Post on 03-Apr-2018
7/28/2019 PEET - Aplicatii
1/110
7/28/2019 PEET - Aplicatii
2/110
1.1.2. Destinderea n turbin
Se consider un corp de turbin n care intr debitul D0, cu entalpia h0.Corpul de turbin are prevzute n extracii de abur, extracia j fiindcaracterizat de debitul de abur Dji entalpia hj. Ultima extracie reprezint ieireadin corp. Turbina dezvolt puterea intern Pint.
Fi gura 1.1: Destinderea ntr-un corp de turbin cu abur
Utiliznd relaiile generice ce definesc bilanul masic (1.1) i energetic(1.2) se vom determina dou relaii, echivalente, de calcul a Pint:
1. Vom considera carcasa turbinei ca fiind conturul de bilan utilizat nscrierea ecuaiilor de bilan masic (1.3) i energetic (1.4). Introducnd(1.3) n (1.4) obinem prima form de explicitare a Pint (1.5).
=
=n
jjpDD
1,0 (1.3)
int1
,00 PhDhD jn
jjp +=
=
(1.4)
)( 01
,1
,01
,1
,00int j
n
jjpj
n
jjp
n
jjpj
n
jjp hhDhDhDhDhDP ===
====
(1.5)
2. De data aceasta vom considera drept contur de bilan zona de turbincuprins ntre prizele j i j+1. Utiliznd ecuaiile de bilan masic ienergetic obinem relaia (1.6). Prin prelucrarea acesteia (1.7) obinemrelaia de calcul a puterii interne produse pe o zon de turbin (1.8).
Pint
D0h0
Dp,nhn
Dp,j+1hj+1
Dp,jhj
Dp,1h1
Dp,2h2
=
j
jjpDD
1,0
7/28/2019 PEET - Aplicatii
3/110
Evident, Pint se poate scrie ca suma puterilor interne produse pe fiecarezon a turbinei (1.9). n relaia (1.9) Dp,0 = 0.
1,int,1
1
1,011,
1,0 ++
+
=++
=
+
+=
jjj
j
jjpjjpj
j
jjp PhDDhDhDD (1.6)
1,int,11
,01
,0 ++==
+
=
jjj
j
jjpj
j
jjp PhDDhDD (1.7)
( )11 ,01,int, +=+
= jj
j
jjpjj hhDDP (1.8)
( )
=+
=
=+
==
1
01
0,0
1
01,int,int
n
jjj
j
jjp
n
jjj hhDDPP (1.9)
Observaie: Relaia (1.8) indic faptul c puterea intern pe o zon aturbinei este dat de produsul ntre debitul masic de abur ce tranziteaz acea zonicderea de entalpie pe zona respectiv.
7/28/2019 PEET - Aplicatii
4/110
1.2. Probleme rezolvate
1.2.1. Se consider o schema de baz a unei CTE cu un singur prenclzitorregenerativ: a) de amestec, b) de suprafa cu scurgerea condensului n cascad, c)de suprafa cu repompare a condensului secundar. Se cunosc: p1 = 100 bar, t1 =500 C, p3 = 0,05 bar, h5 = 270 kJ/kg, h6 = 245 kJ/kg, h2 = (h1 + h3)/2, debitul deabur Dab = 10 kg/s, randamentul intern al turbinei cu abur (TA)
TAi = 80 %,
randamentul mecanic m = 99 %, randamentul generatorului electric g = 98 %,randamentul cazanului caz = 90 %, puterea calorific inferioar a combustibiluluiHi = 10000 kJ/kg, nclzirea apei de rcire n condensator tc = 10 C, clduraspecific a apei la presiune constant cp = 4,2 kJ/kg/K.
Se fac urmtoarele ipoteze simplificatoare i de calcul: se neglijeaz creterea de entalpie n pompe; se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.
S se determi ne:
parametrii termodinamici n punctele caracteristice ale ciclului; trasarea n diagramele h-s i t-s a destinderii aburului n TA; debitul de abur extras de la priza turbinei pentru prenclzirea regenerativ:
Dp [kg/s]; puterile necesare construirii diagramei Sankey [kW]; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; debitul de ap de rcire necesar rcirii condensatorului: Dar[kg/s]; randamentul termic t [%] i randamentul global brut al ciclului brut [%]
Rezolvare:
Din tabelele de proprietii termodinamice pentru ap/abur sau dinprograme specializate ce calculeaz aceste proprieti se determin, pentru nceput,entalpia (h1), entropia (s1) i volumul specific (v1) n punctul 1 al schemei n funciede presiunea (p1) i temperatura (t1) ce caracterizeaz acest punct:h1, s1, v1 = f(p1, t1) h1 = 3374 [kJ/kg], s1 = 6,597 [kJ/kg/K], v1 = 0,0328 [m3/kg].
Entalpia teoretic la ieirea din turbin h3t
= f(p3, s
3t= s
1) = 2011 [kJ/kg].
TAi este raportul ntre cderea reali cea teoretic de entalpie:
tTAteoretica
TArealaTA
i hh
hh
H
H
31
31
== ( ) 6,22833113 == tTAi hhhh
kg
kJ
v3, x3 = f(p3, h3) v3 = 24,97 [m3/kg]; x3 = 0,8855 > 0,86.
8,28282
312 =
+=
hhh
kg
kJ
h4 = f(p4 = p3, x = 0) = 137,8 [kJ/kg].
7/28/2019 PEET - Aplicatii
5/110
Diagrama: entalpie entropie (h-s) Diagrama: temperatur entropie (t-s)
Bilanul masic:D3 = Dab Dp; D4 = D3 = Dab Dp;D5 = D2 + D4 = Dab.
Bilanul energetic pe prenclzitor:554422 hDhDhD =+
Rezult:) 542 hDhDDhD abpabp =+
( )491,0
42
45 =
=
hh
hhDD abp
s
kg
a) prenclzitor regenerativ de amestec
Bilanul masic:D3 = Dab Dp; D6 = D2 = Dp;D4 = D3 + D6 = Dab; D5 = D4 = Dab.
Bilanul energetic pe prenclzitor:66554422 hDhDhDhD +=+
Rezult:6542 hDhDhDhD pababp +=+
( )5118,0
62
45 =
=
hh
hhDD abp
s
kg
b) prenclzitor regenerativ de suprafa cu scurgerea condensului n cascad
1
3t
3
1
3t 3
7/28/2019 PEET - Aplicatii
6/110
Bilanul masic:D3 = Dab Dp; D4 = D3 = Dab Dp;D6 = D2 = Dp; D7 = D6 = Dp;D8 = D4 = Dab Dp; D5 = D7 + D8 = Dab.
Bilanul energetic pe prenclzitor(Obs.: conturul de bilaninclude PCS):
554422 hDhDhD =+
Rezult:542 hDhDDhD abpabp =+
( )491,0
42
45 =
=
hh
hhDD abp
s
kg
c) prenclzitor regenerativ de suprafa cu repompare a condensului secundar
Diagrama Sankey (diagrama fluxurilor energetice)
Bilanul energetic pe TA:Puterea intern dezvoltat de TA:( ) ( ) ( ) 106363221 =+= hhDDhhDP pababi [ ]kW Puterea mecanic:
10530== mim PP [ ]kW Puterea la borne:
10319== gmb PP [ ]kW
Pierderile mecanice:
( ) 1061 === mimim PPPP [ ]kW Pierderile la generator:
Pi
PgPm
Pt2Pcaz
Pcc
PbPm
Pt1
7/28/2019 PEET - Aplicatii
7/110
( )2111
=== gmbmgPPPP
[ ]kW
Bilanul energetic pe cazan:Puterea termic intrat n ciclu:
( ) 31040511 == hhDP abt [ ]kW Puterea termic dezvoltat prin arderea (chimic) combustibilului:
iscc HBP = [ ]kW ;Randamentul cazanului:
cc
tcazan P
P1= [ ] ;
( ) 449,3511 ==== icazanab
icazan
t
i
ccs H
hhDH
PHPB
skg
34489== iscc HBP [ ]kW ;
( ) 344911 === cazancctcccazan PPPP [ ]kW ;
Bilanul energetic pe condensator: Pentru cazurile a)i c):
44233 hDPhD t += [ ]kW
innd cont de bilanul masic ( ) ( ) 423 hDDPhDD pabtpab += Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):
( ) ( ) 20404432 == hhDDP pabt [ ]kW Puterea termic evacuat din ciclu (Pt2) este egal cu puterea termic preluat deapa de rcire:
cpart tcDP =2 [ ]kW 8,4852 =
=cp
tar tc
PD
s
kg
Pentru cazul b):4426633 hDPhDhD t +=+ [ ]kW
innd cont de bilanul masic ( ) 4263 hDPhDhDD abtppab +=+ Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):
( ) ( ) ( ) 6,2041446432 =+= hhDhhDDP ppabt [ ]kW
1,4862 =
=cp
tar
tc
PD
s
kg
Calculul randamentelor: randamentul termic al ciclului t [-]
343.01
==t
it P
P [-] 3,34=t [%]
7/28/2019 PEET - Aplicatii
8/110
randamentul global brut al ciclului brut [%]299,0===
cc
bgmtcazanbrut P
P [-] 9,29=brut [%]
Observaii:n cazul b) ecuaiile de bilan energetic puteau fi gndite n modul urmtor:
ntr-un schimbtor de cldur de suprafa (prenclzitor, condensator), putereatermic cedat este egal cu puterea termic primit. Astfel:
o pentru SC de suprafa, puterea termic cedat de aburul carecondenseaz ( ( )62 hhDp ) este egal cu puterea termic preluat de
ap (condensul principal) pentru a se nclzii (( ( )45 hhDab )):
( ) ( )4562 hhDhhD abp = o analog, pentru condensator putem scrie:
( ) ( )4664332 hhDhhDPt += ) ( ) ( )46432 hhDhhDDP ppabt +=
n cazul c), dac am fi inut cont de creterea de entalpie n PCS (pompa decondens secundar), n conturul de bilan considerat ar fi avut n plus ca putere
intrat puterea intern a PCS ( ( )67 hhDP pPCSi = ), datorit antrenrii acesteia cu
ajutorul unui motor electric (energie intrat n contur).n cazul c), dac nu s-ar cunoate h5, i am ine cont, eventual, i de PCS,
ecuaiile de bilan energetic ar fi urmtoarele:
o ecuaia de bilan pentru calculul Dp, considernd suprafaa exterioar aschimbtorului de cldur drept contur de bilan:88664422 hDhDhDhD +=+
) ) 8642 hDDhDhDDhD pabppabp +=+ o pentru calculul h5 se va scrie ecuaia de bilan energetic considernd
drept contur de bilan punctul de injecie a condensului secundar nlinia de condens principal:
557788 hDhDhD =+ ) 578 hDhDhDD abppab =+
1.2.2.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3000; h2 = 2700; h3 = 2300;h4 = h5 =150; h6 = 500; h7 = 800; h8 = 820; h9 = 475;
debitul de abur viu: D0 = 10 [kg/s]; nclzirea apei de rcire n condensator: tar= 10 [C]; cldura specific a apei de rcire: cp,ar= 4,2 [kJ/kg/K]; randamentul mecanic al pompei de alimentare (PA): m,PA = 95 [%]; randamentul cuplei hidraulice a PA: kh = 97 [%]; randamentul motorului electric ce antreneaz PA: m,el = 97 [%];
7/28/2019 PEET - Aplicatii
9/110
Se cer(e):
s se realizeze bilanul masic pe ciclu debitele de abur extrase din turbin pentru prenclzire: Dp1i Dp2 [kg/s] puterea intern dezvoltat de turbin ntre cele dou prize: Pi,1-2 [kW] puterea termic evacuat la sursa rece a ciclului: Pt2 [kW] debitul masic de ap de rcire la condensator: Dar[kg/s] puterea intern cerut de pompa de alimentare (PA): Pi,7-8 [kW] puterea consumat de motorului electric ce antreneaz PA: Pme,7-8 [kW]
Rezolvare:
Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp2; D4 = D3 + D9 = D0 Dp1; D5 = D4 = D0 Dp1;D6 = D5 = D0 Dp1; D7 = D1 + D6 = D0; D8 = D7 = D0.
Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:771166 hDhDhD =+
7011610 )( hDhDhDD pp =+
2,15003000
)500800(10)(
61
6701 =
=
=
hh
hhDDp
s
kg
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa:99662255 hDhDhDhD +=+
9261022510 )()( hDhDDhDhDD pppp +=+
)()()( 5610922 hhDDhhD pp =
384,14752700
)150500()2,110()()(
92
56102 =
=
=
hh
hhDDD
pp
s
kg
Bilanul energetic pe zona de turbin cuprins ntre cele dou prize:21,210110 )()( += ipp PhDDhDD
Dp2
7
Pb
D0
Dp1
9
6 54
3
82
1
0
D0
D0 D0-Dp1
D0-Dp1-Dp2
D0-Dp1
Dp2
Dp2
7
PbD0
Dp1
9
6 54
3
82
1
0D0
D0-Dp1
D0-Dp1-Dp2
7/28/2019 PEET - Aplicatii
10/110
2640)27003000()2,110()()( 211021, === hhDDP pi [ ]kW
Bilanul energetic pe condensator:4429933 hDPhDhD t +=+ [ ]kW
( ) ( ) 4102923210 hDDPhDhDDD ptppp +=+ Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):
2,163944109232102 =+= hDDhDhDDDP ppppt [ ]kW
cpart tcDP =2 [ ]kW 34,390102,42,163942 =
==
=
cp
tar
tc
PD
s
kg
Bilanul energetic pe pompa de alimentare (ntre punctele 7i 8):8887,77 hDPhD i =+ 8087,70 hDPhD i =+ 200)800820(10)( 78087, === hhDPi [ ]kW
Bilanul energetic pe ansamblul PA / motor electric:224
95,097,097,0
200
,,
87,87, =
=
= PAmkhelm
ime
PP
[ ]kW
1.2.3.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3000; h2 = 2700; h3 = 2300;h4 = h5 =150; h6 = h7 = 500; h8 = 800; h9 = 785;
debitul de abur viu: D0 = 10 [kg/s]; randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98; randamentul cazanului: caz = 90 [%]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 10000 [kJ/kg].
D0 D0
D0-Dp1-Dp2
D0-Dp1-Dp2
Dp1
Dp2
7
Pb
D0
Dp1
9
6 54
3
8
2
1
0 D0
D0-Dp1D0-Dp1-Dp2
Dp2
7
Pb
D0
Dp1
9
6 54
3
8
2
1
0
7/28/2019 PEET - Aplicatii
11/110
Se cer(e):
s se realizeze bilanul masic pe ciclu debitele de abur extrase din turbin pentru prenclzire: Dp1i Dp2 [kg/s] puterea electric la bornele generatorului: Pb [kW] debitul de combustibil: Bs [kg/s] lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur (TA): TAspl [kJ/kg] energia electric specific dezvoltat de turbina cu abur: esp [kJ/kg] consumul specific de combustibil: bsp [kg/kWhe] consumul specific de abur al grupului turbogenerator: dsp [kg/kWhe]
Rezolvare:
Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D5 = D4 = D3 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp1; D6 = D2 + D5 +D9 = Dp2 + D0 Dp1 Dp2 + Dp1 = D0; D8 = D7 = D0.
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa:99887711 hDhDhDhD +=+
91807011 hDhDhDhD pp +=+
)()( 911780 hhDhhD p =
354,17853000
)500800(10)(
91
7801 =
=
=
hh
hhDDp
s
kg
Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:66995522 hDhDhDhD =++
6091521022 )( hDhDhDDDhD pppp =++
52
5915602
)()(
hh
hhDhhDD pp
=
035,11502700
)150785(354,1)150500(102 =
=pD
s
kg
Bilanul energetic pe turbina cu abur:Puterea intern dezvoltat de TA:
)()()()()( 322102110100 hhDDDhhDDhhDP pppTA
i ++= [ ]kW ++= )27003000()354,110()30003400(10TAiP
2,9638)23002700()035,1354,110( = [ ]kW Puterea la borne:
935198,099,02,9638 === gmTA
ib PP [ ]kW
Bilanul energetic pe cazan:Puterea termic intrat n ciclu:
( ) 26000)8003400(108001 === hhDPt [ ]kW Debitul masic de combustibil:
7/28/2019 PEET - Aplicatii
12/110
( ) 889,2100009.0 )8003400(108001 = =
=== icazicazan
t
i
ccs H
hhD
H
P
H
PB skg
Calculul indicatorilor specifici:82,963
10
2,9638
0
===D
Pl
TAiTA
sp
kg
kJ
1,93510
9351
0
===D
Pe bsp
kg
kJ;
1122,136009351
889,23600 ===
b
ssp P
Bb
e
lcombustibi
kWh
kg
8496,3360093511036000 ===
bsp P
Dd
e
lcombustibi
kWhkg
Observaii:gm
TAspsp le =
36001
36000 ==spb
sp eP
Dd
e
lcombustibi
kWh
kg
1.2.4.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.
Se cunosc: entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3000; h2 = 2700; h3 = 2300;
h4 = h5 =150; h6 = 500; h7 = 800; h9 = 785; h10 = 475; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 10 000 [kW] randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98;
Dp1
D0
D0 D0
D0-Dp1-Dp2
D0
Dp1+Dp2
Dp2
7
Pb
D0
Dp1
10
6 54
3
82
1
0D0
D0-Dp1D0-Dp1-Dp2
9
Dp2
7
Pb
D0
Dp1
10
6 54
3
82
1
0
9
7/28/2019 PEET - Aplicatii
13/110
Se cer(e):
s se realizeze bilanul masic pe ciclu n mrimi absolute i n mrimi raportate; debitele de abur, extrase din turbin pentru prenclzire, raportate (la debitul de
abur viu): ap1i ap2 [-]; energia electric specific dezvoltat de turbina cu abur: esp [kg/s]; debitul de abur viu: D0 [kg/s]; debitele de abur extrase din turbin pentru prenclzire: Dp1i Dp2 [kg/s]; puterea termic evacuat la sursa rece a ciclului: Pt2 [kW];
Rezolvare:
Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp1; D10 = Dp1 + Dp2; D4 = D3 + D10 = D0 Dp1 Dp2+ Dp1 + Dp2 = D0; D5 = D4 = D0; D6 = D5 = D0; D7 = D6 = D0; D8 = D7 = D0
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa alimentat de la priza 1:99771166 hDhDhDhD +=+
91701160 hDhDhDhD pp +=+ ; se mparte ecuaia la 0D
917116 ][]1[][]1[ hahhah pp +=+
)(][)(]1[ 91167 hhahh p =
1354,07853000
500800)(]1[
91
671 =
=
=
hh
hhap
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa alimentat de la priza 2:101066995522 hDhDhDhDhD +=++
102160915022 )( hDDhDhDhDhD pppp ++=++ ; se mparte la 0D
1021691522 ][]1[][]1[][ haahhahha pppp ++=++
102
1091562
)(][)(]1[
hh
hhahha pp
=
1384,04752700
)475785(1354,0)150500(2 =
=pa
Bilanul energetic pe turbina cu abur:Puterea intern dezvoltat de TA: )()()()()( 322102110100 hhDDDhhDDhhDP ppp
TAi ++= [ ]kW
Se mparte ecuaia de mai sus la 0D
)(]1[)(]1[)(]1[ 3221211100
hhaahhahhD
Pl ppp
TAiTA
sp ++==
++= )27003000(]1354,01[)30003400(TAspl
9,949)23002700(]1384,01354,01[ =+ [kJ/kg]
7/28/2019 PEET - Aplicatii
14/110
6,92198,099,09,9490
==== gmTAspbsp lDPe kgkJ
85,106,921
100000 ===
sp
b
e
PD
s
kg
469,11354,085,10][ 101 === pp aDD [kg/s]
502,11384,085,10][ 202 === pp aDD [kg/s]
Bilanul energetic pe condensator:442101033 hDPhDhD t +=+ [ ]kW
( ) 40210213210 )( hDPhDDhDDD tpppp +=++
) 40102132102 )( hDhDDhDDDP ppppt ++= [ ]kW ( ) 1607815010475)502,1469,1(2300502,1469,1102 =++=tP [ ]kW
Obs.: Puterea termic evacuat la condensator, raportat la debitul de abur viu este
8,148185,10
16078
0
22 === D
Pq tt
kg
kJ
1.2.5.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h12 = 3395; h1 = 3000; h2 = 2700;h4 = h5 =150; h6 = 500; h10 = h11 = 475;
puterea electric la bornele generatorului: D0 = 10 [kg/s]; debitul de abur n punctul 1: Dp1 = 1,2 [kg/s]; creterea de presiune n pompa de alimentare: p8-9 = 180 [bar]; densitatea medie a apei n pompa de alimentare: ap = 870 [kg/m3]; randamentul intern al pompei de alimentare: PA = 0,8 [-]; randamentul cazanului: cazan = 0,89 [-]
12
1110
Dp2
8
Pb
D0
Dp1
6
7 5
4
3
9
2
1
0
12
11
D0-Dp1-Dp2
D0-Dp1-Dp2
D0-Dp1-Dp2
10
D0
D0 D0-Dp1
D0-Dp1-Dp2
Dp2
Dp2
8
Pb
D0
Dp1
6
7 5
4
3
9
2
1
0 D0
D0-Dp1D0-Dp1-Dp2
7/28/2019 PEET - Aplicatii
15/110
Se cer(e):
s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 2: Dp2 [kg/s] entalpia n punctul 7: h7 [kJ/kg] entalpia n punctul 8: h8 [kJ/kg] entalpia n punctul 9: h9 [kJ/kg] randamentul conductelor: conducte [-] consumul specific de cldur al grupului turbo-generator: tgspq [kJt/kWhe] consumul specific de cldur al grupului turbogenerator i circuitului termic:
spq ,1 [kJt/kWhe]
consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin: brutspq [kJt/kWhe]Rezolvare:
Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D6 = D5 = D4 = D3 = D0 Dp1 Dp2; D11 = D10 = Dp2; D7 =D6 + D11 = D0 Dp1; D8 = D1 + D7 = Dp1 + (D0 Dp1) = D0; D9 = D8 = D0.
