilor de entalpie n corpurile (cilindrii) turbinei.

Pentru turbogeneratoarele moderne cu parametrii aburului viu 24 MPa, 540 oC, 3 /, ceea ce permite determinarea aproximativ a aburului n turbin n dependen de .

Fig. 1. Schema de principiu a CTE cu supranclzire intermediar a aburului.

Fig. 2. Procesul de lucru n turbina cu condensaie cu i fr supranclzirea intermediar a aburului n diagrama h-s.

42

Bilanul termic general al turbogeneratorului fr luarea n considerare a pierderilor externe de cldur este caracterizat prin relaia:

3600 , (4) unde consumul de cldur pentru turbine cu abur, kJ/h;

cldura transmis n condensator de la aburul destins ctre apa de rcire, kJ/h;

puterea intern a turbinei, kW.

Consumul orar de cldur pentru turbin cu supranclzire intermediar a aburului:

. . . . . . . . . (5)

unde i . . entalpia aburului viu i a apei de alimentare;

. . debitul aburului prin supranclzitorului intermediar de abur;

. . i . . - entalpiile aburului nainte i dup supranclzitorul intermediar de abur, kJ/kg.

Pentru turbinele de puteri mici (pn la 100 MW) fr supranclzire intermediar:

. . . (6)

Un indicator mai complex al eficienei turbogeneratorului este consumul specific de cldur:

. . . . ,

sau

. . . . . (7)

unde . . . . . . - cldura transmis aburului n supranclzitorul intermediar de abur (admis . .).

n cazul antrenrii pompelor de alimentare cu turbina de abur (blocuri energetice cu putere mai mare de 300 MW) consumul specific de cldur brut pentru turbogenerator se determin cu luarea n considerare a puterii turbinei ce antreneaz pompa :

. (8)

Puterea efectiv a turbopompei:

/3600. (9) Consumul de cldur pentru turbopomp, kg/h,

, (10)

unde cderea real de entalpie n turbopomp;

43

randamentul turbinei ce antreneaz pompa;

debitul apei de alimentare;

randamentul pompei: ;

randamentul intern (hidraulic) al pompei;

randamentul intern (hidraulic) al pompei.

Consumul specific de cldur la CTE cu luarea n consideraie a randamentului transportului cldurii de la cazan la turbin se poate determina cu relaia:

. (11)

Pentru compararea eficienei termice a CTE pe baz de diferite tipuri de combustibil, se determin consumul specific de combustibil convenional. Consumul specific de combustibil convenional, kg/kWh, va fi:

. . . ., . (12)

Ceast relaie s-a obinut din bilanul energetic al CTE i determin randamentul ei absolut:

3600 . (13) 3600 / . (14)

44

4.4.1. Consumurile de cldur i randamentele CET

CET livreaz consumatorilor energie electric i cea termic cu aburul, destins n turbin. Principala problem care ine de cogenerarea energiilor la CET, este alocarea consumurilor de cldur pentru cele dou tipuri de energie:

; (1)

; (2)

unde indicii i in de centrala termic de termoficare i, respectiv, instalaia de turbine cu abur; iar i de energia electric i, respectiv, energia termic. Se desting dou tipuri de randamente ale CET:

1) dup producerea (livrarea) energiei electrice: 3600 / ; (3) 3600 / ;

(4) 2) dup producerea (livrarea) energiei termice:

/ ; (5) / . (6)

unde consumul de energie termic pentru consumatorul extern;

energia termic livrat (eliberat) consumatorului termic extern;

randamentul livrrii energiei termice consumatorului extern, ce ine seama de pierderile de cldur la livrarea ei (n prenclzitoarele de reea, n conductele de abur etc.).

0,98 0,99. Consumul total de energie termic pentru instalaie de turbin cu abur este constituit din echivalentul termic al puterii interne a turbinei 3600 , consumul de energie termic pentru consumatorul extern i pierderile de cldur n condensatorul turbinei . Bilanul general al ITA de termoficare are urmtoarea form:

3600 . (7) De obicei, n fosta URSS se aplic metoda fizica a alocrii consumurilor de cldur ntre energia termic i cea electric. Pentru consumatorul termic se atribuie cantitatea real de cldur, adic cantitatea consumat pentru asigurarea lui cu energie termic, iar pentru energia electric restul cantitii de cldur:

; (8)

3600 . (9) Pentru CET cu luarea considerarea randamentului instalaiei de cazane i randamentul transportului energiei termice , se poate scrie:

45

, (10)

. (11)

Valoarea lui este determinat n principal de , iar de .

