Cursurile 2,3 şi 4
2
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
1
C.T.E. ŞI C.E.T. MODERNE CU ARDERE INTERNĂ, CU TURBINE CU GAZE (T.G.), FOLOSITE CA INSTALAŢII DE VÂRF ŞI PENTRU COGENERARE. 2.1. Metode termodinamice de ridicare a performanţelor I.T.G..
2.1.1. Ridicarea temperaturii maxime în ciclu şi, corelat, a rapoartelor de compresie. Ridicarea temperaturii maxime în ciclu este principala metodă de perfecţionare a ciclurilor Brayton „simple”, care nu utilizează metode de „carnotizare” - vezi figura 2.1.. Creşterea T maxime în ciclu, respectiv a raportului T extreme (θ = T3/T1), pentru un raport de compresie εK=p2/p1 dat, duce la majorarea temperaturii medii superioare a ciclului, Tms . Ca rezultat se realizează simultan creşterea randamentului termic şi a lucrului mecanic net pe 1 kg de fluid (respectiv a puterii unitare a ITG). Totuşi, ridicarea exclusivă a raportului θ=T3/T1 duce, ca urmare a creşterii temperaturii de evacuare a gazelor de ardere din turbină (vezi figura 2.2.), la creşterea temperaturii medii inferioare a ciclului, Tmi . 3b 3a
3
CA
Temperatura [K]
2
GE TG
K 1
FA
4 AZ 5
0
p2
Figura 2.1. Schema termică a unei ITG – ciclul real „simplu”
4
5
2
2t 0
4t
p0 1
Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.2. Reprezentarea în diagrama T - s a două cicluri Brayton reale cu acelaşi εK şi θ2 b= T3 b/T1 >θ2 a= T3 a/T1
Reamintim următoarele aspecte rezultate din optimizarea tehnică a ciclurilor Brayton reale„simple”: A) cele două rapoarte de compresie εK „optime tehnic”: 1) ε(Lintern net max), la care L mecanic net pe 1 kg de
fluid se maximizează, respectiv 2) ε(ηt max), la care se maximizează η termic, cresc la majorarea θ=T3/T1. B) Între cele două rapoarte de mai sus există relaţia ε(Lintern net max)<ε(ηt max). C) Valorile εK optime tehnico-economic se află în intervalul [ε(Lintern net max)÷ε(ηt max)]. Ca urmare metoda trebuie aplicată împreună cu creşterea rapoartelor de compresie, fapt ce permite menţinerea temperaturii de evacuare a gazelor de ardere din turbină şi a Tmi (vezi figura 2.3.) şi majorează efectul pozitiv asupra randamentului termic real. 2
3b
Temperatura [K]
3a
4 4t
2b 2t 0
2a 1
5
p0 Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.3. Reprezentarea în diagrama T - s a două cicluri Brayton reale cu εK şi θ corelate, în sensul că pentru θ2=T3 2/T1>θ2=T3 1/T1 corespunde εK 2>εK 1
I.T.G. mai vechi şi „Micro T.G.” pe o linie de arbori, cu rotoare metalice compacte monotreaptă, se limitează la T3 maxime de 850÷875°C (1.125÷1150 K). Peste această T3 maximă apar restricţii impuse de materialele ce lucrează la temperaturi mari şi metoda se poate aplica prin a) folosirea de materiale speciale; b) răcirea componentelor de înaltă temperatură (cea mai răspândită soluţie este răcirea cu aer prelevat de la ieşirea din compresor)şi c) utilizarea combinată a celor două metode. Spre exemplu: • Micro T.G. pe două linii de arbori au rotoare ceramice în zona de înaltă temperatură şi pot atinge temperaturi maxime de 1.000÷1.150°C (1.275÷1.425 K) • I.T.G moderne de medie şi mare putere, cu maşini axiale, folosesc ambele metode şi au atins valori ale T max de ordinul 1.000÷1.260°C (1.275÷1.535 K).