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa (repomparea condensului):1010665522 hDhDhDhD +=+
1026210521022 )()( hDhDDDhDDDhD pppppp +=+ ;
2198,1)475500()1502700(
)150500()2,110()()()()(
10652
56102 =
==hhhhhhDD
Dp
p
skg
Bilanul energetic n punctul de injecie al condensului secundar:77111166 hDhDhD =+
7101126210 )()( hDDhDhDDD pppp =+
53,496)(
10
11262107 =
+=
p
ppp
DD
hDhDDDh
kg
kJ
Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:881177 hDhDhD =+
8011710 )( hDhDhDD pp =+
95,796)(
0
117108 =
+=
D
hDhDDh
pp
kg
kJ
Calculul creterii de entalpie n pompa de alimentare (ntre punctele 8 i 9)
[ ]
[ ]
[ ]100
10
1
3
9898
3
3
98298
98
=
=
PAPA
kg
mvbarp
kg
mv
m
Np
kg
kJh
7/28/2019 PEET - Aplicatii
16/110
86,258708,0 10018010010098989898 ==
=
=
apaPAPA
pvph
kgkJ
81,82286,2595,7969889 =+=+= hhh [kJ/kg]
Puterea termic intrat n ciclul ap/abur, la cazan:9,25771)81,8223400(10)( 90009,1 ==== hhDPP t
cazant [kW]
Puterea termic pierdut n conductele de legtur cazan-turbin:50)33953400(10)( 1200120, ==== hhDPP tconducte [kW]
Randamentul conductelor:998,0
9,25771
5011
11
1
1
1 ==
=
==
cazant
conductecazan
t
conductecazan
tcazan
t
turbinat
conducteP
P
P
PP
P
P
Consumul specific de cldur al grupului turbogenerator:858,2
9000
509,2577111 =
=
==b
conductecazan
t
b
turbinattg
sp P
PP
P
Pq
e
t
kJ
kJ
8,102883600858,236001 ===b
turbinattg
sp P
Pq
e
t
kWh
kJ
Consumul specific de cldur al grupului turbogeneratori circuitului termic:8635,2
9000
9,257711,1 ===
b
cazant
spP
Pq
e
t
kJ
kJ
6,1030836008635,236001
,1 === b
cazant
sp P
P
q
e
t
kWh
kJ
Puterea termic dezvoltat prin arderea combustibilului:2,28957
89,0
9,257711 ===cazan
cazant
tc
PP
[kW]
Consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:2175,3
9000
2,28957===
b
tcbrutsp P
Pq
e
t
kJ
kJ
1158336002175,33600 ===b
tcbrutsp
P
Pq
e
t
kWh
kJ
1.2.6.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h2 = 2700; h4 = h5 = 150; h6 = 500; h11 = h10 =475; h12 = 600;
debitul de abur viu: D0 = 10 [kg/s]; debitul de abur n punctul 1 (la priza 1): Dp1 = 1,25 [kg/s]; creterea de entalpie n pompa de alimentare: h8-9 = 26 [kJ/kg]; debitul de combustibil: Bs = 2,9 [kg/s];
7/28/2019 PEET - Aplicatii
17/110
puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 10000 [kJ/kg]; randamentul cazanului: caz = 0,9 [-]; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 9400 [kW] randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98; nclzirea apei de rcire n condensator: tar= 10 [C]; cldura specific a apei de rcire: cp,ar= 4,2 [kJ/kg/K];
Se cer(e):
s se realizeze bilanul masic pe ciclu debitul de abur n punctul 2: Dp2 [kg/s] entalpia n punctul 7: h7 [kJ/kg] puterea intern cerut de pompa de alimentare (PA): Pi,8-9 [kW] puterea termic evacuat la sursa rece a ciclului: Pt2 [kW] entalpia n punctul 3: h3 [kJ/kg] puterea intern dezvoltat de turbin ntre ultima priz i ieirea din turbin:
TAiP 32, [kW]
puterea intern dezvoltat ntre intrarea n turbini ultima priz: TAiP 20, [kW] debitul masic de ap de rcire la condensator: Dar[kg/s] multiplul de ap de rcire: mar[-]
Rezolvare:
Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D3 = D0 Dp1 Dp2; D6 = D5 = D4 = D3 = D0 Dp1 Dp2; D12 = Dp1; D11 = D10= D12 + D2 = Dp1 + Dp2; D7 = D6 + D11 = D0; D9 = D8 = D7 = D0.
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa (repomparea condensului):10106612125522 hDhDhDhDhD +=++
=++ 121521022 )( hDhDDDhD pppp
10216210 )()( hDDhDDD pppp ++=
1211
10
8
Pb
D0
6
7 5
4
3
9
2
1
0
Dp1 1211
D0-Dp1-Dp2
D0-Dp1-Dp2
D0-Dp1-Dp2
10
D0
D0 D0
D0-Dp1-Dp2
Dp1+Dp2
Dp2
8
Pb
D0
Dp1
6
7 5
4
3
9
2
1
0 D0
D0-Dp1D0-Dp1-Dp2
7/28/2019 PEET - Aplicatii
18/110
1286,1)()(
)()()(
10256
1012156102 =+
= hhhh
hhDhhDDD ppp skg
Bilanul energetic n punctul de injecie al condensului secundar:77111166 hDhDhD =+
7011216210 )()( hDhDDhDDD pppp =++
05,494)()(
0
112162107 =
++=
D
hDDhDDDh
pppp
kg
kJ
Bilanul energetic pe pompa de alimentare (ntre punctele 8 i 9):9998,88 hDPhD i =+ 9098,80 hDPhD i =+
2602610)(98089098,
====
hDhhDPi
[ ]kW Bilanul energetic pe cazanul (generatorul) de abur:Puterea termic dezvoltat prin arderea combustibilului:
29000100009,2 === iscc HBP [ ]kW Puterea termic primit de ap/abur la cazan:
261009,0100009,21 ==== cazaniscazancct HBPP [ ]kW Bilanul energetic pe turbina cu aburi generatorul electric:
7,968898,099,0
9400=
=
=
gm
bTAi
PP
[ ]kW
Bilanul energetic pe ciclu:298,1 t
TA
iit PPPP +=+ 3,166717,96882602610098,12 =+=+=
TAiitt PPPP [ ]kW
Bilanul energetic pe condensator:44233 hDPhD t += [ ]kW ( ) ( ) 421023210 hDDDPhDDD pptpp +=
)4,2337
210
421023 =
+=
pp
ppt
DDD
hDDDPh
kg
kJ
Bilanul energetic pe zone de turbin:puterea intern dezvoltat de turbin ntre ultima prizi ieirea din turbin:
5,2763)()( 3221032, == hhDDDP ppTA
i [ ]kW
puterea intern dezvoltat ntre intrarea n turbini ultima priz:2,69255,27637,968832,20, ===
TAi
TAi
TAi PPP [ ]kW
Bilanul energetic pe condensator:3,166717,96882602610098,12 =+=+=
TAiitt PPPP [ ]kW
Bilanul energetic pe condensator:cpart tcDP =2 [ ]kW 94,396102,4
3,166712 =
=
=cp
tar
tc
PD
s
kg
7/28/2019 PEET - Aplicatii
19/110
08,521286,125,11094,396
2103==== pp
ararar DDD
D
D
Dm [-]
1.2.7. Se consider ciclul cu supranclzire intermediar din figuraurmtoare. Considerm c turbina este simpl, fr prize. Se cunosc: parametriiaburului viu p1 = 100 bari t1 = 500 C, presiunea de supranclzire intermediar
pSI = p2 = 25 bar, temperatura de supranclzire intermediar tSI = t3 = 500 C,presiunea la condensator pcondensator = p4 = 0,05 bar, debitul de abur viu Dab = 10kg/s, randamentul intern al CIP (corpul de nalt presiune) al turbinei cu abur (TA)
CIPi = 80 %, randamentul intern al CMJP (corpul de nalti joas presiune) al TACMJPi = 80 %, randamentul mecanic m = 99 %, randamentul generatorului electric
g = 98 %, randamentul cazanului caz = 90 %, puterea calorific inferioar acombustibilului Hi = 10000 kJ/kg.
Se fac urmtoarele ipoteze simplificatoare i de calcul: se neglijeaz creterea de entalpie n pompe; se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.
S se determi ne:
parametrii termodinamici ai aburului n punctele caracteristice ale ciclului; s se traseze procesul termodinamic de destindere n turbin n diagramele:
h-s (entalpie - entropie) i t-s (temperatura - entropie). puterile necesare construirii diagramei Sankey [kW]; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; randamentul: termic ti randamentul global brut brut.
Rezolvare:
h1, s1, v1 = f(p1, t1) h1 = 3374 [kJ/kg], s1 = 6,597 [kJ/kg/K], v1 = 0,0328 [m3/kg].
PA
SI
3
2 4
5
1
Cazan
7/28/2019 PEET - Aplicatii
20/110
Entalpia teoretic la ieirea din CIP: h2t = f(p2 = pSI, s2t = s1) = 2982 [kJ/kg].
( ) 4,30602112 == tCIPi hhhh
kg
kJ
t2, v2 = f(p2 = pSI, h2) t2 = 322 C, v2 = 0,1037 [m3/kg], s3 = 6,732 [kJ/kg/K].
h3, s3, v3 = f(p3 = p2 = pSI, t3 = tSI) h3 = 3462 [kJ/kg], s3 = 7,323 [kJ/kg/K], v3 =0,14 [m3/kg].Entalpia teoretic la ieirea din CMJP: h4t = f(pcondensator, s4t = s3) = 2233 [kJ/kg].
( ) 8,24784334 == tCMJPi hhhh
kg
kJ
t4, s4, v4 = f(p4 = pcondensator, h4) t4 = 32,9 [C], s4 = 8,125 [kJ/kg/K], v4 = 27,23[m3/kg], x4 = 0,966.
h5 = f(p5 = p4 = pcondensator, x = 0) = 137,8 [kJ/kg].
Diagrama: entalpie entropie (h-s) Diagrama: temperatur entropie (t-s)
Bilanul masic:D1 = D2 = D3 = D4 = D5 = Dab
Bilanul energetic pe TA:Puterea intern dezvoltat de TA:
( ) ( ) 129684321 =+= hhDhhDP ababi [ ]kW Puterea mecanic:
12838== mim PP [ ]kW Puterea la borne:
12582== gmb PP [ ]kW
1
2t2
3
4t
4
x=1
x=0,966
1
2t
2
3
4t 4
7/28/2019 PEET - Aplicatii
21/110
Pierderile mecanice:
( ) 1301 === mimim PPPP [ ]kW Pierderile la generator:
( ) 2561 === gmbmg PPPP [ ]kW
Bilanul energetic pe cazan:Puterea termic intrat n ciclu:
( ) ( ) 3637823511 =+= hhDhhDP ababt [ ]kW
042,41 =
==icazan
t
i
ccs H
P
H
PB
s
kg
40420== iscc HBP [ ]kW ;( ) 404211 === cazancctcccazan PPPP [ ]kW ;
Bilanul energetic pe condensator:55244 hDPhD t += [ ]kW 524 hDPhD abtab +=
Puterea termic evacuat din ciclu la sursa rece (la condensator):( ) 23410542 == hhDP abt [ ]kW
Calculul randamentelor: randamentul termic al ciclului t [-]
356.01
==t
it P
P [-] 6,35=t [%]
randamentul global brut al ciclului brut [%]311,0===
cc
bgmtcazanbrut
P
P [-] 1,31=brut [%]
1.2.8.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h1 = 3395; h2 = h16 = 3095; h3 =3090; h4 = 3485; h5 = 3480; h6 = 2940; h7 = 2400; h8 = h9 =150; h10 = 670; h12
= 950; h13 = 3090; h14 = 925; h15 = 2935; creterea de presiune n pompa de alimentare: pPA = 200 [bar]; volumul specific mediu al apei n pompa de alimentare: vPA = 0,00115 [m3/kg]; debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 10000 [kJ/kg]; randamentul cazanului: caz = 0,9 [-]; randamentul mecanic: m = 0,99; randamentul generatorului electric: g = 0,98;
7/28/2019 PEET - Aplicatii
22/110
Se cere:
s se realizeze bilanul masic pe ciclu entalpia n punctul 11: h711 [kJ/kg] debitul de abur n punctul 1: Dp1 [kg/s] debitul de abur n punctul 2: Dp2 [kg/s] puterea intern dezvoltat de CIP al TA: TACIPiP, [kW] puterea intern dezvoltat de CMP al TA: TACMPiP, [kW] puterea electric la bornele generatorului: bP [kW] puterea termic primit de ap/abur la sursa cald a ciclului: 1tP [kW] debitul masic de combustibil: sB [kg/s];
Rezolvare:
Bilanul masic este prezentat n figura de mai sus. Astfel:D2 = D1 = D0; D13 = D16 = Dp1; D15 = D6 = Dp2; D3 = D2 - D16 = D0 Dp1; D5 =D4 = D3 = D0 Dp1; D7 = D5 - D6 = D0 Dp1 Dp2; D9 = D8 = D7 = D0 Dp1 Dp2; D14 = D13 = Dp1; D10 = D9 + D14 + D15 = D0; D12 = D11 = D10 = D0.
