CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC AL UNEI CENTRALE TERMOELECTRICE CU FUNCTIONARE IN CONDENSATIE PURA

1. INTRODUCERE

Centrala electrica se defineste ca un complex de instalatii mecanice si electrice in care diverse forme de energie primara sunt transformate in energie electrica sau combinat in energie electrica si termica.

Principalul criteriu de clasificare a centralelor electrice este natura energiei primare folosite. Se disting astfel:

centrale termoelectrice clasice (CTE), in care energia primara este caldura rezultata prin arderea combustibilului fosili;

centrale nuclearo-electrice (CNE), in care energia primara este caldura provenita din combustibilii nucleari;

centrale geotermoelectrice (CGE), in care energia primara este caldura din scoarta terestra;

centrale eolianoelectrice (CEE), in care energia primara este energia cinetica a vintului; centrale electrice solare (CSE), in care energia primara este caldura obtinuta prin captarea radiatiilor solare;

centrale mareomotrice (CME), in care energia primara este energia cinetica a mareelor;

centrale hidroelectrice (CHE), in care energia primara este energia cinetica si potentiala a apei.

Majoritatea centralelor existente in etapa actuala pe plan mondial sunt termoelectrice cu combustibili fosili, hidroelectrice si nuclearoelectrice.

Centralele electrice care pot produce atat energie electrica cat si energie termica se clasifica dupa natura agentului primar astfel:

Ø      centrale termoelectrice cu turbine cu abur care livreaza numai energie electrica (CTE);

Ø      centrale termoelectrice cu turbine cu abur care livreaza combinat energie electrica si caldura (CET);

Ø      centrale termoelectrice cu turbine cu gaze;

Ø      centrale electrice cu turbine Diesel.

Din punct de vedere energetic, o centrala termoelectrica cu abur este constituita dintr-un lant de transformari energetice simple si anume: energia chimica continuta in combustibil este convertita prin arderea in focarul cazanului in energie termica, care apoi este transmisa prin intermediul gazelor de ardere agentului de lucru al ciclului; in continuare prin destinderea in turbina energia termica continuta in aburul viu este transformata in energie mecanica de rotatie, care apoi este convertita in energie electrica in generatorul electric. In afara fluxurilor de energie, o centrala termoelectrica se caracterizeaza si prin fluxuri de masa. Este vorba despre fluxurile agentilor de lucru, ce reprezinta purtatorul de energie in centrala respectiva. Schema simplificata a unei centrale termoelectrice cu turbina cu abur este data in figura 1.1

Figura 1.1. Schema simplificata a unei CTE cu turbina cu abur

O centrala termoelectrica cu abur functioneaza dupa un ciclu Rankine, ca in figura 1.2.

Figura 1.2. Ciclul Rankine asociat unei CTE  -2 - procesul de pompare a apei in cazan; 2-3 - incalzirea apei; 3-4 - vaporizarea apei in cazan; 4-5 - supraincalzirea aburului in supraincalzitorul cazanului; 5-6 - destinderea in turbina; 6-1 - condensarea in condensatorul turbinei.

Principalii agenti de lucru intr-o centrala termoelectrica sunt:

combustibilul,

cenusa,

zgura,

aerul si gazele de ardere,

apa-aburul,

apa de racire,

apa de adaos,

uleiul.

Instalatiile necesare pentru functionarea unei centrale termoelectrice pot fi impartite dupa circuitele specifice astfel:

instalatii pentru manipularea combustibilului si evacuarea zgurii si cenusii;

instalatii pentru producerea aburului;

instalatii pentru producerea energiei electrice;

instalatie aferenta circuitului termic;

instalatie de condensare si racire;

instalatie de tratarea apei;

instalatii electrice;

instalatii pentru livrarea caldurii.

1.2. TEMA PROIECTULUI

Sa se calculeze circuitul termic si principalii indici specifici, prin metoda exacta, a unei centrale termoelectrice cu functionare in condensatie pura, cunoscand urmatoarele date :

a). (varianta i=8 trepte) Cazanul de abur al blocului energetic este cu circulatie fortata, cu functionare pe combustibil lichid-pacura, cu continut redus de sulf si cu urmatoarea compozitie gravimetrica si caldura inferioara:

C^l =87,5% H^l =11,5% W^l =1% Q_i =9400 kcal/kg

b). (varianta i=7 trepte) Cazanul de abur este cu circulatie naturala, cu functionare pe combustibil lichid (pacura cu continut redus de sulf) avand urmatoarea compozitie elementara gravimetrica si caldura inferioara :

C^l =74,85% H^l =25,15% W^l =0% Q_i =11200 kcal/kg

. Valorile medii ale principalilor parametri de ardere a combustibilului realizati in exploatare sunt:

-compozitia gazelor arse la cos:

v     varianta i=8 trepte : CO₂ =12% CO =0,5% O₂ =5%;

v     varianta i=7 trepte: CO₂ =10% CO =0,1% O₂ =4,7%

-temperatura gazelor arse: t_ga [ ^oC]

-temperatura aerului de ardere t_a [ ^oC]

-factorul de incarcare al centralei : I

. Parametrii aburului supraincalzit la iesirea din cazanul de abur

-debitul nominal D_o [ t/h];

-presiunea aburului viu p_o [bar];

-temperatura aburului viu t_o [^oC].