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
2
• Firma GE a dezvoltat o nouă clasă de TG de mare putere, folosite pentru cicluri combinate gaze – abur, la care răcirea părţii de înaltă temperatură a TG se realizează cu abur din ciclul TA. Acestea ating valori ale T max de până la 1.370°C (1.645 K). Menţionăm că şi pentru temperaturi ridicate de combustie, datorită temperaturii mari a aerului la ieşirea din compresor, excesul de aer la CA a I.T.G. rămâne mult mai mare decât la generatoarele de abur. În condiţiile unui raport θ impus şi a corelării cu acesta a valorilor pentru εk, se mai pot aplica o serie de metode de perfecţionare a ciclului Brayton prin „carnotizarea” acestuia. 2.1.2. Fragmentarea compresiei cu răcire intermediară. Din punct de vedere termodinamic, această metodă de creştere a randamentului termic teoretic urmăreşte coborârea T mi a ciclului. În ciclul Brayton teoretic: a) un număr mare de compresii adiabate, între care se realizează răciri izobare, permit realizarea unui proces la sursa rece apropiat de cel izoterm, respectiv b) un număr mare de destinderi adiabate, între care se practică încălziri izobare, permit realizarea unui proces la sursa caldă apropiat de cel izoterm. Pe ansamblu se realizează apropierea de forma ciclului Ericsson. Figura 2.4. prezintă schema termică a unei I.T.G. cu compresie fracţionată şi răcire intermediară, iar figura 2.5. reprezintă ciclul Brayton real al acesteia în diagrama T-s 5
1
CA
KJP
GE TG
RI 2
KIP 3
6
Temperatura [K]
5
4
6 4
p2
3
2 1
Figura 2.4. Schema termică a unei I.T.G. cu compresie fracţionată şi răcire intermediară
6t
Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.5. Reprezentarea în diagrama T - s a două cicluri Brayton cu acelaşi εK, ciclul „simplu” şi cel cu compresie fracţionată şi răcire intermediară.
Indiferent de modul de realizare a destinderii (fracţionată sau nu), apar următoarele efecte asupra schimburilor energetice pe 1 kg de agent motor: 1) scăderea lucrului mecanic de compresie şi, implicit, creşterea lucrului mecanic net (în diagrama T-s se observă creşterea suprafeţei închise în curba ce descrie ciclul), respectiv 2) creşterea cantităţii de căldură primite la CA, datorită coborârii temperaturii la ieşirea din treapta finală de compresie. Dacă se menţine o destindere neîntreruptă şi acelaşi raport de compresie, metoda conduce, însă, şi la coborârea temperaturii medii superioare, datorită scăderii temperaturii aerului la intrarea în CA.. Pentru ciclul cu procese ideale şi menţinerea constantă a εK global, fragmentarea compresiei cu răcire intermediară conduce chiar la scăderea randamentului termic al ciclului teoretic. În ciclul real: A) procesele de compresie nu sunt izentrope, B) răcirea intermediară are loc cu pierderi de presiune şi C) temperatura de răcire intermediară a aerului este mai mare decât temperatura de aspiraţie a aerului în prima treaptă de compresie. Aceste ireversibilităţi şi restricţii permit ca, chiar la menţinerea constantă a εK global, prin alegerea corelată a rapoartelor de compresie pe trepte, să se poată obţine, prin fragmentarea compresiei, şi efecte pozitive asupra randamentului termic al ciclului real. Pentru ciclul real de bază notăm lucrul mecanic net cu Lnet B şi cantitatea de căldură intrată în ciclu cu Q1 B. Randamentul termic real„de bază”, este ηt B=Lnet B/Q1 B. Pentru ciclul perfecţionat: L*net=Lnet B+∆Lnet=Lnet B*(1+∆Lnet/Lnet B) (2.1.), iar Q*1=Q1+∆Q1=Q1*(1+∆Q1/Q1) (2.2.) Rezultă randamentul termic real în ciclul perfecţionat: * η t=L*net/Q*1=ηt B*(1+∆Lnet/Lnet B)/(1+∆Q1/Q1 B) (2.3.) Se observă că variaţia randamentului termic real faţă de cel de bază depinde de raportul (1+∆Lnet/Lnet B)/(1+∆Q1/Q1 B), sau, mai simplu, de (∆Lnet/Lnet B)/(∆Q1/Q1 B). Astfel, dacă: * ■ (∆Lnet/Lnet B)<(∆Q1/Q1 B), rezultă η t<ηt B şi metoda conduce la scăderea randamentului termic; * ■ (∆Lnet/Lnet B)≅(∆Q1/Q1 B), atunci η t≅ηt B şi nu se realizează câştig de randament;
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
3
*
(∆Lnet/Lnet B)>(∆Q1/Q1 B), atunci η t>ηt B atunci se obţine un câştig de randament, dar sporul relativ al acestuia este mai mic decât sporul relativ al lucrului mecanic net.