Calculul creterii de entalpie n pompa de alimentare (ntre punctele 10 i 11)28100
82,0
00115,02001001110 =
=
==
PA
PAPAPA
vphh
kg
kJ
698286701011 =+=+= PAhhh [kJ/kg]
Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa:1212141411111313 hDhDhDhD +=+
120141110131 hDhDhDhD pp +=+
)()( 1112014131 hhDhhDp =
64,119253090
)698950(100)(
1413
111201 =
=
=
hh
hhDDp
s
kg
16
1511
6
54 1
PbD0
Dp2Dp1
14
12
10 98
7
13
32
0
CIP CMJP
16
D0
1511
6
54 1
D0-Dp1
D0-Dp1-Dp2
D0
D0
D0-Dp1-Dp2D0
Dp1
D0
D0-Dp1
D0-Dp1-Dp2
Pb
D0
Dp2Dp1
14
12
10 98
7
13
32
0
CIP CMJP
D0-Dp1
7/28/2019 PEET - Aplicatii
23/110
Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:10101414151599 hDhDhDhD =++
1001411529210 )( hDhDhDhDDD pppp =++
43,15)()(
915
914191002 =
=
hh
hhDhhDD
pp
s
kg
Bilanul energetic pe CIP al TA:30000)30953395(100)( 210, === hhDP
TACIPi [ ]kW
Bilanul energetic pe CMP al TA:6,87096)()()()( 762106510, =+= hhDDDhhDDP ppp
TACMPi [ ]kW
Bilanul energetic pe TA:6,1170966,8709630000,, =+=+=
TACMPi
TACIPi
TAi PPP [ ]kW
Bilanul energetic pe turbina cu aburi generatorul electric:1,11360798,099,06,117096 === gm
TAib PP [ ]kW
Bilanul energetic pe cazanul (generatorul) de abur:- Puterea termic primit de ap/abur la cazan:
2,282402)()()( 341012001 =+= hhDDhhDP pt [ ]kW
- Debitul masic de combustibil:
1484,26120009,0
2,2824021 =
=
==icazan
t
i
ccs H
P
H
PB
s
kg
Observaie : cazaniscazancct HBPP ==1
1.2.9. Se consider ciclul cu turbin cu abur cu supranclzireintermediar din figur.
Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3430; h1 = 3080; h1t = 3015; h3 = 3160;h4 = 2770; h7 = 350; h8 = 620.
debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 12500 [kJ/kg]. debitul masic de combustibil: Bs = 29 [kg/s];Ipoteze simplificatoare :
- se neglijeaz creterile de entalpie n pompe;- se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.
Se cere:
s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 3: Dp1 [kg/s]; puterea intern produs ntre prizele CMJP: TAiP 43, [kW]; randamentul intern al CIP (corpul de nalt presiune): CIPi [-]
7/28/2019 PEET - Aplicatii
24/110
entalpia la ieirea din SI: h2 [kJ/kg].
Se cere:
s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 3: D
p1[kg/s];
puterea intern produs ntre prizele CMJP: TAiP 43, [kW]; randamentul intern al CIP (corpul de nalt presiune): CIPi [-] entalpia la ieirea din SI: h2 [kJ/kg].
Rezolvare:
Bilanul masic este urmtorul:D2 = D1 = D0; D5 = D0 Dp1 Dp2; D9 = Dp2; D6 = D5 + D9 = D0 Dp1; D7 = D6 =D0 Dp1; D8 = D3 + D7 = D0. Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec:
887733 hDhDhD =+ 8071031 )( hDhDDhD pp =+
6085,93503160
)350620(100)(
73
7801 =
=
=
hh
hhDDp
s
kg
Bilanul energetic ntre prizele CMJP:puterea intern dezvoltat de turbin ntre prizele CMJP:
35253)27703160()6085,9100()()( 431043, === hhDDP pTA
i [ ]kW
Randamentul intern al CIP:
SI
D0
Dp2Dp1
9
8 76
5
4
3
2
1
0
CIP CMJP
7/28/2019 PEET - Aplicatii
25/110
8434,030153430
30803430
10
10
=
=
= t
CIPi hh
hh
[-]
Bilanul energetic pe cazan:Puterea termic intrat n ciclu:
3262509,012500291 === cazanist HBP [ ]kW
( ) SIItt PhhDP 18001 += puterea termic preluat de supranclzitorul intermediar:
( ) ( ) 45250620343010032625080011 === hhDPP tSII
t [ ]kW
dar, ( )1201 hhDPSII
t =
5,3532100
308010045250
0
101
2 =
+
=
+
= D
hDP
h
SIIt
kg
kJ
1.2.10. Se consider ciclul cu turbin cu abur cu supranclzireintermediar din problema precedent; se menin ipotezele simplificatoare.
Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3430; h1 = 3080; h4 = 2770; h6 = 140; h7 =350; h8 = 620; h9 = 325.
debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; debitul de abur n punctul 3: Dp1 = 9 [kg/s]; cota de putere termic preluat de supranclzitorul intermediar (SI) din totalul
puterii termice intrate n ciclu = 0,14 [-]; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 140 000 [kW]. produsul ntre randamentul mecanic i cel al generatorului: 9775,0= gm ;
Se cere:
s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de abur n punctul 4: Dp2 [kg/s]; entalpia la ieirea din SI: h2 [kJ/kg]; puterea intern produs ntre intrarea n CMJP i ultima priz: TAiP 42, [kW]; puterea intern produs ntre ultima prizi ieirea din CMJP: TAiP 54, [kW]; entalpia la ieirea din turbin: h5 [kJ/kg];
Rezolvare:
Bilanul masic este cel de la problema precedent. Bilanul energetic pe prenclzitorul de suprafa:
77996644 hDhDhDhD +=+ )()()( 9426710 hhDhhDD pp =
816,73252770
)140350()9100()()(
94
67102 =
=
=
hh
hhDDD
pp
s
kg
7/28/2019 PEET - Aplicatii
26/110
Bilanul energetic pe cazan:cota de putere termic preluat de SI din totalul puterii termice intrate n ciclu:
14,01
1 =t
SIIt
P
P
14,01
1
SIIt
t
PP =
puterea termic intrat n ciclu:
( ) SIItt PhhDP 18001 +=
( ) SIItSII
t PhhDP
18001
14,0+= ( )800114,0
86,0hhDPSIIt =
( ) ( ) 2,45744620343010086,0
14,0
86,0
14,08001 === hhDP
SIIt [ ]kW
dar, ( )1201 hhDPSIIt =
4,3537100
30801002,45744
0
1012 =
+=
+=
D
hDPh
SIIt
kg
kJ
Bilanul energetic ntre intrarea n CMJPi ultima priz:puterea intern produs ntre intrarea n CMJP i ultima priz:
)()()( 431032042, hhDDhhDP pTA
i +=
73230)27703160()9100()31604,3537(10042, =+=TA
iP [ ]kW . Bilanul energetic pe turbina cu abur:Puterea intern dezvoltat de CIP:
35000)30803430(100)( 100 === hhDPCIP
i [ ]kW Puterea intern dezvoltat de TA (CIP + CMJP):
5,1432229775,0
140000==
=
gm
bTAi
PP
[ ]kW
TAi
TAi
CIPi
TAi PPPP 54,42, ++=
Puterea intern produs ntre ultima prizi ieirea din CMJP:
5,3499273230350005,14322242,54, === TA
iCIP
iTA
iTA
i PPPP [ ]kW
)()( 5421054, hhDDDP ppTA
i = [ ]kW
Entalpia la ieirea din turbin:
3,2349816,79100
5,349922770210
54,45 =
=
= pp
TA
i
DDDPhh
kgkJ .
1.2.11. Se consider ciclul cu turbin cu abur cu supranclzireintermediar din problema precedent; se menin ipotezele simplificatoare.
Se cunosc:
entalpiile, exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3430; h1 = 3080; h2 = 3550; h8 = 620; debitul de abur viu: D0 = 100 [kg/s]; puterea electric la bornele generatorului: Pb = 140 000 [kW];
7/28/2019 PEET - Aplicatii
27/110
randamentul mecanic: 984,0=m ; randamentul generatorului electric: 993,0=g ; randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-];
Se cere:
s se calculeze puterile necesare construirii diagramei Sankey (diagramafluxurilor energetice);
randamentul termic al ciclului: t; consumul specific de cldur al grupului turbogenerator: tgspq ; consumul specific de cldur al grupului turbogenerator i circuitului termic:
spq ,1 ;
consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin: brutspq ; lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur: TAspl ; energia electric specific dezvoltatde turbina cu abur: spe .
Rezolvare:
Bilanul energetic pe cazan:puterea termic intrat n ciclu:
( ) ( ) ( )12080018001 hhDhhDPhhDPSII
tcazan
t +=+=
( ) ( ) 328000470002810003080355010062034301001 =+=+=cazantP [ ]kW puterea termic dezvoltat prin arderea combustibilului:
4,3644449,0
3280001 ===cazan
cazant
tc
PP
[ ]kW
Bilanul energetic pe grupul turbo-generator:Puterea mecanic:
4,142276==m
bTAm
PP
[ ]kW
Puterea intern dezvoltat de turbina cu abur:
4,143279993,0984,0 140000 === gmbTAi PP [ ]kW
Observaie:Ipotez 1: se neglijeaz pierderile de entalpie pe conducte se neglijeaz
pierderile de putere pe conducte Pconducte = 0;Ipotez 2: se neglijeaz creterile de entalpie n pompe se neglijeaz puterea
cerut de pompe; randamentul termic al ciclului:
7/28/2019 PEET - Aplicatii
28/110
4368,03280004,1432791=== cazan
t
TA
itermicP
P [-] = 43,68 [%]
consumul specific de abur al grupului turbogenerator:5714,2
140000
10036003600 0 ===
bsp
P
Dd
kWh
kg
consumul specific de cldur al grupului turbogenerator:3428,2
140000
328000111 ===
==b
cazant
b
conductecazan
t
b
turbinattg
spP
P
P
PP
P
Pq
e
t
kJ
kJ
3,843436003428,236001 ===b
turbinattg
sp P
Pq
kWh
kJt
consumul specific de cldur al grupului turbogeneratori circuitului termic:3,84343600
140000
32800036001,1 ===
b
cazant
sp P
Pq
kWh
kJt
Observaie: Datorit faptului cPconducte = 0 (ipoteza 1) sptg
sp qq ,1=
consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:4,93713600
140000
4,3644443600 ===
b
tcbrutsp
P
Pq
kWh
kJt
lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur:8,1432100
4,143279
0 === D
P
l
TAiTA
sp
kg
kJ
energia electric specific dezvoltatde turbina cu abur:
1400100
140000
0
===D
Pe bsp
kg
kJ; (Observaie: gm
TAi
TAsp Pl = )
1.2.12. Se consider ciclul cu turbin cu abur cu supranclzireintermediar din problema precedent; se menin ipotezele simplificatoare.
Se cunosc:
consumul specific de abur al grupului turbogenerator: dsp = 2,6 [kg/kWh];
produsul ntre randamentul mecanic i cel al generatorului: 9775,0= gm ; consumul specific de cldur al grupului turbogenerator: tgspq = 8430 [kJ/kWh]; randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 12500 [kJ/kg]
Se cere:
energia electric specific dezvoltatde turbina cu abur: spe [kJ/kg]; lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur: TAspl [kJ/kg];
7/28/2019 PEET - Aplicatii
29/110
consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:
brut
spq [kJ/kWh]; puterea termic intrat n ciclu (primit de ap/abur) raportat la D0: q1 [kJ/kg]; consumul specific de combustibil al centralei: bsp = [g/kWh]; randamentul termic al ciclului: t [%]; randamentul efectiv absolut al ciclului: absolutefectiv_ ; randamentul global brut al ciclului: brutglobal_ ;
Rezolvare:
consumul specific de abur al grupului turbogenerator:spspb
sp eeDDPDd 360036003600 000 ===
kWhkg
energia electric specific dezvoltat de turbina cu abur:6,1384
6,2
36003600===
spsp d
e
kg
kJ
lucrul mecanic specific dezvoltat de turbina cu abur:1,1388
9975,0
6,1384
000
==
=
=
==
gm
sp
gm
b
gm
gmTA
iTA
iTAsp
e
D
P
D
P
D
Pl
kg
kJ
consumul specific brut de cldur al blocului cazan-turbin:7,9366
9,0843036003600 1 ===== cazan
tg
sp
cazanb
t
b
tcbrutsp qP
PPPq
kWh
kJt
puterea termic intrat n ciclu (primit de ap/abur) raportat la D0:din 1
0
10
0
1
0
1q
D
qD
D
P
D
P
P
P
d
qtb
b
t
sp
tgsp
=
===
3,32426,2
84301 ===
sp
tgsp
d
kg
kJ
consumul specific de combustibil al centralei:3
103600][
]/[= kWP
skgBb
b
ssp
kWh
g
=
=
=
=
=
kWh
g
H
q
HP
P
HP
HBb
i
brutsp
ib
tc
ib
issp 74912500
107,936610103600103600
3333
randamentul termic al ciclului:4281,0
3,3242
1,1388
110
0
1
===
==
TA
TAsp
TA
TAsp
t
TAi
termicq
l
qD
lD
P
P [-] = 42,81 [%]
Observaie: 111 tcazan
tturbina
t PPP == ; 1=conducte (din ipotez)
7/28/2019 PEET - Aplicatii
30/110
randamentul efectiv absolut al ciclului:427,0
3,3242
6,1384
110
0
11_ ===
===
TA
TAsp
TA
TAsp
t
bturbina
t
babsolutefectiv
q
e
qD
eD
P
P
P
P [-] = 42,7 [%]
randamentul global brut al ciclului:conductecazanabsolutefectivturbina
t
conductecazanbcazan
t
cazanb
tc
bbrutglobal
P
P
P
P
P
P
=
=
== _
11_
3843,019,0427,0_ ==brutglobal [-] = 38,43 [%]
1.2.13.Se consider ciclul cu turbin cu abur din figur.