Cogenerarea energiei electrice i acelei termice ridic considerabil randamentul absolut al CET n comparaie cu cel al CTE.

46

4.4.2. Consumul de abur de ctre turbina cu condensaie i cu prize reglabile

La CET cel mai des se utilizeaz turbine cu abur cu condensaie i cu prize reglabile. Aceste turbine sunt cele mai universale, adic pot asigura funcionarea n diverse regimuri de livrare a energiei electrice i a celei termice.

Consumul de cldur pentru turbina cu termoficare este raional de determinat prin compararea consumului de cldur pentru turbina cu condensaie pur cu aceiai parametri:

. .. (1)

La extragerea aburului din priza turbinei , puterea turbinei scade cu valoarea , unde i sunt entalpiile aburului prelevat din priza turbinei i a aburului la intrare n condensator.

Pentru atingerea puterii iniiale a turbinei , este necesar de mrit debitul aburului viu cu valoarea determinat de urmtoarea relaie:

, (2) de unde rezult:

, (3)

i, respectiv, debitul aburului viu va fi:

. .. (4)

Introducnd coeficientul , ce arat micorarea puterii electrice din cauza extragerii aburului pentru termoficare:

/ , (5) Consumul de abur pentru turbina cu condensaie i cu prize reglabilepoate fi prezentat ca:

. (6)

Coeficientul poate fi scris i n urmtoarea form:

. (7)

Astfel, el indic creterea debitului aburului viu raportat la o unitate de abur extras din priz pentru termoficare. Coeficientul poate varia n limitele 0 1; 0 pentru , adic cnd toat cantitatea de abur este

Fig. 1. Procesul de lucru al aburului n turbina de termoficare cu contrapresiune (procesul ) i n turbina de termoficare cu prize reglabile i cu condensarea aburului (procesul ):

presiunea aburului la ieirea din turbina cu contrapresiune sau presiunea n priza reglabil.

47

ndreptat n condensator; 1 pentru , adic cnd ntreaga cantitate de abur este prelevat pentru termoficare fr a se destinde n turbin. De obicei, 0,3 0,7.

Bilanul material al instalaiei de turbin cu abur cu condensaie i prize reglabile poate fi scris n felul urmtor:

, (8)

unde debitul aburului destins ndreptat n condensator.

Din motivul c aburul extras din priza reglabil prodece i el lucru, debitul aburului n condensator va fi mai mic n comparaie cu cazul turbinei cu condensaie pur de aceiai putere:

1 . (9) i 1 . Bilanul de putere a instalaiei de turbine cu condensaie i prize reglabile poate fi prezentat n dou forme:

, (10)

, (11)

unde . ./3600; . ./3600;

. ./3600; . ./3600. , , , reprezint puterile dezvoltate de cilindrul de nalt presiune, de cilindrul de joas presiune; de aburul ce se extrage din priz i aburul direcionat n condensator.

n figura 2, a) este prezentat schema celui mai simplu CET cu turbine cu condensaie i prize reglabile. Aceste turbine sunt, de fapt, o combinare a tipurilor de termoficare-condensaie. Producerea combinat a energiei electrice i a celei termice, propriu zis, are loc n turbinele de termoficare cu contrapresiune (figura2, b). bilanul termic general al turbinelor de termoficare (fr pierderile din condensator) poate fi prezentat ca:

3600 .

Fig. 2. Schemele de principiu ale celor mai simple CET:

a CET pe baz de turbin cu condensaie i prize reglabile; b - CET pe baz de turbin cu contrapresiune.

48

Principala caracteristic a CET pe baza turbinelor cu contrapresiune (figura 2, b) const n producerea energiei electrice n mod dependent de consumul aburului pentru termoficare i a aburului :

. ./3600, (12) deoarece .

Aceast caracteristic a turbinelor cu contrapresiune, limiteaz considerabil aplicarea lor la CET.

Bilanlul energetic al CET cu turbin cu contrapresiune va avea urmtoarea form:

. . 10 , (13)

unde cldura livrat consumatorului termic, kJ/h;

condensatul returnat de la consumatorul termic.

Din aceast relaie se determin un indicator important producerea specific a energiei electrice pe baza consumului de energie termic, / :

. .. (14)

Acest indicator, caracterizeaz raportul dintre cderea de entalpie n turbin i energia termic, transmis sub form de abur consumatorului extern.