. Parametrii aburului la iesirea din supraincalzitorul intermediar

-presiunea aburului supraincalzit intermediar p_si [bar];

- temperatura aburului supraincalzit intermediar t_si [^oC].

Puterea grupului energetic este de P [MW].

Numarul de trepte de preincalzire regenerativa a apei de alimentare este de i= 8 (sau i=7), cu prima priza alimentata din bara rece a supraincalzitorului intermediar.

Degazarea termica se realizeaza la presiunea constanta de 6 bari, iar pierderile de agent termic din ciclu se considera [a_ad]=0,02 si sint concentrate la degazor.

.Cota de consum a serviciilor interne ale centralei

ε =8%.

Randamentele interne ale turbinei

h_CIP

h_iCJP+CMP

Se considera cunoscute urmatoarele date:

-randamentul conductelor h_cd

-randamentul pompei de alimentare h_PA

-randamentul transformatorului electric al centralei h_tr

-parametrii medii realizati la condensator: t₁ ^oC, Dt^oC, dt^oC.

1.3. CONCEPEREA SCHEMEI CIRCUITULUI TERMIC AL CTE

1.3.1.Alegerea schemei bloc cazan-turbina

1.3.2. Alegerea pozitiei pompei de alimentare in schema termica

Pompa de alimentare se va aseza la mijlocul schemei, dupa degazorul termic. Aceasta asezare are urmatoarele avantaje

o parte din preincalzitoare sunt preincalzitoare de joasa presiune-PJP, ceea ce duce la un cost redus al instalației;

pompa de alimentare lucreaza la temperatura coborita;

degazorul termic este amplasat economic.

Asezarea are insa si dezavantajul eficientei reduse a degazorului termic.

1.3.3. Dimensionarea pompelor de alimentare si alegerea antrenarii

Cea mai raspandita varianta este 3x50% D_o cu antrenare electrica si 1x100% D_o cu antrenare cu turbina cu abur [7].

Reglarea pompelor de alimentare cu apa se face diferit pentru electropompe-EPA si turbopompe-TPA. La electropompe reglarea se face cu cupla hidraulica, cu motor cu turatie variabila sau prin recirculare si laminare. La turbopompe reglarea se face prin variatia debitului de abur din turbina de antrenare. Turbopompele se conecteaza la o priza a turbinei cu condensator propriu (priza de 8÷15 bar).

1.3.4. Dimensionarea pompelor de condensat principal

Pompele de condensat principal asigura extractia continua a condensului din condensator, mentinand nivelul in condensator si degazorul termic.

Principalele variante de dimensionare sint de 3x50% D_o sau 2x100% D_o, numai cu electropompe.

1.3.5. Pozitia degazorului in schema termica

Degazorul termic are rolul de a elimina gazele dizolvate in apa de alimentare-O₂, CO₂ - pentru a se evita coroziunea suprafetelor metalice si constituie si o treapta de preincalzire a apei.

Alimentarea degazorului termic se face la presiune constanta de 6 bar. Degazorul termic se va aseza la mijlocul schemei, intre PIP3 si PJP5.

1.3.6. Conceptia preincalzirii regenerative

Circuitul de preincalzire regenerativa reprezinta un ansamblu de schimbatoare de caldura in care condensatul din condensator este preincalzit cu abur extras de la prizele regenerative ale turbinei.

Numarul prizelor este 7 sau 8, in cazul proiectului studiat.

Degazorul termic se amplaseaza in mijlocul schemei, care contine 3 preincalzitoare de inalta presiune PIP si 3 sau 4 preincalzitoare de joasa presiune PJP.

Preincalzitoarele de inalta presiune si de joasa presiune sunt schimbatoare de caldura de suprafata, iar degazorul este schimbator de caldura de amestec.

Scurgerea condensatului care a lucrat in PIP se realizeaza in cascada pina la degazorul termic pe baza diferentei de presiune dintre preincalzitoare. Scurgerea condensatului care a lucrat in PJP se realizeaza in cascada pentru primele 3 PJP cu introducerea acestuia in circuitul principal cu ajutorul unei pompe de recirculare. Scurgerea condensatului din ultimul PJP se realizeaza liber pana la condensator.

1.3.7. Principalele caracteristici ale preincalzitoarelor regenerative

Preincalzitoarele de inalta presiune PIP

Preincalzitoarele PIP sunt echipate cu desupraincalzitoare-DS si cu subracitoare-SR pentru utilizarea complexa a aburului extras din turbine.