Se cunosc: puterea electric la bornele generatorului: Pb = 35 000 [kW]; consumul specific de combustibil al centralei: bsp = 1029 [g/kWh]; puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi = 12000 [kJ/kg] randamentul cazanului: cazan = 0,9 [-]; entalpiile exprimate n [kJ/kg]: h0 = 3400; h3 = 2650; h5 = 150; h6 = 320; h9 =
650; h9 = 673; h10 = 475; debitele de abur la prizele 1 i 2: Dp1 = 2,3 [kg/s]; Dp2 = 2,8 [kg/s]; produsul ntre randamentul mecanic i cel al generatorului: 974,0= gm ;
Se cere:
s se realizeze bilanul masic pe ciclu; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; debitul de abur viu: D0 [kg/s];
9
Dp2
8
PbD0
Dp3
Dp1
10
7 65
4
32
1
0
7/28/2019 PEET - Aplicatii
31/110
consumul specific de abur al grupului turbogenerator: dsp [kg/kWh]; debitul de abur extras la priza 3: Dp3 [kg/s]; puterea termic evacuat la condensator: Pt2 [kW].
Rezolvare:
Bilanul masic:D5 = D4 = D0 Dp1 Dp2 Dp3; D10 = Dp2; D6 = D3 + D5 + D10 = D0 Dp1; D7 = D6= D0 Dp1; D8 = D1 + D7 = D0; D9 = D8 = D0. Bilanul energetic pe cazan:consumul specific de combustibil al centralei:
3103600][]/[ =
kWPskgBb
b
ssp
kWhg 10
103600350001029
103600 33=
=
= bsps PbB
skg
puterea termic intrat n ciclu:
1080009,012000101 === cazanist HBP [ ]kW
( )9001 hhDPt =
6,396733400
108000
90
10 =
=
=hh
PD t
s
kg
consumul specific de abur al grupului turbogenerator:073,4
35000
6,3936003600 0 ===
b
sp
P
Dd
kWh
kg
Bilanul energetic pe prenclzitorul de amestec alimentat de la priza 3:6610105533 hDhDhDhD =++
6101025321033 )()( hDDhDhDDDDhD pppppp =++
2,23 =pD [ skg/ ]
Bilanul energetic pe grupul turbo-generator:puterea intern dezvoltat de turbina cu abur:
3,35934974,0
35000==
=
gm
bTAi
PP
[ ]kW
Puterea intern primit de pompa de alimentare:8,910)650673(6,39)( 89098, === hhDP
PAi [ ]kW
Bilanul energetic pe ciclu (diagrama Sankey):298,1 t
TAi
PAit PPPP +=+
puterea termic evacuat la condensator
5,729763,359348,91010800098,12 =+=+= TA
iPAitt PPPP [ ]kW
7/28/2019 PEET - Aplicatii
32/110
1.2.14. Se consider o central electric de termoficare (CET) cealimenteaz cu abur de 6 bar, de la contrapresiunea TA, un consumator industrial.Consumatorul termic nu returneaz condensul. Apa de adaus ce suplinetecondensul nereturnat este introdus n cazan prin intermediul unui sistem deprenclzire, echivalat cu un schimbtor de cldur (SC) de amestec, ce foloseteabur de la contrapresiunea turbinei. Considerm c turbina este simpl, fr prize.Se cunosc: parametrii aburului viu p1 = 100 bari t1 = 500 C, entalpia la intrarea iieirea din SC h4 = 137,8 kJ/kg i h5 = 670 kJ/kg, debitul de abur viu Dab = 10 kg/s,
randamentul intern al turbinei cu abur (TA) TAi = 80 %, randamentul mecanic m =
99 %, randamentul generatorului electric g = 98 %, randamentul cazanului caz =90 %, puterea calorific inferioar a combustibilului Hi = 10000 kJ/kg.
Se fac urmtoarele ipoteze simplificatoare i de calcul:
se neglijeaz creterea de entalpie n pompe; se neglijeaz pierderile de presiune i de entalpie pe conducte.
S se reali zezeschema termic de calcul i s se determi ne: parametrii termodinamici ai aburului la intrarea i ieirea din TA; debitul de abur necesar prenclzirii apei de adaos (D2 = Dp [kg/s]) i cel
trimis ctre consumatorul termic industrial (D3 = Dct [kg/s]); puterile necesare construirii diagramei Sankey [kW]; debitul de combustibil: Bs [kg/s]; randamentul: termic t, global brut bruti indicele de termoficare y.
Rezolvare:
h1, s1, v1 = f(p1, t1) h1 = 3374 [kJ/kg], s1 = 6,597 [kJ/kg/K], v1 = 0,0328 [m3/kg].Entalpia teoretic la ieirea din turbin h2t = f(p2, s2t = s1) = 2686 [kJ/kg].
( ) 6,282321132 === tTAi hhhhh
kg
kJ
t2, v2 = f(p2, h2) t2 = 188 C, v2 = 0,3417 [m3/kg], abur supranclzit.
Bilanul masic:D1 = Dab, D2 = Dp,D3 = D1 D2 = Dab Dp,
D4 = D3 = Dab Dp,D5 = D2 + D4 = Dab Dp. Bilanul energetic pe prenclzitor:
554422 hDhDhD =+
) 542 hDhDDhD abpabp =+
( )
982,142
45 =
=
hh
hhDD abp
s
kg
018,83 === pabcons DDDD
s
kg
7/28/2019 PEET - Aplicatii
33/110
Diagrama Sankey (diagrama fluxurilor energetice)
Bilanul energetic pe TA:Puterea intern dezvoltat de TA:
( ) 550421 == hhDP abi [ ]kW
Puterea mecanic:5449== mim PP [ ]kW
Puterea la borne:
5340== gmb PP [ ]kW
Pierderile mecanice:
( ) 551 === mimim PPPP [ ]kW Pierderile la generator:
( ) 1091 === gmbmg PPPP [ ]kW
Bilanul energetic pe cazan:Puterea termic intrat n ciclu:
( ) 27040511 == hhDP abt [ ]kW
( )004,3511 =
=
==
icazan
ab
icazan
t
i
ccs
H
hhD
H
P
H
PB
s
kg
30044== iscc HBP [ ]kW ;
( ) 300411 === cazancctcccazan PPPP [ ]kW ;
Bilanul energetic pe consumatorul termic:
Pi
PgPm
PctPcaz
Pcc
PbPm
Pt1
7/28/2019 PEET - Aplicatii
34/110
4433 hDPhD ct += [ ]kW innd cont de bilanul masic ( ) ( ) 43 hDDPhDD pabctpab += Puterea termic transmis consumatorului termic (efect util pentru ciclu):
( ) ( ) 2153643 == hhDDP pabct [ ]kW
Calculul randamentelor: randamentul termic al ciclului t [-]
11
=+
=t
ctit P
PP [-] 100=t [%]
randamentul global brut al ciclului brut [%]873,0===
cc
bgmtcazanbrut P
P [-] 3,87=brut [%]
indicele de termoficare (cogenerare) y [-]248,0==
ct
b
P
Py [-]
Observaie:n cazul cogenerrii, randamentul termic al ciclului nu mai reprezint un
indice important. n cazul acesta se recomand calculul indicelui de termoficare.
7/28/2019 PEET - Aplicatii
35/110
2. CALCULUL DE ANTEPROIECTARE A CTE CU ABUR
2.0. Introducere
Scopul capitolului este realizarea unui calcul preliminar de proiectare acircuitului termic pentru un grup de condensaie, aparinnd unei CentraleTermoElectrice (CTE) cu abur.
Datele iniiale pentru calcul (tema de proiect): Puterea nominal la borne: Pb [kW]; Numrul de grupuri al centralei: ng [-]; Presiunea aburului viu: p0 [bar]; Temperatura aburului viu: t0[C]; Temperatura de supranclzire intermediar: tSI[C]; Temperatura medie anual a rului (fluviu, mare): tru[C]; Temperatura apei de la instalaia de rcire: tIR[C]; Cota apei de ru: cru [-]; Puterea calorific inferioar a combustibilului: Hi [kJ/kg];
Etapele pentru realizarea calculului sunt:2.1.Calculul presiunii la condensator;2.2.Estimarea presiunilor la prizele turbineio Predeterminarea numrului de trepte de prenclzire regenerativ;o Preliminarea temperaturii apei de alimentare;o Preliminarea creterilor de entalpie pe linia de prenclzire
intermediar;o Alegerea locului degazorului i a pompei de alimentare n schem;o Preliminarea parametrilor termodinamici din circuitul de prenclzire
regenerativ;o Determinare presiunilor la prizele turbinei.2.3.Destinderea n turbina cu aburo Alegerea presiunii din camera treptei de reglare a CIP;o Alegerea pierderilor de presiune i de entalpie pe conductele;o Predeterminarea debitului de abur;o Determinarea randamentelor interne ale turbinei cu abur;o Determinarea entalpiilor la prizele turbinei;o Alegerea numrului de fluxuri a CJP. Calculul seciunii de eapare din
CJP;o Determinarea pierderilor mecanice i la generator;o Perfecionarea schemei de prenclzire n zona PIP;o Antrenarea pompei de alimentare (EPA sau TPA).2.4.Calculul debitelor raportate de abur extrase din turbin;2.5.Calculul indicatorilor grupului.
7/28/2019 PEET - Aplicatii
36/110
2.1. Alegerea presiunii la condensator
n cazul centralelor electrice deosebim 3 tipuri de circuite de rcire: circuit deschis - cu ap preluat dintr-o surs natural (ru, fluviu,
mare) i returnat ctre aceeai surs; circuit nchis, cu instalaie de rcire (turn de rcire umed sau uscat, iaz
de rcire, etc.) - utilizat n cazul inexistenei unei surse naturaleimportante de ap de rcire n apropierea centralei;
circuit mixt ales n cazul n care exist o surs natural important deap de rcire n apropierea centralei, dar debitul maxim posibil a fiprelevat din aceast surs este mai mic dect debitul de ap de rciretotal cerut de central.
Considernd cazul rcirii n circuit mixt (cel mai complet din punct devedere al calculului propus), presiunea la condensator se determin n funcie de:
temperatura apei provenite de la ru (fluviu, mare): tru [C] temperatura apei provenite de la instalaia de rcire: tIR[C] cota apei de ru: cru [-]Pentru calculul temperaturii apei de rcire la intrarea n condensator
(tR1) vom scrie ecuaiile de bilan masic (2.1) i termic (2.2), integrnd bazinul deap rece ntr-un contur de bilan (figura 2.1). Astfel, debitul total de ap de rcire alcentralei (DRT) este suma dintre debitul de ap de rcire provenit de la ru (Dru) idebitul de ap de rcire provenit de la instalaia de rcire (DIR) (2.1).