■
Temperatura [K]
5
6
p2
4 3
2 1
Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.6. Reprezentarea în diagrama T - s a două cicluri Brayton: ciclul „simplu” cu εK 1 şi cel cu compresie fracţionată şi răcire intermediară având εK gl 2>εK 1
Pe de altă parte, compresia fracţionată cu răcire intermediară măreşte simultan ε(Lnet max), precum şi ε(ηt max). Calculele de optimizare termodinamică arată că, prin creşterea εK global de 5/4÷4/3 ori faţă de cel de bază şi o repartiţie optimă a εK global pe trepte, εK al KJP să fie egal cu circa radical de indice trei din cel al KIP (vezi figura 2.6.), se pot realiza, simultan: a) un câştig de randament - de ordinul a 2÷3% din cel de bază şi b) un spor de lucru mecanic net - de ordinul a 8÷10% din cel de bază. Creşterea εK global, cu menţinerea destinderii nefracţionate, reduce temperatura gazelor de ardere la evacuarea din T.G. propriu-zisă şi limitează posibilităţile de recuperare externă pentru producere de abur, ceea ce este un dezavantaj în aplicaţiile de cogenerare sau la ciclurile combinate gaze-abur.
Metoda se foloseşte uzual la I.T.G. de medie spre mare putere, cu rapoarte de compresie ridicate, în aplicaţii: A) navale sau staţionare ale ITG aeroderivative turbofan, pentru producţie exclusivă de lucru mecanic sau B) staţionare energetice - pentru producţie de electricitate şi / sau cogenerare „urbană” (cu recuperarea externă la temperaturi mai coborâte). 2.1.3. Fragmentarea destinderii cu ardere intermediară. Arderea intermediară este posibilă tehnic datorită excesului mare de aer la CA a ITG. Temperatura după arderea intermediară este aproximativ egală cu temperatura după CA1. Procedeul poate fi considerat o cale de creştere a randamentului termic teoretic, prin ridicarea temperaturii medii superioare, asemănătoare cu supraîncălzirea intermediară a aburului la ciclul Rankine-Hirn. Figura 2.7. conţine schema termică a unei I.T.G. cu destindere fracţionată şi ardere intermediară, iar figura 2.8. prezintă în diagrama T-s procesele din ciclul real de acest tip. Pe lângă creşterea Tms, metoda conduce însă, dacă se menţine constant raportul total de destindere, şi la creşterea Tm i, datorită scăderii presiunii de intrare în turbina de joasă presiune. În cazul proceselor ideale, aceasta face ca ciclul cu destindere fracţionată şi încălzire intermediară să aibă un randament mai mic decât cel realizabil în ciclul simplu cu acelaşi raport de compresie. 5
3
CA 1
5 CA 2
GE
K 1 0
FA
TG 1
TG 2 AZ
6
4
Temperatura [K]
3
2
4
4t p2 2
2t
6 7
p4 p0
7 0
Figura 2.7. Schema termică a unei I.T.G. cu destindere fracţionată şi ardere intermediară
1
Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.8. Reprezentarea în coordonate T - s a două cicluri Brayton cu acelaşi εK , ciclul „simplu” şi cel cu destindere fracţionată şi ardere intermediară
În ciclul real, efectele tehnice ale metodei asupra scimburilor energetice pe 1 kg de fluid de lucru sunt: A) creşterea cantităţii de căldură intrate în ciclu, datorită consumului suplimentar de combustibil la CA2 şi B) creşterea L mecanic de destindere şi a L mecanic net; sporul relativ de L mecanic net prin fragmentarea destinderii cu ardere intermediară este mult mai mare ca la fragmentarea compresiei cu răcire intermediară. La fel ca mai sus metoda exercită efecte contradictorii asupra unor mărimi energetice. Notând cantitatea
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
4
de căldură intrată în ciclul de bază cu Q1 B şi lucrul mecanic net în acesta cu Lnet B, iar creşterile acestor mărimi cu ∆Q1, respectiv cu ∆Lnet, avem: (2.1’.), L*net=Lnet B+∆Lnet=Lnet B*(1+∆Lnet/Lnet B) Q*1=Q1+∆Q1=Q1*(1+∆Q1/Q1) (2.2’.) η*t=L*net/Q*1=ηt B*(1+∆Lnet/Lnet B)/(1+∆Q1/Q1 B) (2.3’.) Dacă (∆Lnet/Lnet B)≅(∆Q1/Q1 B), atunci η*t≅ηt B fiind posibil ca metoda analiztată să nu aducă spor de randament ci numai majorarea L mecanic net pe 1 kg de fluid şi a puterii unitare. Pe de altă parte, destinderea fracţionată cu ardere intermediară măreşte simultan ε(Lnet max), precum şi ε(ηt max). La creşterea εtotal, dacă presiunea de intrare în turbina de joasă presiune este comparabilă cu cea din ciclul de bază, metoda nu reduce temperatura gazelor de ardere la evacuarea din T.G. propriu-zisă, permite menţinerea T mi şi nu afectează posibilităţile de recuperare externă (vezi figura 2.9.). 5
3
Temperatura [K]
4 p2 2
2t 0
p4
6 7
4t
p0
1
Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.9. Reprezentarea în diagrama T - s a două cicluri Brayton: ciclul „simplu” cu εK 1 şi cel cu destindere fracţionată şi ardere intermediară având εK 2>εK 1
Calculele de optimizare termodinamică evidenţiază că în ciclul real, cu procese ireversibile, destinderi neizentrope şi ardere intermediară neizobară, este posibil ca, prin dublarea raportului global de compresie în raport cu ciclul de bază şi alegerea corelată a rapoartelor de destindere pe trepte (raportul de destindere al TIP egal cu circa radical de indice 3 din cel al TJP), să se poată obţine simultan: a) un câştig relativ de randament - de ordinul a 3÷4% şi b) un spor relativ de lucru mecanic net de ordinul a 25÷33%, ambele raportate la valorile din ciclul de bază. Fragmentarea destinderii cu ardere intermediară se aplică în special la I.T.G. staţionare energetice heavy-duty de peste 200 MW, inclusiv la cele folosite ca instalaţii înaintaşe în ciclurile combinate gaze-abur.