Desupraincalzitorul este un schimbator de caldura abur-apa la care este utilizata caldura de supraincalzire a aburului [7]. Deoarece aburul nu condenseaza in desupraincalzitor, apa de alimentare poate sa fie incalzita pana la o temperatura superioara temperaturii de saturatie, care constituie limita teoretica la un preincalzitor in care aburul condenseaza.

Subracitorul este un schimb de caldura apa-apa, in care apa de alimentare, inainte de a intra in preincalzitorul de baza este preincalzita cu aburul condensat, recuperandu-se astfel o parte din caldura acestuia [7].

t_x

t_ai t_ai-1

t_pi t_ai-1+5

DS PB SR

Figura 1.3.Schema PIP

t [^OC] t_pi

t_si

t_ai

t_ai-1 +5

t_ai-1

DS PB SR S[m²]

Figura1.4.Variatia temperaturii pe suprafetele PIP

Preincalzitoarele de joasa presiune PJP

Preincalzitoarele PJP sint echipate numai cu subracitoare-SR.

t_pi

t_ai t_a,i-1

PB SR t_a,i-1+5

Figura 1.3.Schema PJP

t[^oC]

` t_pi t_si

t_ai-1 +5

t_ai

t_ai-1

PB SR S[m²]

Figura 1.6.Variatia temperaturii pe suprafetele PJP

1.4. CALCULUL CIRCUITULUI TERMIC PRIN METODA EXACTÃ

4.1 .Schema de calcul a circuitului termic

Schema de calcul a circuitului termic este prezentata in figura 1.19 pentru 7 trepte de preincalzire regenerativa si in figura 1.20 pentru 8 trepte de preincalzire.

1.4.2 .Calculul parametrilor si marimilor de stare pe circuitul cazan- turbina-condensator

0 1

CIP CMP+CJP

2a

	Cz

2 2

1a^{`</sup> 1<sup>`}

3

Figura 1.7. Punctele caracteristice ale circuitului cazan- turbina-supraincalzitor intermediar- condensator

Punctul 0

Corespunzator parametrilor aburului viu p_o [bar] si t_o [^oC], se determina in conditii de supraincalzire, marimile de stare i₀ -entalpia si s_o -entropia utilizand tabele cu proprietati termofizice sau programul apa-abur prezentat in anexa 4

i_o [ kJ/kg]

s_o [kJ/kg ^oC],

Pentru calculul parametrilor si marimilor in punctele 1, 2a, 1'a, 1' se vor lua in considerare pierderile de presiune si de temperatura care apar pe traseele cazan-turbina-supraincalzitor intermediar-turbina date in tabelul 1.1.

Tabel 1.1. Perderile de presiune si temperatura ce apar pe traseul de conducte

Punctul 1

Parametrii punctului 1 se calculeaza astfel:

p₁ =p_o -(0,05 - 0,07) p_o [bar] (1.1)

t₁ = t_o - 5 [^oC] (1.2)

unde:

-p_o [bar]-presiunea aburului viu;

-t_o [^oC]-temperatura aburului viu.

Prin inlocuirea valorilor corespunzator parametrilor din punctul 1, se determina in conditii de supraincalzire marimile i₁ -entalpia si s₁ -entropia.

i₁ [kJ/kg],

s₁ [ kJ/kg ^oC].

Punctul 2

Parametrii punctului 2 se determina astfel:

p₂ =p_si +(0,06 - 0,08)p_si + 0,0125 p_si (1.3)

Pentru determinarea entalpiei i₂ se va calcula in conditii de supraincalzire a aburului i_2t =f(p₂ , s₁).

i_2t [kJ/kg].

Relatia de calcul pentru i₂ este

i₂ =i₁ - _iCIP (i₁ - i_2t ) [kJ/kg] (1.4)

Corespunzator parametrului p₂ si marimii de stare i₂ se deterrmina in conditii de supraincalzire s₂-entropia si t₂ -temperatura.

s₂ [kJ/kg ^oC],

t₂ [^oC].

Punctul 2a

Parametrii punctului 2a se determina cu relatiile:

p_2a = p_si + 0,0125p_si, (1.5)

t_2a =t₂ - (3-5)^o. (1.6)

Corespunzator parametrilor p_2a si t_2a se determina in conditii de supraincalzire marimile i_2a -entalpia si s_2a-entropia.

i_2a [kJ/kg],

s_2a [ kJ/kg ^oC].

Punctul 1'a

Parametrii punctului 1'a se determina cu relatiile:

-p_1'a =p_si [bar]; (1.7)

-t_1'a =t_si[^oC] ; (1.8)

Corespunzator parametrilor p_1'a si t_1'a se determina in conditii de abur supraincalzit marimile de stare i_1'a si s_1'a.

i_1'a [ kJ/kg],

s_1'a [kJ/kg ^oC].