Fi gura 2.1: Schem, simplificat, de calcul a presiunii la condensator
IR instalaie de rcire; PR pomp de rcire; PT pomp de turn;
IRRT DDD += ru (2.1)
( ) 11 RIRurRRTIRIRurur hDDhDhDhD +==+ (2.2)
condensator
bazin de
ap rece
PT
PRru
DRT, tR1DIR, tIR
Dru, tru
DRC, tR2
DRC, tR1
IR
ali rcitori
7/28/2019 PEET - Aplicatii
37/110
Putem raporta ecuaia (2.2) la cldura specific a apei, dac facem ipotezac aceasta are o variaie insignifiant cu presiunea i temperatura pe domeniul depresiuni i temperaturi ntlnit pe parte de ap de rcire. Astfel ecuaia (2.2) devine:
( ) 11 RIRurRRTIRIRurur tDDtDtDtD +==+ (2.3)
n funcie de cru (2.4) i utiliznd (2.1) putem calcula cota apei provenitede la instalaia de rcire (cIR) (2.5):
RT
urur D
Dc = (2.4)
urRT
urRT
RT
IRIR c
D
DD
D
Dc
1 === (2.5)
Raportnd ecuaia (2.3) la DRTi folosindu-ne de (2.4) i (2.5) obinemrelaia de calcul a temperaturii apei la intrarea n condensator (tR1):
( ) IRurururIRIRururR tctctctct +=+= 1 1 (2.6)
Diferenele de temperatur tC (2.7) i tC (2.8), puse n eviden dediagrama de transfer de cldur a condensatorului (figura 2.2), se aleg dintr-uninterval de valori uzuale obinut n urma calculelor tehnico-economice realizate deconstructorii de centrale (tabelul 2.1).
12 RRC ttt = (2.7)
22 )( RCsatRCC tptttt == (2.8)
Fi gura 2.2: Diagrama de schimb de cldur t-Q a condensatorului
Astfel, din (2.7) i (2.8) rezult temperatura de condensare a aburului (tC),care reprezint de fapt temperatura de saturaie a aburului la presiunea dincondensator tsat(pC) :
tR2
tR10
tc
tc
tc = tsat(pc)
Q [kW]
t [C]
7/28/2019 PEET - Aplicatii
38/110
CCRCRCsatC tttttptt ++=+== 12)( (2.9)
Tabelul 2.1: Valorile nclzirii optime a apei n condensator
Tipul grupuluiTipul circuitului
de rcirenclzirea optim a apein condensator, tC [C]
deschis (5) 8 9 (10)nchis (9) 10 12cu utilizare de durat a prii de condensaiemixt 9 11
cu utilizare redus a prii de condensaie (grupuride vrf sau turbine de termoficare n condensaie)
nchis 12 14
Pentru alegerea diferenei minime de temperatur a condensatoruluirecomandm urmtorul interval de valori: tC = 3 5 [C].
innd cont de valorile recomandate pentru tC (tabelul 2.1) i tC, precumi de valoarea calculat pentru tR1 (1.6), vom determina un interval de temperaturi
optim pentru tC (2.10, 2.11) ),(maxminCC tt , din care rezult intervalul optim pentru
presiunea la condensator (2.12, 2.13): ),( maxmin CCC ppp . Acest interval sedeterminat cu ajutorul tabelelor de proprieti termodinamice ale apei/aburului saua programelor de calcul realizate pentru determinarea acestor proprieti.
minmin
1
minmin )(CCRCsatC
tttptt ++== (2.10)
maxmax1
maxmax )( CCRCsatC tttptt ++== (2.11)
minmin )( CCsat ppt (2.12)
maxmax )( CCsat ppt (2.13)
n final pC este aleas din intervalul optim rezultat: ( )maxmin , CCC ppp .Pentru uurina calculului se recomand alegerea unei valori a presiunii care s
corespund unei izobare marcate n diagrama h [kJ/kg] - s [kJ/kg/K] sau n tabelelede proprieti ap / abur (de preferat o valoare cu o singur cifr semnificativ)aflat spre mijlocul intervalului.
Revenind la tC, aceasta se determin, utiliznd aceleai tabele sau programede calcul a proprietilor termodinamice ale apei / aburului, funcie de pC (lasaturaie): )( CsatC ptt = .
tR2 se fixeaz considernd o valoare, de preferat numr ntreg, pentru tC(din intervalul optim) CRR ttt += 12 , astfel nct valoarea rezultat pentru tC
7/28/2019 PEET - Aplicatii
39/110
(2
RCC ttt = ) s se afle de asemenea n intervalul optim corespunztor.
Evident, n cazul rcirii n circuit deschis cru = 1 i cIR = 0, iar n cazulrcirii n circuit nchis cru = 0 i cIR= 1.
2.2. Estimarea presiunilor la prizele turbinei
Prenclzirea regenerativ a apei este principala metod de cretere arandamentului unui ciclu cu abur Rankine Hirn. Datorit acestui fapt, metoda estefolosit la marea majoritate a Centralelor TermoElectrice (CTE) i CentralelorElectrice de Termoficare (CET). La centralele de condensaie, metoda este folosit
pentru creterea randamentului; la grupurile de cogenerare, se urmrete mrireaindicelui de termoficare.
Circuitul de prenclzire nclzete apa de alimentare, cu ajutorul aburuluiextras de la prizele turbinei, fiind format din schimbtoare de cldur:
prin amestec (Degazorul - D); acestea au, pe lng rolul de prenclzire, i peacela de a degaza termic apa de alimentare a cazanului.
prin suprafa; Dup poziia lor n raport cu ansamblul D - Pomp deAlimentare (PA), acestea sunt de dou feluri:- Prenclzitoare de Joas Presiune (PJP), situate n amonte de D;- Prenclzitoare de nalt Presiune (PIP), situate n aval de PA.;
Numerotarea aparatelor de schimb de cldur n schema termic se faceconform numrului extraciei de abur din turbin, ncepnd, fie de la priza cu ceamai nalt presiune, fie de la aceea cu cea mai joas presiune (n cazul de faapreferm s numerotm aparatele ncepnd cu priza cea mai joas presiune).
Optimizarea tehnico-economic a prenclzirii regenerative ine seama deurmtoarele efecte contrarii la creterea numrului de trepte de prenclzire:
Crete eficiena instalaiei;Crete complexitatea turbinei, a schemei i deci investiia n echipamente.
2.2.1. Numrul de trepte de prenclzire regenerativ.
Numrul de trepte de prenclzire regenerativ variaz n funcie demrimea grupului de la 6 la 9 pentru grupurile cu supranclzire intermediar.Pentru grupurile mici numrul de trepte recomandat fiind 6 7, iar pentru grupurilemari 7 9. Pe tipuri de aparate, structura schemei termice de prenclzire trebuie sndeplineasc urmtoarele condiii:
- Trebuie s existe cel puin un aparat de schimb de cldur prin amestecpentru degazarea termic.
- Numrul de PIP-uri trebuie s fie mai mic sau cel mult egal cu numrul dePJP-uri (exceptnd degazorul).
7/28/2019 PEET - Aplicatii
40/110
n figura 2.3 este dat un exemplu de schem de prenclzire regenerativ cuscurgere n cascad a condensului secundar.
Fi gura 2.3: Exemplu de schem de prenclzire regenerativ
2.2.2. Estimarea temperaturii de alimentare.
Temperatura de alimentare se va alege din intervalul rezultat din interseciaintervalelor obinute din optimizarea:
-
liniei de prenclzire regenerativi- supranclzirii intermediare.Alegerea numrului de prize din CIP
Schema de prenclzire este dictat de capacitatea constructorului deturbine de a practica sau nu o priz de prenclzire n CIP. Astfel pentru grupurilemici i mijlocii se prefer ca ultima treapt de prenclzire s fie alimentat de laieirea din CIP, iar pentru grupurile mari, cu parametrii ridicai, este de preferatalimentarea ultimei trepte de prenclzire de la o priz realizat n CIP.
Pentru grupurile subcritice fr priz n CIP
n ceea ce privete prenclzirea regenerativ, din punct de vedere statistic,ea se alege astfel nct s aparin unui interval dat (2.14), (2.15):
( ) 78,01 ,max
maxmax, +
+= cdpTscdal ttzz
tt (2.14)
( ) 72,01 ,min
minmin, +
+= cdpTscdal ttz
ztt (2.15)
unde: tal,max este temperatura de alimentare maxim;
PIP8
PIP7
PIP6 PJP4 PJP3 PJP2 PJP1
REC
DEG5
7/28/2019 PEET - Aplicatii
41/110
tal,min este temperatura de alimentare minim;zmax este numrul maxim de trepte de prenclzire;zmin este numrul minim de trepte de prenclzire;ts,pT este temperatura de saturaie la presiunea din tambur ( 1,1p0);tcd este temperatura de condensaie plus creterea de temperatur pe
recuperatoarele de abur (5 C);
Din punctul de vedere al presiunii de supranclzire intermediar (pSI),aceasta este i presiune de extracie pentru prenclzire. Ea este aleas dinintervalul urmtor (2.16):
( ) 0
I26,024,0 pp CIPnprizrf
S= (2.16)
unde p0 este presiunea aburului viu.
Modul de calcul al temperaturii de alimentare(tal) (dup ultimul PIP):- se calculeaz presiunea aburului la aparat (paparat) innd cont de pierderile
de presiune pe conducta de legtur ntre turbini prenclzitor (circa 5 %din presiunea de la priz) (2.17);
- se citete temperatura de saturaie (tsat_ap) la presiunea de la aparat;- tal se obine prin diferena ntre temperatura de saturaie de mai sus i
diferena minim de temperatur pe aparat (t = 3 C) (2.18).- se obine un interval pentru tal corespunztor intervalului de presiuni
optimizat din punct de vedere al supranclzirii intermediare (2.16);
CIPnprizrfSaparat
pp I
95,0 = (2.17)
ttt apsatal = _ (2.18)
tal se va alege din intervalul obinut prin intersecia intervalelor legate deprenclzirea regenerativ (2.14), (2.15), respectiv supranclzirea intermediar(2.18).
Pentru grupurile subcritice cu priz n CIP
n acest caz se separ presiunea de supranclzire intermediar detemperatura apei de alimentare la intrarea n cazan (figura 2.4).
Temperatura de alimentare se alege n acest caz dintr-un interval dat deoptimizarea prenclzirii regenerative(2.19), (2.20).
( ) 85,01 ,max
maxmax, +
+= cdpTscdal ttz
ztt (2.19)
7/28/2019 PEET - Aplicatii
42/110
( ) 77,01 ,minmin
min, ++= cdpTscdal ttz
ztt (2.20)
Fi gura 2.4: Exemplu de schem de prenclzire regenerativ cu priz n CIP
Presiunea de supranclzire intermediar (pSI) este n intervalul:
( ) 0
I16,014,0 pp CIPnprizcu
S= (2.16a)
Pentru grupurile cu parametrii supracritici, temperatura de alimentare se alege nintervalul urmtor (2.21):
( ) Ctal 310260 (2.21)
n final se va alege o valoare din intervalul rezultat pentru tal. Se va calculapresiunea la priza turbinei (ieire sau priz n CIP) (2.18), (2.17).
2.2.3. Alegerea presiunii la degazor
Pentru alegerea presiunii la degazor se parcurg urmtoarele etape:- se prelimin creterea de temperatur pe aparat (tPJP), neglijnd ntr-
o prim etap creterea de temperatur n pompe (2.22);
18,0 +
=
z
ttt cdalPJP (2.22)
unde: z este numrul de trepte de prenclzire regenerativ ales.
Definitivarea z se face inndu-se seama ca tPJP trebuie s aparinintervalului 22 32 C.
Observaie: Formula de mai sus ine cont de faptul c PIP-urile alimentatede la prize situate nainte de supranclzirea intermediar au o cretere mai mare deentalpie (temperatur). Creterea de entalpie (temperatur) este distribuit uniformpe celelalte PIP-uri i PJP-uri (inclusiv degazor).
CIP
7/28/2019 PEET - Aplicatii
43/110
- se calculeaz temperatura de saturaie din degazor tdeg (2.23) i sedetermin presiunea de saturaie (pdeg) corespunztoare tdeg
)1(deg ++= PJPPJPcd zttt (2.23)unde zPJP este numrul de PJP-uri
Alegerea valorii pentru zPJP se face urmrindu-se satisfacerea condiiei( )bar10,4pdeg .
2.2.4. Calculul parametrilor termodinamici pe linia de prenclzireregenerativ
Calculul parametrilor pe linia de condens principal
Calculul presiunilor se face inndu-se cont de urmtoarele elemente:- Pompele de condens asigur presiunea de injecie n degazor, deci acoper
pierderile de presiune legate de circulaia apei pe linia PJP (pPJP=12 barpe aparat i suprapresiunea de injecie n degazor 12 bar);
- Pompa de alimentare asigur presiunea aburului viu, deci acoperpierderile de presiune pe linia PIP (pPIP =1,52,5 bar pe aparat) i cazan;
Pierderile de presiune n cazan (pcaz) sunt calculate raportat la presiunea aburuluiviu (p0):
- 0)25,02,0( ppcaz = - cazanele cu tambur (cu trecere multipl);- 0)3,025,0( ppcaz = - cazanele cu strbatere forat unic.
p0 < 140 165 bar cazan cu circulaie natural multipl140 bar < p0 < 185 bar cazan cu circulaie forat multiplp0 > 185 bar sau p0 > 137 bar la grupuri cu pornire rapid cazan cu strbatereforat unic.