49

5.5.1. Indicatori de baz ai ITG

Procesul termic al turbinei cu gaze n diagrama h-s care ia n consideraie pierderile interne este prezentat n figura de mai jos (fig. 13-19).

n diagram:

entalpia gazelor nainte de turbin;

entalpia gazelor la ieire din turbin n procesul izoentropic;

entalpia gazelor la ieire din turbin n procesul real;

cderea disponibil de entalpie;

cderea disponibil de entalpie pe poriunea de curgere a gazelor;

cderea real (util) de entalpie;

pierderi de cldur n racordul de ieire a turbinei

Randamentul intern relativ al turbinei se calculeaz n mod analog cu cel a turbinei cu abur:

.

Procesul termodinamic de compresie a aerului n diagrama h-s este prezentat n figura de mai jos (fig. 13-20).

n compresoarele axiale naintea paletelor de lucru a primei trepte se instaleaz un dispozitiv director de intrare, destinat pentru schimbarea direciei fluxului, ceea ce contribuie la ridicarea randamentului compresorului.

Valoarea vitezei la intrare n paletele de lucru este determinat de destinderea aerului de la pn la . Valoarea numeric a cderii entalpiei n

50

canalele paletelor directoare este:

.

Poriunea reprezint pierderile de entalpie n paletele directoare:

.

Unde coeficientul de reducere a vitezei n paletele directoare, care poate fi adoptat ca 0,98.

Valoarea numeric a depinde de debitul aerului, viteza periferic a paletelor de lucru i diametrul primei trepte.

Randamentul adiabatica al compresorului se determin dup urmtoarea formul:

,

Unde - entalpia aerului naintea compresorului;

- entalpia aerului la sfritul procesului adiabat de comprimare;

- creterea adiabat a entalpiei de la presiunea de aspiraie pn la presiunea de dup compresor ;

- creterea politropic a entalpiei, care corespunde energiei transmise treptelor compresorului.

Puterea util efectiv la arborele ITG este:

,

Unde - puterea efectiv, dezvoltat la arborele turbinei;

- puterea consumat de compresor pentru comprimarea aerului.

Relaia de mai sus poate fi prezentat n felul urmtor:

1 1 ,

Unde debitul gazului n turbin, kg/s;

- randamentul mecanic al turbinei cu gaze;

- randamentul mecanic al compresorului de aer;

Puterea electric la bornele generatorului va fi:

1 ,

51

Unde - randamentul generatorului electric.

Pentru combustibilii lichizi i gazoi cu puterea caloric mare, reprezint o valoare relativ mic i reprezint de obicei mai puin de 1 % din cantitatea gazului de lucru. Dac se ia n consideraie c o parte de aer pe parte de comprimare curge prin neetaneiti n atmosfer, iar alt parte se consum pentru etanarea turbinei, se poate de admis c debitul de gaz n turbin este egal cu debitul aerului din compresor. Lund n consideraie aceste aspecte se poate scrie:

.

Randamentul intern al ITG, n cazul cnd cantitatea aerului ce trece prin compresor este egal cu cantitatea gazelor ce trec prin turbin, este:

. .,

Valoarea numeric a . ., n cazul egalitilor valorilor medii a cldurilor specifice izobare a aerului i a gazelor, poate fi determinat prin urmtoarea relaie:

. . .

Astfel obinem:

.

Dac considerm , obinem:

.

Unde .

mprind numitorul i numrtorul cu , vom obine:

.

Unde - gradul de ridicare a temperaturii.

- gradul de ridicare a presiunii.

Din relaia dat reiese c, randamentul intern al ITG depinde de gradul de ridicare a temperaturii, de gradul de ridicare a presiunii, de randamentul intern relativ al turbinei i randamentul adiabat al compresorului.

52

Debitul gazelor i aerului prin turbin i compresor n cazul acestor debite neegale se determin conform relaiei:

,

Unde y reprezint coeficientul ce ia n consideraie diferena dintre i , el poate fi ct mai, att i mai mare ca zero.

n cazul n care = , avem:

,

Consumul specific de gaze pentru turbin:

.

Consumul de combustibil pentru turbin:

. Cantitatea de aer ce trece n camera de ardere:

. . 1 . Cantitatea teoretic a aerului necesar pentru arderea combustibilului n camera de ardere:

.

Coeficientul de exces de aer:

. .