Punctul 1'

Parametrii punctului 1' se determina cu relatiile:

-p_1' =p_1'a -0,03 p_si[bar] ;    (1.9)

-t_1' =t_1'a -5[^oC] . (1.10)

Corespunzator parametrilor p_1' si t_1' se determina in conditii de abur supraincalzit marimile de stare i_1' si s_1'.

i_1' [ kJ/kg];

s_1'[ kJ/kg ^oC].

In punctele 2' si 3 conditiile sunt de saturatie la presiunea din condensator.

Punctul 3

Entalpia in punctul 3 se determina cu relatia:

i₃ =c_p (t₁ + δt + Δt)[ ^oC] (1.11)

unde :

t₃ = t₁ + δt + Δt. (1.12)

t[^oC] t_s =t₃

δt

tΔt Δt

S[m²]

Figura 1. .Variatia temperaturii apei in condensator

-t₁ -temperatura apei la intrare;[ ^oC]

- δt -cresterea temperaturii apei de racire;[ ^oC]

-Δt -diferenta dintre temperatura condensului si a apei la iesire;[ ^oC]

Corespunzator entalpiei i₃ se determina in conditii de saturatie presiunea p₃ :

p₃ [ bar]

Punctul 2'

Parametrii in punctul 2' se determina cu relatiile:

-p_2' =p₃[bar] ;

-t_2' =t₃ [ ^oC]

Corespunzator presiunii p_2' se determina in conditii de saturatie marimile de stare i', i'', s', s''

i(kJ/kg)   

p p_1'

1'

p_2' p_2'

2'

2't

s(kJ/kg ^oC)

Figura 1.9.Destinderea aburului in CMP+CJP

Titlul aburului in punctul 2't este:

x_2't =(s₁' - s')/(s'' - s'). (1.13)

Entalpia corespunzatoare punctului 2't se determina cu relatia:

i_2't=(1 - x_2't )*i'+x_2't*i'' (1.14)

Entalpia aburului in punctul 2' se determina cu ajutorul relatiei urmatoare:

i_2' = i_1' - _iCJP (i_1' - i_2't ).    (1.15)

Titlul aburului in punctul 2' se calculeaza cu relatia:

x_2' =( i_2' - i' )/( i'' - i').

Entalpia aburului in punctul 2' se calculeaza cu relatia:

s_2' = (1 - x_2' )*s' + x_2' * s''.

Valorile parametrilor si marimilor in punctele circuitului cazan-turbina-condensator se trec in tabelul 1.2.

Tabel 1.2. Valorile parametrilor si marimilor in punctele circuitului cazan-turbina-condensator

1.4.3. Trasarea procesului in diagrama (i,s)

Procesul in diagrama (i,s) este reprezentat in anexa 2 ca exemplu. Pe baza datelor rezultate sintetizate in tabelul 1.2, fiecare student va trasa in diagrama i-s procesul pentru setul de rezultate obtinut.

1.4.4. Calculul termic exact al parametrilor ciclului de preincalzire regenerativa a apei de alimentare a cazanului

Calculul se realizeaza considerind 1kg de agent termic care circula intr-un punct din schema termica, celelalte debite reprezentand fractiuni din acest debit unitar.

Se noteaza debitul la iesirea din cazan in punctul 1 - [1], iar debitele extrase pe la prizele fixe k ale turbinei pentru preincalzirea apei - [a_k], si reprezinta fractiuni din [1].

Pierderile de agent termic din ciclu se considera [a_ad] = 0,02 si se completeaza la degazor.

1.4.4.1. Determinarea entalpiei apei de alimentare

In cazul cazanelor cu circulatie fortata se alege pentru presiunea apei de alimentare o valoare de:

-p_al =( 1,25 ÷1,35 )p_o . (1.18)

In cazul cazanelor cu circulatie naturala se alege pentru presiunea apei de alimentare o valoare de:

-p_al =( 1,2 ÷1,25 )p_o . (1.19) Temperatura apei de alimentare este in functie de numarul treptelor de preincalzire regenerativa :

Pentru un numar de 8 trepte de preincalzire regenerativa, temperatura apei de alimentare se alege intre t_al =255 ÷ 305 ^oC;

Pentru un numar de 7 trepte de preincalzire regenerativa, temperatura apei de alimentare se alege intre t_al =200 ÷ 250 ^oC.

Corespunzator presiunii p_al si temperaturii t_al se determina in conditii de apa supraincalzita, entalpia apei de alimentare.

1.4.4.2. Determinarea entalpiei apei de alimentare in degazorul termic

Entalpia apei de alimentare in degazorul termic se va alege in conditii de saturatie pentru apa la presiunea de 6 bar.

i_ad =i_a4' =670,4 kJ/kg.

Corespunzator se determina si entropia: s_ad =1,9308 kJ/kg^oC.