Creterea de entalpie pe PJP-uri (iPJP) se calculeaz cu formula (2.24):
1deg
+
=
PJP
cdPJP
z
iii (2.24)
unde ideg este entalpia la saturaie (x=0), corespunztoare pdeg;icd este funcie de tcdi pcd; 1)25,1(deg +++= PJPPJPcd pzpp
Presiunea de refulare a pompei de alimentare (pref) este dat de (2.25):
PIPPIPcazref pzppp ++= 0 (2.25)
Preliminarea creterii de entalpie n Pompa de Alimentare (iPA) se face cuurmtoarea formul (2.26):
7/28/2019 PEET - Aplicatii
44/110
100)(
=PA
medadmrefPA
vppi
(2.26)
unde: padm este presiunea de admisie n pomp (padm = pdeg) [bar];vmed este volumul specific mediu n pomp [m
3/kg]; se poate alege v(pdeg)PA este randamentul intern al pompei (0,750,85) [-].
Creterea de entalpie pe PIP-uri (iPIP) este:- PJPPIP ii = - pentru PIP-urile alimentate de dup supranclzirea
intermediar;- PIP-urile alimentate nainte supranclzirea intermediar preiau n mod
egal restul de cretere de entalpie pn la ial;Se calculeaz restul parametrilor termodinamici pe linia de condens
principal, cunoscndu-se presiunea i entalpia n fiecare punct.
Determinarea presiunilor la prizele turbinei
Fi gura 2.5: Exemplu de schem de prenclzire regenerativ cu priz n CIP
ttpt aparasat += 4)( (2.27)unde tsat(paprat) este temperatura de saturaie corespunztoare presiunii
aburului la aparatul schimbtor de cldur (SC) (PIP sau PJP);t4 este temperatura de ieire a apei din SC (figura 2.5);t este diferena minim de temperatur pe aparat;
0
t
tsat(paparat)
Q [kW]
t [C]
SR COND DS
4
1
3
2
1
2
3
4
7/28/2019 PEET - Aplicatii
45/110
t la PJP-uri este 46C (PJP nu au DS):t la PIP-uri:
- Fr desupranclzitoare nglobate este 6 9 C;- Cu desupranclzitoare nglobate este 1 5 C;
Din tsat(paparat) se determin paparat.Presiunea la priza din turbin ce alimenteaz SC se calculeazinnd cont
de pierderile de presiune de pe parcurs (2.28).
japaratjpriza pp ,, 05,1 = (2.28)unde j reprezint numrul SC corespunztor.
Determinarea parametrilor pe linia de condens secundar
Se poate neglija pierderea de presiune pe parte de abur n SC (2.29).
japaratjcondens pp ,, = (2.29)unde pcondens,j reprezint presiunea condensului secundar al SC;
Temperatura pe parte de condens secundar se poate calcula ca medieponderat ntre tsat(paparat) i temperatura apei la intrarea n aparat (t3) (figura 2.5)(2.30). Valori recomandate pentru coeficienii m i n din relaia (2.30):
n cazul SC fr subrcitor: m = 9, n = 1; n cazul SC cu subrcitor neperformant: m = 1, n = 1; n cazul SC cu subrcitor performant: m = 1, iar n = 2, 3 sau 4.
nm
tnptmt aparatsat
+
+= 32
)( (2.30)
Pentru presiunile i temperaturile de pe linia de condens secundar se citescceilali parametrii.
2.2.5. Alegerea presiunii aburului la ieirea din CMP
Pentru alegerea presiunii aburului la ieirea din CMP se ine cont c: la ieirea din CMP este obligatorie o priz de prenclzire regenerativ; numrul maxim de prize din CJP este 3;orientativ presiunea, n [bar], la ieirea din CMP, se alege n jurul valorii
date de raportul:[ ]
100
MWPbg (obs.: expresia nu reprezint o formul de
calcul a presiunii, deci nu trebuie s se verifice dimensional).
7/28/2019 PEET - Aplicatii
46/110
2.3. Destinderea n turbina cu abur
2.3.1. Etapele de calcul
Pentru exemplificarea destinderii se consider schema cea mai general aunui grup de condensaie cu supranclzire intermediar. n continuare mersul decalcul referitor la destinderea n turbin va fi raportat la notaiile dinfigura 2.6.
Fi gura 2.6: Schema termic de calcul a destinderii n turbina de aburcu supranclzire intermediar. Puncte caracteristice
Calculul destinderii n turbina cu abur presupune aflarea parametrilortermodinamici ai aburului n punctele caracteristice ale ciclului aflate pe traseuldestinderii ntre ieirea din cazan i intrarea n condensatorul de abur. Acest lucruimplic cunoaterea:
parametrilor aburului viu la ieirea din cazan: presiune i temperatur(punctul 0); date de proiect;
temperaturii de SI (punctul 6), ieirea din SI; dat de proiect; presiunea de SI (punctul 4), ieirea din CIP; valoare optimizat; presiunea aburului la ieirea din CMP (punctul 9); valoare aleas de
ctre proiectant (a se vedea paragraful 2.2.5); presiunea la condensator (punctul 11); valoare calculat de ctre
proiectant; pierderilor de presiune i de entalpie (sau de temperatur) pe
conductele de legtur ntre: cazan i CIP: traseele 0 1 i 1 2; CIP i SI: traseul 4 5; SI i CMP: traseele 6 7 i 7 - 8; CMP i CJP: traseul 9 10.
pierderii de presiune pe SI: traseul 5 6; randamentelor interne (izentropice) ale:
treptei de reglare a CIP: CIPTRi,
SIGE
VR
VIR
Cd
11
1098
7
6
5 4 3
2
1
0
GA
7/28/2019 PEET - Aplicatii
47/110
treptelor de presiune din CIP:
CIP
TPi, CMP (trepte de presiune): CMPi CJP (trepte de presiune): CJPi
2.3.2 Alegerea presiunii din camera treptei de reglare a CIP
Presiunea n camera treptei de reglare (pTR = p3) se va alege astfel nct sfie ndeplinit relaia (2.31). Intervalul considerat corespunde cderii teoretice deentalpie pe treapta de reglare de tip Rateau. Recomandm nceperea cutrii n
jurul valorii 23 85,0 pppTR == .
( )
==
kg
kJhhH t
TRt 654532 (2.31)
2.3.3. Alegerea pierderilor de presiune i de entalpie pe conducte
Pierderile de presiune i de entalpie pe conductele de legtur ntre cazan-CIP-SI-CMP-CJP se aleg, ntr-o prim etap, n funcie de experienaproiectantului i de tipul circuitului termic. n tabelul 2.2 sunt propuse valorileacestor pierderi valabile n cazul a dou tipuri de circuite termice:
9 CTE cu abur supranclzit, n condensaie, cu supranclzireintermediar;
9 CTE de termoficare urban, n condensaie, cu supranclzireintermediar, n schem bloc.
Tabelul 2.2: Valori orientative ale pierderilor de presiune i de entalpiepe conductele de legtur ntre cazan-CIP-SI-CMP-CJP
Traseul: i - j 0 - 1 1 - 2 4 - 5 5 - 6pi-j [bar] (0,04 0,06)p0 0,05p1 (0,03 0,04)pSI (0,03 0,05)pSIhi-j [kJ/kg] 3 5 0 2 4 Obs.: t6 = tSI
Traseul: i - j 6 - 7 7 - 8 9 - 10pi-j [bar] (0,02 0,03)pSI 0,02p7 (0,02 0,03)p9
hi-j [kJ/kg] 4 6 0 0
2.3.4. Predeterminarea debitului de abur
Randamentul intern al treptei de reglare i cel al treptelor de presiunedepind de debitul masic de abur prelucrat de acestea. n cazul proiectrii unui grupenergetic cunoatem puterea electric ce dorim a fi produs de generatorul turbinei,debitul de abur fiind o necunoscut. Totui, pentru determinarea acestuia avemnevoie de randamentele interne, pe corpuri, ale turbinei. Rezult necesitateautilizrii unui calcul iterativ pentru determinarea debitului de abur (Dab [kg/s])produs de generatorul de abur (cazanul de abur). ntr-o prim aproximaie se va
7/28/2019 PEET - Aplicatii
48/110
folosi Dab rezultat din calculul schemei Pantzer.
Schema Pantzer realizeaz un calcul termic simplificat al unei CTE sauCET. Scopurile acestui calcul sunt predeterminarea:
Dab cu o eroare destul de bun; indicilor specifici ce caracterizeaz centrala considerat.Calculul schemei Pantzer se realizeaz prin considerarea urmtoarelor
ipoteze simplificatoare i de calcul:a) La ciclurile de simple, fr supranclzire intermediar, se nlocuiete linia
de prenclzire regenerativ cu un aparat de schimb de cldur alimentat dela o priz fictiv. Aceast priz are entalpia egal cu media aritmetic a
entalpiilor de la prima i ultima priz a turbinei.b) La ciclurile cu supranclzire intermediar, sistemul de prenclzireregenerativ se nlocuiete cu dou aparate alimentate de la prize fictive nfelul urmtor: circuitul de prenclzire regenerativ alimentat de la prize cu presiune
mai mare dect cea a supranclzirii intermediare se nlocuiete cu unaparat de schimb de cldur alimentat de la o priz fictiv a creientalpie este egal cu media aritmetic dintre entalpiile prizei de ceamai nalt presiune i prizei situate nainte de supranclzireaintermediar;
circuitul de prenclzire regenerativ alimentat din prize cu presiunemai mic dect presiunea de supranclzire intermediar se nlocuiete
cu un aparat de schimb de cldur alimentat de la o priz fictiv avndentalpia egal cu media aritmetic a entalpiilor prizelor de cea maimic i cea mai mare presiune dintre prizele care alimenteaz zonarespectiv;
c) n cazul n care exist consumatori de cldur alimentai cu abur dinturbin, nu se mai poate face o simplificare a calculului circuitului deprenclzire regenerativ dup modelul de mai sus. n acest caz, n afar decriteriile de la punctele de mai sus, circuitul de prenclzire regenerativ semparte n zone delimitate de prizele de termoficare.
n cazul n care nu se realizeaz calcului schemei Pantzer, proiectantulpoate face o aproximaie mai grosier pentru predeterminarea valorii Dab. ntr-oprim aproximaie proiectantul va alege acest debit corelat cu Pbg [kW] (dat deproiect), alegndu-i totodat, din experiena sa, o valoare pentru debitul specific
de abur ( aburspd ) produs de cazan (2.32). Sugerm alegereaabur
spd n intervalul:
( )
hMW
tdabursp 2,34,2 . Facem observaia c
aburspd crete cu scderea Pbg.
[ ]
=
MWh
tdMWP
h
tD aburspbgab (2.32)
7/28/2019 PEET - Aplicatii
49/110
2.3.5. Determinarea randamentelor interne ale turbinei cu abur
Calculul este fcut n ipoteza neglijrii pierderilor de abur (n special prinlabirini).
Determinarea randamentului intern al treptei de reglare a CIP
Treapta de reglare (TR) a CIP poate fi de tip: Curtis sau Rateau. Aceastaare rolul de a regla debitul de abur intrat n turbin.
Treapta de reglare de tip Curtis are dou rnduri de palete mobile, fa detreapta de reglare de tip Rateau ce are un singur rnd. Aceast configuraie i
permite realizarea unei cderi mai mare de entalpie pe treapti micorarea n acestfel a lungimii turbinei, a numrului de trepte de presiune i implicit a investiiei nturbin. Dezavantajul fa de treapta de reglare de tip Rateau l reprezintrandamentul intern mai mic.