53

5.5.2. Modurile de sporire a economicitii ITG

Schemele simple ale ITG cu un grad de compresie a aerului mic, ceea ce nu permite de a obine randamente nalte chiar n cazurile utilizrii prenclzirii regenerative a aerului. Ridicarea gradului de compresie, rcirea intermediar a lui, prenclzirea secundar a gazelor de lucru i aplicarea regeneratoarelor permite considerabil de a ridica randamentul instalaiei.

Pentru exemplificare vom analiza cazul ITG cu comprimarea aerului i ardere n dou trepte, cu rcirea intermediar a aerului i prenclzirea regenerativ.

Fig. 1. Schema principiala a ITG cu dou trepte de compresie a aerului i ardere a combustibilului.

1 compresorul de joas presiune; 2 rcitorul de aer; 3 compresorul de nalt presiune; 4 regenerator de cldur; 5 camera de ardere de nalt presiune; 6 turbina de nalt presiune; 7 camera de ardere de joas presiune; 8 turbina de joas presiune; 9 generator electric; 10 i 11 demaroare electrice; 12 pomp (compresor) de combustibil; 13 pompa apei de rcire; 14 filtru de aer.

Fig. 2. Ciclul termodinamic al ITG cu dou trepte de compresie a aerului i ardere a combustibilului cu considerarea pierderilor din interiorul compresorului i turbinei n diagrama T-s.

n cazul dat exist urmtoarele pierderi:

n canalele de aer:

p1=pa-pasp n filtrul de curare a aerului;

-- n rcitorul intermediar a aerului;

-- n regenerator;

54

n canalele de gaze: n camera de ardere 5;

-- n camera de ardere 7;

-- n regenerator.

Ciclul ITG complicate const din urmtoarele procese:

1-2 compresia aerului n compresorul 1; 3-4 destinderea gazului n turbine 6;

2-1 rcirea aerului; 4-5 transmiterea cldurii n camera de ardere 7;

1-2 compresia aerului n compresorul 3; 5-6 destinderea gazului n turbine 8;

2-2 prenclzirea aerului n regenerator; 6-6 rcirea gazelor destines n regenerator;

2-3 transmiterea cldurii n camera de ardere 5;

6-1 nchiderea convenional a ciclului.

Pe schema prezentat a ITG cu doi arbori, turbina 6 este destinat pentru punerea n funciune a compresorului 3 i a pompei de combustibil 12. n cazul combustibilului gazos, n locul pompei se utilizeaz compresoare centrifuge. Turbina 8 este destinat pentru punerea n funciune a compresorului 1 i a generatorului electric.

Consumul combustibilului raportat la un kg de gaze de lucru ce trec prin turbina 6 se calculeaz cu urmtoarea relaie:

. ., kg/kg,

Unde - temperatura gazelor de lucru naintea turbinei 6;

- temperatura aerului naintea camerei de ardere 5;

temperatura combustibilului introdus n camera de ardere;

cldura specific izobar a gazelor dup regenerator i naintea turbinei.

Gazele destinse n turbina 6 nimeresc n camera de ardere 7, unde are loc ridicarea temperaturii lor.

Pentru determinarea cantitii de combustibil introdus n camera de ardere 7 raportate la un kg de gaze de lucru din turbina 6, vom ntocmi bilanul termic:

. . 1 ,

De unde gsim:

55

. ., kg/kg,

Unde - temperatura gazelor naintea turbinei 8;

- temperatura gazelor dup turbina 6;

- capacitatea termic izobar a gazelor naintea turbinei 8 i dup turbina 6.

Coeficientul excesului de aer pentru camera de ardere 7 poate fi calculat conform urmtoarei expresii:

.

mprind numrtorul i numitorul la , obinem:

1 ,

unde - coeficientul egal cu raportul cantitilor masice a combustibilului introdus n camera de ardere 7 i n camera de ardere 5.

Pentru ITG staionare coeficientul excesului de aer de obicei este 4 7. Mrimea acestuia depinde de tipul combustibilului i temperatura gazelor de ardere naintea turbinei. Cu ct este mai mare temperatura gazelor de lucru n restul condiiilor identice, cu att este mai mic . Turbinele 6 i 8 lucreaz cu coeficieni de exces de aer diferii .