1.4.4.3. Determinarea cresterii de entalpie a apei de alimentare in pompa de alimentare

i(kJ/kg)

i_rr p_r

i_rt p_ad

i_ad

s_ad s(kJ/kg^oC)

Figura 1.10.Procesul de comprimare in pompa de alimentare

Randamentul pompei de alimentare se exprima astfel:

_PA =(i_rt - i_ad )/(i_rr - i_ad ).

unde :

- η_PA -randamentul pompei de alimentare;

-i_rt -entalpia apei la refulare corespunzatoare procesului teoretic in [kJ/kg]

-i_ad -entalpia apei la admisie in [kJ/kg]

-i_rr -entalpia apei la refulare corespunzatoare procesului real in [kJ/kg]

Valoarea entalpiei i_rt se determina in conditii de supraincalzire la presiunea p_al si entropie s_ad :

i_rt [ kJ/kg].

Cresterea de entalpie a apei de alimentare in pompa de alimentare se calculeaza cu relatia:

Δi_pr =(i_rt - i_ad )/η_PA [kJ/kg] (1.21)

1.4.4.4. Determinarea cresterii de entalpie a apei de alimentare pe circuitul de preincalzire regenerativa

Cresterea entalpiei apei de alimentare in PIP se calculeaza cu relatia:

Δi_PIP =(i_al - i_ad - Δi_pr)/(n_PIP + 1) [kJ/kg] (1.22)

unde:

-i_al -entalpia apei de alimentare;

-i_ad-entalpia apei la admisia in pompa;

-Δi_pr -cresterea de entalpie a apei in pompa de alimentare;

-n_PIP -numarul de PIP-uri.

In cazul acestui proiect numarul de PIP-uri este 3.

Cresterea de entalpie a apei de alimentare in PJP se calculeaza cu relatia:

Δi_PJP =(i_ad - i₃ )/n_PJP [kJ/kg] (1.23)

unde:

-i_ad -entalpia apei la admisia in pompa de alimentare;

-i₃ -entalpia apei in punctul 3;

-n_PJP -numarul de PJP-uri.

Entalpia apei de alimentare la iesirea din PIP se calculeaza cu relatia:

i_ak =i_al - k* i_PIP,    (1.24)

unde:

-i_al -entalpia apei de alimentare;

Δi_PIP-cresterea de entalpie in PIP;

-k=2,3,4.

Se știe ca i_al=i_a1.

Entalpia apei de alimentare la iesirea din PJP se calculeaza cu relatia:

i_ak =i_ad - (k - n_PIP - 1)*Δi_PJP , (1.25)

unde:

-k=5,6,7,(8).

Determinarea presiunii aburului la prizele regenerative

Presiunile p_pk ale aburului la prizele regenerative ale turbinei rezulta din diagramele de schimb de caldura ale preincalzitoarelor regenerative.

Pentru priza 1 p_p1 =p_si ,[bar]

unde:

-p_si -presiunea aburului supraincalzit intermediar [bar]

Pentru celelalte prize de abur presiunile se determina in conditii de saturatie in functie de entalpia de saturatie a condensatului in preincalzitoare i_satk

.Entalpia condensatului in preincalzitoare se determina cu relatia:

i_satk =i_ak +c_p * t, (1.26)

unde :

-i_ak -entalpia apei de alimentare in punctul k;

-c_p-caldura specifica la presiune constanta a apei; se poate aproxima c_p =4,18 kJ/kg ^oC;

t-diferenta de temperatura realizata de preincalzitoarele regenerative;

-k=2,3,4,5,6,7,(8).

-Δt=(-2÷2)^oC pentru PIP;

-Δt=(5÷7)^oC pentru PJP,

Prin calcule se obtin valorile care se trec in tabelul 1.3.

Tabel 1.3.Presiunea la prizele turbinei

1.4.4.6. Determinarea entalpiilor condensatului evacuat din preincalzitoarele regenerative

Entalpiile condensatului evacuat din preincalzitoarele regenerative treapta k, se determina cu relatia:

i_ck =i_ak+1 + 21kJ/kg, (1.27)

unde:

-i_ck -entalpia condensatului;

-i_ak -entalpia apei de alimentare la iesirea din treapta k;

-k=1,2,3,4,5,6,7,(8)

Din degazor nu se elimina condensat : i_c4=0.

Varianta 1(i=7). Pentru entalpia condensatului la iesirea din treapta 6, i_c6=i_a6.

Varianta 2(i=8) Pentru entalpia condensatului la iesirea din treapta 7, relatia de calcul este: i_c7 =i_a7 .

Prin inlocuirea valorilor si efectuarea calculelor se obþin rezultatele care se trec in tabelul 1.4.

Tabel 1.4.Entalpiile condensatului evacuat din preincalzitoarele regenerative.