2.1.4. Recuperarea internă de căldură. Aceasta este o metodă de creştere a randamentului termic, bazată pe folosirea unei cote din căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din turbină, la preîncălzirea aerului între ieşirea din compresor şi intrarea în CA. Din p.d.v. termodinamic, metoda conduce, datorită coborârii temperaturii de evacuare a gazelor de ardere din recuperatorul intern, la scăderea Tm i . din punct de vedere al schimburilor energetice pe 1 kg de fluid, se observă că lucrul mecanic net teoretic Lnet B este acelaşi în ciclul de bază şi în cel perfecţionat, dar cantitatea de căldură intrată în ciclul perfecţionat scade cu ∆Q1, devenind Q*1=Q1 B-∆Q1. a urmare, randamentul ciclului perfecţionat devine: η*t=Lnet B/(Q1-∆Q1)=Lnet B/Q1/(1-∆Q1/Q1 B)=ηt B/(1-∆Q1/Q1 B) (2.4.) Teoretic, acesta este întotdeauna mai mare decât în ciclul de bază. 6
RIC
4 5
3
CA
4 GE TG
K 1
FA
0
Figura 2.10. Schema termică a unei I.T.G. cu recuperare internă de căldură
5
Temperatura [K]
2
3
p2
5t
6 2t 0
2 1
p0 Entropia [kJ/kg/K]
Figura 2.11. Reprezentarea în diagrama T-s a procesului din I.T.G. cu recuperare internă de căldură
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
5
Figura 2.10. conţine schema termică a unei I.T.G. cu recuperare internă, iar figura 2.11. prezintă în diagrama T-s procesele din ciclul real al acesteia. Suprafaţa de sub curba 5–6, de răcire a gazelor de ardere, este practic egală cu cea de sub curba 2–3, de încălzire a aerului în recuperator. În ciclul real, pierderile de presiune din schimbătorul de căldură recuperator fac ca turbina cu gaze propriu-zisă a ciclului perfecţionat să dezvolte un lucru mecanic mai mic decât în cel de bază. Ca urmare L*net=Lnet B-∆Lnet, iar randamentul termic al ciclului perfecţionat devine: η*t=L*net/Q*1=ηt B*(1-∆Lnet/Lnet B)/(1-∆Q1/Q1 B) (2.5.) Şi în acest caz variaţia randamentului termic real faţă de cel de bază depinde de raportul (∆Lnet/Lnet B)/(∆Q1/Q1 B). Pentru valori ale ε<ε( Lnet max) se obţin valori (∆Lnet/Lnet B)<(∆Q1/Q1 B), şi rezultă η*t>ηt B, dar sporul relativ de randament în ciclul real este mai mic decât în cel teoretic. Principala limitare termodinamică a aplicării metodei este datorată condiţiei de a asigura o diferenţă de temperatură gaze – aer pentru a putea recircula căldura (temperatura gazelor de ardere la ieşirea din turbină trebuie să fie mai mare decât cea a aerului comprimat). Ţinând seama de graficele de variaţie a temperaturilor la ieşirea din compresor şi la ieşirea din turbină din figura 2.11., cota de căldură reciclabilă scade la creşterea εK . Temperatura la iesirea din compresor (oricare θ) Temperatura la iesirea din turbina, θ min Temperatura la iesirea din turbina, θ med Temperatura la iesirea din turbina, θ max 1100 1000 .
900 Temperatura, grd C
800 700 600 500 400 300 200 100 0 2
4
8 16 Raportul de compresie
32
Aceasta limitează raportul maxim de compresie. Relaţia între cele două valori ale εK „optime tehnic”, ε(ηt max) şi ε(Lnet max) se modifică radical, în sensul schimbării „ordinii” acestora: ε(ηt max)<ε(Lnet max). Cum ε(Lnet max) e acelaşi în ciclul cu RIC ca şi în cel simplu, rezultă că pentru creşterea ηtermic în ciclul cu RIC e necesară reducerea εK faţă de cel din ciclul simplu. Noua valoare a ε(ηt max) depinde de performanţele schimbătorului de căldură de suprafaţă folosit pentru recircularea căldurii (în special de eficienţa termodinamică a sa, dar şi de pierderile relative de presiune), de raportul temperaturilor extreme θ şi de randamentele interne ale maşinilor de compresie şi destindere. Pentru ciclul I.T.G. „simplu”, fără fracţionarea compresiei şi destinderii, folosirea metodei analizate permite realizarea unor randamente „electrice” bune, încă de la rapoarte de compresie mult mai mici decât cele din ciclul fără recuperare internă.