(2.33), (2.34) i (2.35) reprezint relaii de calcul ale randamentelor
interne corespunztoare treptei de reglarea a CIP ( TRi [-]):
(2.33) relaie de calcul a randamentului intern al treptei RATEAU (2.34) relaie de calcul a randamentului intern al treptei CURTIS (2.35) relaie de calcul a randamentului intern al treptei RATEAU,
recomandat n special pentru grupuri cu puteri mai mari de 200 MW.
2
52
2
4_ 1010283,0
v
p
DRATEAUTR
i
=
(2.33)
2
52
2
4_ 101028,0
v
p
DCURTISTR
i
=
(2.34)
2,
15,09,0
v
TRi Q
= (2.35)
222, vDQv = (2.36)
D2 [kg/s]: debitul masic de abur v2 [m3/kg]: volumul specific la intrarea n TR
p [bar]: presiunea la intrarea n TR Qv,2 [m3/s]: debitul volumic la intrarea n TR
n figura 2.7 se prezint variaia TRi [%] n funcie de Qv,2 [m3/s],
utiliznd relaia (2.35).
7/28/2019 PEET - Aplicatii
50/110
52545658606264666870727476788082848688
0,4 1 1,6 2,2 2,8 3,4 4 4,6 5,2 5,8 6,4 7 7,6 8,2 8,8 9,4 10
Debit volumic de abur [m3/s]
RandamentulinternalTR[%]
Fi gura 2.7: Variaia randamentului intern al treptei de reglare a CIP n funcie de debitul volumic
Determinarea randamentului intern al treptelor de presiune ale CIPi CMP
Randamentul intern volumic al treptelor de presiune (TP) ale CIP i CMPse poate determina cu ajutorul relaiei semiempirice (2.37), funcie de debitul
volumic de abur mediu geometric (calculat ntre intrarea i i ieirea e din TP)i de cderea teoretic de entalpie pe treptele de presiune (TP) TPtH .Pentru aproximarea debitelor de abur la prize se consider c la fiecare
priz de dup SI se extrage un debit de abur pentru prenclzire de 0,04 % dindebitul de abur viu. Debitul de abur extras din turbin nainte de prenclzirearegenerativ se va alege ntr-o prim aproximaie 0,1 % din debitul de abur viu.
+
=
20000
6001
5,0925,0,
TPt
mm
TPvi
H
vD (2.37)
eimDDD = (2.38)
eim vvv = (2.39)
n cazul TP din CIP, conform notaiilor dinfig. 2.6, relaiile (2.38) i (2.39)
devin: 43, DDD CIPTPm = , respectiv 43
, vvv CIPTPm = , iar tCIPTP
t hhH 43, = .
Analog, n cazul TP din CMP, vom utiliza n (2.37) urmtoarele relaii:
98, DDD CMPTPm = , 98
, vvv CMPTPm = , tCMPTP
t hhH 98, = .
7/28/2019 PEET - Aplicatii
51/110
Fi gura 2.8: Nomogram de calcul a randamentului internal grupului de trepte de presiune, la debite volumice mice
nfigurile 2.8 i 2.9 s-a reprezentat grafic, utiliznd relaia (2.37), variaiaTP
vi, funcie de produsul mm vD (debitul volumic de abur mediu geometric),
pentru diferite valori ale TPtH .
Datorit faptului c aburul iese din (ultima treapt de presiune din) CIP,respectiv din CMP cu o anumit vitez axial (c2a [m/s]), energia cinetic a acestuia( rezh [kJ/kg]) devine o pierdere extern pentru turbin (pierdere rezidual deentalpie) i se cuantific conform relaiei (2.40).
Observaie: c2a ieirea din CIP se poate alege ntre 50 i 70 [m/s], iar c2aieirea din CMP ntre 80 i 120 [m/s].
2000
22a
rezc
h = (2.40)
Entalpia real la ieirea din turbin (entalpia frnat) ine cont de rezh ;
aceasta se obine prin adugarea valorii pierderilor reziduale ( rezh ) la entalpia de
ieire din turbin calculat cu ajutorul TPvi , (2.41) (2.42).
CIPrez
natfr hhh += 4
4 (2.41)
CMPrez
natfr hhh += 9
9 (2.42)
74
75
76
77
78
79
80
81
82
83
84
85
86
3 3,5 4 4,5 5 5,5 6 6,5 7Debit volum ic de abur mediu geom etric [m3/s]
RandamentulinternalTP[%]
Ht = 250
Ht = 400
Ht = 550
Ht = 700
Ht [kJ/kg]
7/28/2019 PEET - Aplicatii
52/110
84
85
86
87
88
89
90
91
9293
7 10 13 16 19 22 25 28 31 34 37 40 43 46 49 52 55 58 61 64 67 70
Debit volumic de abur mediu geometric [m3/s]
RandamentulinternalTP[%] Ht = 700
Ht = 250
Ht = 400
Ht = 550
Ht = 850
Ht [kJ/kg]
Fi gura 2.9: Nomogram de calcul a randamentului internal grupului de trepte de presiune, la debite volumice mari
Determinarea randamentului intern al CJP
Randamentul intern uscat al CJP se va determina cu ajutorul relaiei
semiempirice (2.43), funcie de cderea teoretic de entalpie pe corp (
CJP
tH ).
+=
10000
400187,0,
CJPtCJP
uscati
H (2.43)
innd cont de faptul c, n general, zona final a destinderii din CJP se
afl sub curba de saturaie, CJPuscati , se va corecta cu un factor ce ine cont de efectul
umiditii ( umiditatek ), obinndu-se astfel randamentul umed al CJP (2.44).
umiditatek (2.45) depinde de raportul ntre cderea real de entalpie n zona umed
( CJPumed
H ) i cderea teoretic de entalpie n CJP (t
CJP
thhH
1110= ), precum i de
umiditatea medie n zona umed.
Observaie: n calcule simplificate se va considera2
1CJP
t
CJPumed
H
H.
umiditateCJPuscati
CJPumedi k= ,, (2.44)
( )2
19,08,01 11
x
H
Hk CJP
t
CJPumed
umiditate
= (2.45)
7/28/2019 PEET - Aplicatii
53/110
Evident, entalpia real la ieirea din CJP va ine cont de
CJP
rezh (2.46).
( )35,065,02000 1111
22 += xx
ch aCJPrez (2.46)
Observaie: c2a la ieirea din CJP se poate alege ntre 200 i 280 [m/s];cresctoare cu puterea la borne.
2.3.6. Determinarea entalpiilor la prizele turbinei
F igura 2.10: Determinarea entalpiilor la prizele turbinei (hai hc) ntr-un corp cu dou prize
Pentru exemplificarea modului de determinare a entalpiilor la prizeleturbinei considerm un corp de turbin cu dou prize (1i 2), intrrile i ieirile dincorp fiind puse n eviden de punctele 0i 3 (Figura 2.10). Modul de calcul esteacelai oricare ar fi numrul de prize n corpul de turbin.
Observaie: Pentru CIP, dac este cazul (priz n CIP), se va considera nlocul corpului de turbin doar zona treptelor de presiune.
Se consider cunoscute presiunile la intrarea i ieirea din corp (p1i p3),precum i presiunile la prizele turbinei (p1 i p2), din calculul circuitului deprenclzire regenerativ (vezi paragraful 2.2). De asemenea se cunosc: parametriiaburului la intrarea n corpul de turbin (p0, t0, h0, s0, v0), debitul masic la intrarea
n corp (exact sau aproximat), precum i extraciile la prize (exacte sau aproximate)(Figura 2.10). Randamentele interne se vor calcula conform paragrafului anterior.
Se vor exemplifica trei metode de calcul al entalpiilor la prize. Expunereametodelor se va face n ordinea cresctoare a rigurozitii i exactitii n calcul:
1. Randamentul intern va fi unul echivalent pe ntreg corpul de turbin(i). Din (2.47) va rezulta relaia generic de calcul a entalpiilor laprize: (2.48). n aceasta din urm entalpiile teoretice se vor determinaconform (2.49).
0t
0t2
0t32t
1t
0t1
3
2
1
0
h[kJ/k
g]
s [kJ/kg/K]
p2
p1
p3
p0
7/28/2019 PEET - Aplicatii
54/110
tj
ji hh
hh
00
0
= , unde j = 1, 2, 3 (2.47)
)( 000 tjij hhhh = , unde j = 1, 2, 3 (2.48)
),( 00 spfh jtj = , unde j = 1, 2, 3 (2.49)
2. Se pstreaz modul de calcul al randamentul intern de la punctulanterior, dar entalpiile la prizele turbinei se determin astfel:
jtj
jj
i hh
hh
=+1
, unde j = 0, 1, 2 (2.50)
)(1 jtjijj hhhh =+ , unde j = 0, 1, 2 (2.51)
),( 1 jjjt spfh += , unde j = 0, 1, 2 (2.52)
3. Modul de calcul al entalpiilor la prizele turbinei este acelai cu celprezentat la punctul anterior. Deosebirea const n faptul c de dataaceasta randamentul intern se va calcula pe fiecare zon de turbin nparte (2.53).Definiie: zona de turbin reprezint poriunea de turbin
cuprins ntre dou prize.
)(1,1 jtjjijj hhhh = ++ , unde j = 0, 1, 2 (2.53)
Observaie: Chiar daci se va calcula pe zone de turbin,TPtH din
relaia (2.37) i CJPtH din relaia (2.43) reprezint cderile teoretice de
entalpie pe ntregul corp de turbin. n cazul CIP, TPtH reprezint cderea
teoretic de entalpie pe toate treptele de presiune din CIP.
2.3.7. Calculul seciunii de eapare i alegerea numrului de fluxuri CJP.
Pentru alegerea seciunii finale i a nfl:
se exprim debitul volumic la ieirea din CJP ( 11V& ) n dou moduridup cum este prezentat n (2.54);
seciunea de eapare din CJP ( 11 ) se calculeaz utiliznd (2.55) din relaiile (2.54) i (2.55) se determin relaia de calcul a vitezei
axiale la ieirea din turbin (c2a) (2.56), folosit pentru determinarea nfl.
7/28/2019 PEET - Aplicatii
55/110
F igura 2.11: Organigram de determinare a: nfl, 11 i c2a
av cvDQ 211111111, == (2.54)
flppm nld = 11 (2.55)
flppm
va nld
vDQc
=
=
1111
11
11,2 (2.56)
Numrul de fluxuri a CJP (nfl) se determin cunoscnd n prealabilperechile de valori (diametru mediu, lungime) (dm, lp) disponibile pentru paletafinal a CJP (Tabelul 2.3) i factorul de ngustare a paletei (p 0,995).
Tabelul 2.3: Grupuri de perechi de valori (dm, lp)
dm [m] 1,85 1,92 2 2,15 2,195 2,26 2,47 2,55 2,45 2,55lp [m] 0,55 0,57 0,665 0,75 0,785 0,86 0,87 0,95 1,05 1,05
Modul de determinare a nfl, 11 i a c2a este iterativ (Figura 2.11).
nuda
nu
da
nu
da
da
nu
se alege nfl {1, 2, 4, 6}
se alege (dm, lp)(Tabelul 2.3)
se calculeaz c2afolosind rela ia (2.56)
c2a calculat cu (2.56) c2a ales n (2.46)
START
proiectant
c2a calculat> c2a ales
(d l ) (d l )
proiectant
se alege c2a n (2.46)
se calculeaz (2.54) STOP
7/28/2019 PEET - Aplicatii
56/110
Observaie: produsul flpm nld )( i c2a cresc cu puterea grupului.
2.3.8 Determinarea pierderilor mecanice i la generator
Pierderile la generator (Pg) i cele mecanice (Pm) [kW] se pot estimautiliznd relaiile (2.57) i (2.58). Acestea au rezultat prin interpolarea valorilorreprezentate n graficele date de Kostiuki Frolov (1986). Domeniul de puteri estede peste 3500 [kW] pn la circa 800 000 [kW].
)7366,2)ln(*0253,0)(ln*0365,0( 2 += bb PPg eP (2.57)
)7318,1)ln(*83,0)(ln*0111,0( 2 +
= mmPP
m eP (2.58)
Cu ajutorul relaiei (2.59) se determin puterea mecanic produs deturbin (Pm [kW]), iar din (2.60) (Figura 2.12) rezult valoarea randamentuluigeneratorului electric (g).