.4.7.Determinarea entalpiilor aburului la prizele regenerative ale turbinei

Entalpia aburului la prima priza este entalpia aburului din bara rece a supraincalzirii intermediare-punctul 2 in schema termica.

i_p1 =i₂ [kJ/kg]

Entalpiile la celelalte prize se vor determina din expresia randamentului intern al corpurilor turbinei-CMP si CJP-astfel:

_iCMP+CJP =(i₁' - i_pk)/(i₁' - i_pkt), (1.28)

de unde rezulta:

i_pk =i₁' - _iCMP+CJP (i₁' -i_pkt),    (1.29)

unde:

-i_pk -entalpia aburului la priza k in [kJ/kg]

-i₁'-entalpia aburului inainte de intarea in CMP in [kJ/kg]

-i_pkt -entalpia teoretica a aburului la priza k in [kJ/kg]

-k=2,3,4,5,6,7,(8).

Entalpia teoretica a aburului la priza k se determina in conditii de supraincalzire, in functie de presiunea la priza p_pk si entropia aburului la intrare in CMP : s₁'.

Calculul entalpiilor aburului la prizele regenerative se face in conditii de saturatie la prizele 6, 7 si 8, utilizand titlul aburului in aceste puncte.

Pentru presiunea p_p6 se citesc din tabele de abur aflat pe curba de saturatie valorile : i',i', s',s'. Se calculeaza titlul in punctul 6t.

(1.30)

Se calculeaza entalpia in punctul 6t.

(1.31)

Corespunzator presiunilor si entalpiilor aburului supraincalzit si saturat la prizele turbinei se determina temperatura aburului la prizele turbinei. Valorile obtinute t_pk se vor trece in tabelul 1.5..

Tabel 1.5.Entalpia si temperatura aburului la prizele regenerative ale turbinei

1.4.4.8. Calculul debitelor specifice de abur la prizele regenerative ale turbinei

Debitele specifice se determina dintr-un bilant termic realizat pentru fiecare preincalzitor regenerativ.Se specifica modul de determinare al acestora pentru varianta cea mai complexa cu 8 trepte de preincaltire regenerativa.

PIP1

[a₁] i_p1

[1] i_a1 [1] i_a2

[a₁] i_c1

Figura 1.11.Marimi caracterisitice PIP1

Ecuatia de bilant este:

[a₁]*(i_p1 - i_c1)=[1]*(i_a1 -i_a2), (1.32)

de unde rezulta:

[a₁] =[1]*(i_a1 -i_a2)/(i_p1 -i_c1). (1.33)

Se calculeaza [a₁].

PIP2

[a₂] i_p2

[1] i_a2 [1] i_a3

[a₁] i_c1 [a₁+a₂] i_c2

Figura 1.12.Marimi caracterisitice PIP2

Ecuatia de bilant este:

[a₂]*(i_p2 - i_c2)+[a₁]*(i_c1 -i_c2) =[1]*(i_a2 -i_a3), (1.34)

de unde rezulta:

[a₂] =([1]*(i_a2 -i_a3) - [a₁]*(i_c1 -i_c2)/(i_p2 -i_c2).

Se calculeaza [a₂].

PIP3

[a₃] i_p3

[1] i_a3 [1] i_a4

[a₁+a₂] i_c2 [a₁+a₂+a₃] i_c3

Figura 1.13.Marimi caracterisitice PIP3

Ecuatia de bilant este:

[a₃]*(i_p3 - i_c3)+[a₁+a₂]*(i_c2 -i_c3) =[1]*(i_a3 -i_a4), (1.36)

de unde rezulta:

[a₃] =([1]*(i_a3 -i_a4) - [a₁+a₂]*(i_c2 -i_c3)/(i_p3 -i_c3). (1.37)

Se determina [a₃].

PJP4(degazorul termic)

[1] i_a4' [a_ad]

[a₁+a₂+a₃] i_c3 [a₄] i_p4

i_a5

Figura 1.14.Marimi caracterisitice degazor termic

Ecuatia de bilant este:

[1+a_ad]*(i_a4' -i_a5)=[a₄]*(i_p4 -i_a5)+[a₁+a₂+a₃]*(i_c3 -i_a4'),    (1.38)

de unde rezulta:

[a₄]=( [1+a_ad]*(i_a4' -i_a5) - [a₁+a₂+a₃]*(i_c3 -i_a5))/ (i_p4 -i_a5). (1.39)

Se determina [a₄].

PJP5

[a₅] i_p5

[A] i_a5 [A] i_a6

[a₅] i_c5

Figura 1.15.Marimi caracterisitice PJP5

Se noteaza cu [A]=[1+a_ad -a₁ -a₂ -a₃ -a₄] (1.40)

Ecuatia de bilant este:

[a₅]*(i_p5 - i_c5) =[A]*(i_a5 -i_a6),    (1.41)

de unde rezulta:

[a₅] =[A]*(i_a5 -i_a6) /(i_p5 -i_c5).    (1.42)

Cu formula (1.40) se determina [a₅] .