56

5.5.3. Schema de principiu a instalaiei de termoficare cu turbine cu gaze

Prima central electric cu termoficare cu ciclu mixt gaze-abur a fost deschis n anul 1882 n New York.

n desenul de mai sus sun prezentate ciclurile termodinamice ideale ale CET cu ciclu mixt gaeze- abur. Pe el sunt prezentate deosebirile principale dintre ciclurile mixte gaze-abur i ciclurile instalaiilor de turbine cu abur. Aplicarea termoficrii n ciclul mixt nu modific lucrul produs n treapta de gaze, ns considerabil micoreaz lucrul produs n treapta cu abur. Cldura aburului destins nu se pierde n condensator dar se transmite consumatorilor termici. Ciclurile model c i d reflect imposibilitatea efecturii transmiterii izotermice a cldurii. Eficiena termodinamic a ciclurilor de termoficare este imposibil de apreciat conform randamentului termodinamic. De aceea pentru acest scop se utilizeaz produsul specific al energiei electrice n baza consumului de energie termic:

/ , (1) Unde - produsul brut de energie electric;

- consumul de energie electric pentru serviciile proprii; - cantitatea energiei termice livrate consumatorilor externi.

are o valoare relativ. Pentru a obine rezultatul n calorii sau Jouli trebuie valoarea aceasta de nmulit cu 1163 kWh/Gcal sau 278 kWh/GJ.

Deobicei se utilizeaz dou tipuri de instalaii de termoficare n ciclurile mixte cu cazan recuperator: CET cu ciclu abur-gaze i CET cu turbine de gaze.

57

Trstura de baza a cogenerrii este faptul c produsul de baz al acesteia este energia electric iar cea termic este reprezint un produs suplimentar sau deeu tehnologic. Mrirea cantitii livrate de cldur consumatorilor externi mbuntesc indicatorii de eficien a centralei. ns cantitatea de energie termic livrat de CET este limitat de un ir de factori unul din care este prezena acestor consumatori. De aceea la un ir CTE i CNE mari nu se realizeaz cogenerarea. n afar de aceasta, valoarea medie a coeficientului cldurii combustibilului, lund n consideraie regimul de iarn i de var:

/ , (2) nu are valori mai mari de 0,8, n timp ce randamentul centralelor termice atinge valori de 0,92. De aceea uneori producerea energiei termice la CET-uri poate concura cu cea de la CT.

Schemele termice a CET cu ciclu mixt cu cazan recuperator aplicate n cadrul CET-urilor moderne, pot fi convenional clasificate pe urmtoarele grupe:

Grupa I. la aceste CET-uri cldura gazelor destinse se utilizeaz n cazanele recuperatoare pentru obinerea aburului de dou sau trei presiuni diferite care este ndreptat n turbinele cu abur cu

58

condensaie i prize reglabile. Prenclzirea apei de reea se efectueaz cu aburul prelevat din prizele turbinei cu abur. n dependen de coeficientul de termoficare schemele din aceast grup pot fi mprite n:

a) 1 - cantihtatea de cldur n orele cu consum maxim este asigurat de prenclzitoarele de reea de vrf alimentate cu aburul din cazanul recuperator. n schema termic nu este prevzut prenclzirea regenerativ a apei de alimentare, este prevzut instalaia de reducere a presiunii aburului IRP pentru alimentarea prenclzitorului apei de reea de vrf, i este utilizat un cazan recuperator cu dou tambure i degazor al apei de alimentare.

b) 1 schema dat se deosebete de cea precedent prin ceea c, consumul din orele de vrf este asigurat de cazanele de ap de vrf. Utilizarea aburului din cazanele recuperatoare pentru prenclzirea apei de reea nu este prevzut.

59

Grupa II. n schemele termice ale CET-urilor din grupa dat se utilizeaz cazane recuperatoare cu un contur, a cror poriune din spate este realizat ca un prenclzitor de reea cu gaze. De obicei el se include n paralel cu instalaia de prenclzire a apei de reea, i n el are loc prenclzirea unei pri a apei de reea. Din aceasta grup pot fi evideniate dou tipuri de scheme:

a) 1 CET cu ciclu mixt gaze-abur cu turbine cu contrapresiune i cazane recuperatoare cu un contu. n acest cazan sunt prevzute de dou trepte de ardere suplimentar a combustibilului: la intrare a gazelor n cazanul recuperator i naintea prenclzitorului de reea cu gaze. Prenclzitorul apei de reea de vrf este alimentat cu abur viu din cazan ce trece prin IRP. Aplicarea acestei scheme permite reglarea n diapazon mare a sarcinii electrice i termice modificnd sarcina ITG i cantitatea de c