PJP6

[a₆] i_p6

[A] i_a6 [A] i_a7

[a₅] i_c5 [a₅+a₆] i_c6

Figura 1.16.Marimi caracterisitice PJP6

Ecuatia de bilant este:

[a₆]*(i_p6 - i_c6)+[a₅]*(i_c5 -i_c6) =[A]*(i_a6 -i_a7), (1.43)

de unde rezulta:

[a₆] =([A]*(i_a6 -i_a7) -[a₅]*(i_c5 -i_c6))/(i_p6 -i_c6). (1.44)

Se determina debitul specific raportat [a₆] .

PJP7

[a₇] i_p7

[A] i_a7 [B] [B] i_a8

[a₅+a₆] i_c6 [a₅+a₆+a₇] i_c7

Figura 1.17.Marimi caracterisitice PJP7

Se noteaza [B]=[A -a₅ -a₆ -a₇].    (1.45)

Ecuatia de bilant este:

[a₇]*(i_p7 - i_c7)+[a₅+a₆]*(i_c6 -i_c7) =[B]*(i_a7 -i_a8), (1.46)

de unde rezulta:

[a₇] =([A -a₅ -a₆]*(i_a7 -i_a8) -[a₅+a₆]*(i_c6 -i_c7))/(i_p7 -i_a8).

Se determina [a₇] .

PJP8

[a₈] i_p8

[B] i_a8 [B] i₃

[a₈] i_c8

Figura 1.18.Marimi caracterisitice PJP8

Ecuatia de bilant este:

[a₈]*(i_p8 - i_c8) =[B]*(i_a8 -i₃), (1.48)

de unde rezulta:

[a₈] =[B]*(i_a8 -i₃)/(i_p8 -i_c8).    (1.49)

Se determina [a₈].

In cazul celeilalte variante, cu 7 trepte de preincalzire regenerativa, nu se calculeaza decat pana la [a₇] inclusiv, urmarindu-se ca PJP6 sa fie preincalzitorul la care are loc recircularea condensatului.

1.4.4.9. Calculul debitului specific de abur la condensator

Debitul specific de abur la condensator se calculeaza cu relatia:

[d_c]=[1] - [a₁+a₂+a₃+a₄+a₅+a₆+a₇+a₈],    (1.50)

unde:

-[a₁]..[a₈]-debit specific de abur la prize;

-[1]-debit de abur la intrarea in turbina.

Relația este valabila pentru 8 trpete de preincalzire regenerativa. Este clar ca pentru 7 trepte debitul specific [a₈] va avea valoarea 0.

1.5. CALCULUL INDICILOR SPECIFICI AI CIRCUITULUI TERMIC

1.5.1. Calculul randamentului termic al ciclului

Randamentul termic al ciclului se calculeaza cu relatia:

η_t =1 - Q₂/Q₁. (1.51)

Prin exprimarea cantitatilor de caldura in functie de entalpii si debite specifice rezulta:

_t =1 -[d_c]*(i₂' -i₃)/([1](i_o -i_al)+[1-a₁](i_1'a -i_2a)). (1.52)

1.5.2.Calculul energiei specifice

Energia electrica produsa la bornele generatorului pentru 1 kg de abur care a lucrat in turbina se calculeaza cu relatia:

Pentru varianta 1 (i=7 trepte):

e_b= _{m g} *([1]*(i₁ -i₂) + [1-a₁]*(i_1' -i_p2) + [1-a₁ -a₂]*(i_p2 -i_p3) + [1-a₁ -a₂ -a₃]*(i_p3 -i_p4) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄]*(i_p4 -i_p5) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅]*(i_p5 -i_p6) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅ -a₆]*(i_p6 -i_p7) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅ -a₆ -a₇]*(i_p7 -i₂^') ), [kJ/kg]. (1.53)

Pentru varianta 2 (i=8 trepte):

e_b = _{m g} *([1]*(i₁ -i₂) + [1-a₁]*(i_1' -i_p2) + [1-a₁ -a₂]*(i_p2 -i_p3) + [1-a₁ -a₂ -a₃]*(i_p3 -i_p4) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄]*(i_p4 -i_p5) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅]*(i_p5 -i_p6) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅ -a₆]*(i_p6 -i_p7) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅ -a₆ -a₇]*(i_p7 -i_p8) + [1-a₁ -a₂ -a₃ -a₄ -a₅ -a₆ -a₇ -a₈]*(i_p8 -i_2')), [kJ/kg].    (1.54)

unde:

_m -randament mecanic;

_g -randament generator;

-[a_k]-debite specifice de abur la priza k;

-i_pk -entalpia aburului la priza k.

Randamentul mecanic se determina cu relatia:

_m =P/(P+P_m), (1.55)

unde:

-P-puterea grupului;

-P_m -pierderi de putere.

-P_m =0,7 MW,

Randamentul generatorului se determina cu relaþia:

η_g =0,904 +0,0704((lnP-3)/2)^1/3 . (1.56)

1.5.3. Calculul consumului de caldura raportat la bornele generatorului

Consumul specific de caldura raportat la bornele generatorului se determina ce relatia:

q_b =1/(η_t *η_g *η_m ), (1.57)

unde:

-η_t -randament termic;

-η_g -randament generator;

-η_m -randament mecanic.

1.5.4. Calculul randamentului cazanului

Calculul randamentului cazanului se face prin metoda indirecta, utilizand pierderile de caldura specifice ce apar la cazan.

η_caz =100 - (q₂ + q₃ + q₄ + q₅ + q₆ ), [%] (1.58)

unde:

-q₂ -pierderea de caldura datorata caldurii sensibile a gazelor de ardere evacuate la coș;

-q₃ -pierderea de caldura datorata arderii incomplete din punct de vedere chimic;

-q₄ -pierderea de caldura datorata arderii incomplete din punct de vedere mecanic;

-q₅ -pierderea de caldura prin convectie si radiatie in mediul ambiant;

-q₆ -pierderea de caldura datorata caldurii sensibile a zgurii si cenusii.

Calculul pierderilor specifice q₂ si q₃ se realizeaza utilizand compozitia gravimetrica a combustibilului si compozitia gazelor arse la cos.

Pierderea de caldura q₂ se determina cu relatia:

q₂ =/Q_i,[%] (1.59)

unde:

-t_ga -temperatura gazelor arse la cos;

-L₁ -cantitatea de aer necesar pentru arderea a 1kg de combustibil;

-i₁ -entalpia aerului la intrarea in cazan; i₁ =7,13 kcal/Nm³;

-Q_i -putere calorifica inferioara.

Cantitatea de aer necesar pentru arderea a 1kg combustibil se calculeaza cu relatia:

L₁ =0,024 *K^l *[100 - (RO₂ +O₂ +CO)]/(RO₂ +CO) -0,01*N^l, [Nm³/kg](1.60)

unde:

-K^l =C^l +0,375 S^l .

Pierderea de caldura q₃ se calculeaza cu relatia:

q₃ =3020*C^l *CO/[0,536 * (RO₂ +CO)*Q_i].    (1.61)

Pierderea de caldura q₅ este in functie de parametrii cazanului. Pentru un debit de abur de 670 t/h, la un factor de incarcare al cazanului I=1, q_5N are valoarea:

q_5N =0,68 %.

Pierderea de caldura q₅ =q_5N /I,[%] (1.62)

Pierderile de caldura q₄ si q₆ se considera egale cu 0:

1.5.5. Calculul consumului specific de caldura al ciclului

Consumul specific de caldura al ciclului q_c se determina cu relatia:

q_c =q_b /η_caz *η_cd,[ kJ/kJ] (1.63)

unde :

-q_b-consumul specific de caldura raportat la bornele generatorului;

-η_caz -randamentul cazanului;

-η_cd -randamentul conductelor.

1.5.6. Calculul randamentului general al centralei electrice

Randamentul general al centralei electrice tine cont de cota de consum a serviciilor interne ε, astfel:

η_CTE =η_caz * η_cd * η_tr * (1 -ε)/q_b, (1.64)

unde:

-η_caz -randamentul cazanului;

- η_cd -randamentul conductelor;

- η_tr -randamentul transformatorului electric;

-ε-cota de consum a serviciilor interne;

-q_b -consumul specific de caldura raportat la bornele generatorului.

1.5.7. Calculul consumului specific de abur al cazanului

Consumul specific de abur al cazanului reprezinta cantitatea de abur necesara pentru producerea unitatii de energie. Se calculeaza sub 2 forme.

1.5.7.1. Consumul specific de abur raportat la debitul orar iesit din cazan

d_c =3600/e_b ,[kg abur/kWh]. (1.65)

unde:-e_b -energia specifica.

1.5.7.2. Consumul specific de abur raportat la debitul de abur iesit din supraincalzitorul intermediar

d_si =3600*[1 - a₁ ]/e_b, [kg abur/kWh].   

1.5.8. Calculul consumului specific de combustibil

Consumul specific de combustibil reprezinta cantitatea de combustibil necesara pentru a produce unitatea de energie. Se calculeaza sub 2 forme:

1.5.8.1. Consum specific de combustibil raportat la bornele generatorului electric

b_b =3600*q_b /Q_i [kg combustibil/kWh] (1.67)

unde:

-q_b -consum specific de caldura raportat la bornele generatorului;

-Q_i -putere calorifica inferioara.

1.5.8.2 .Consumul specific de combustibil raportat la tot ciclul

b_c =3600*q_c /Q_i [ kg combustibil/kWh] (1.68)

unde:

-q_c -consumul specific de caldura al ciclului;

-Q_i -puterea calorifica inferioara.

Figura 1.19. Schema circuitului termic cu 7 trepte de preincalzire regenerativa

Figura 1.20. Schema circuitului termic cu 7 trepte de preincalzire regenerativa