Figura 2.12. Variaţia cu εcompresie a t2 aer şi a t4 gaze ardere, pentru un ciclu Brayton real
Temperatura coborâtă a gazele la ieşirea din RIC limitează posibilităţile de recuperare externă a căldurii, eliminând, practic, posibilitatea realizării de cazane recuperatoare care să producă abur. Aplicaţiile pentru cogenerare se fac uzual doar pentru scopuri „urbane”. În plus, apar limitări constructive şi funcţionale la schimbătorul de căldură gaze-aer, datorate coeficientului de limitat transferul de căldură şi pierderilor de presiune, atât pe partea de aer, cât şi pe cea de gaze. Recuperarea internă de căldură se utilizează curent la micro T.G cu puteri de ordinul sutelor de kWel şi chiar la T.G. de câţiva MWel . Metoda se mai aplică la unele I.T.G. moderne aeroderivative de medie putere, cu rapoarte de compresie mari, compresie fracţionată şi răcire intermediară, pentru producţie exclusivă de lucru mecanic, în aplicaţii navale sau staţionare - energetice.
2.2. Componentele, „arhitectura” şi turaţiile de lucru ale I.T.G. energetice. 2.2.1. Componentele şi „arhitectura” I.T.G. energetice Principalele componentele ale unei I.T.G. sunt: 1) Compresorul, 2) Camera de ardere şi 3) Turbina propriu-zisă. „Arhitectura” clasică a I.T.G. medii şi mari cu maşini mecanoenergetice axiale, pe o singură linie de arbori, este cu compresorul şi turbina parcurse de fluide în acelaşi sens şi camera de ardere amplasată între ele (vezi figura 2.13.). Schema clasică de legături între componentele ITG asigură o serie de avantaje: A) antrenarea directă a compresorului de către turbină, B) echilibrarea forţelor axiale asupra rotoarelor celor două maşini, C) legături scurte atât între compresor şi CA, cât şi între CA şi TG, respectiv D) posibilitatea preluării de aer de răcire de la compresor şi transmitere a lui, prin arbore, la TG. Cuplarea mecanică a generatorului electric se poate realiza atât la capătul TG propriu-zise, cât şi la cel al compresorului. A doua variantă, prezentată în figura 2.13., uşurează evacuarea gazelor de ardere spre
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
6
cazanul recuperator şi / sau spre coş. Ca soluţii tehnice de realizare a acestora, menţionăm: 1) Compresorul este o maşină mecano-energetică consumatoare de lucru mecanic. Se poate realiza în construcţie axială multietajată, la puteri medii şi mari (vezi figura 2.14.), sau radial – centrifugă, monoetajată, la unele TG de mică putere, în special Micro T.G (vezi figurile 2.15.a. şi 2.15.b.);
Figura 2.13. „Arhitectura” clasică a unei I.T.G.
Figura 2.16. Circulaţia aerului printr-o C.A. de volum mic cu ardere difuzivă şi răcirea pereţilor.
Figura 2.14. Compresorul axial al unei I.T.G. - vedere
Figura 2.17. ITG cu C.A. unică de volum mare.
Figura 2.15.a. Vedere frontală a unui compresor radial – centrifug pentru o I.T.G. de mică putere
Figura 2.18. Ansamblu de 8 C.A. de volum mic.
Figura 2.15.b. Vedere a unui rotor de compresor radial – centrifug pentru o I.T.G. de mică putere
Figura 2.19. ITG cu CA inelară.
2) Camera de Ardere, CA. Pentru creşterea temperaturii maxime în ciclu şi reducerea producţiei de NOX CA moderne au o circulaţie a aerului care să asigure arderea difuzivă şi răcirea pereţilor fierbinţi. Figura 2.16. prezintă o CA cu introducerea combustibilului într-o treaptă şi a aerului în 3 trepte. Variantele moderne utilizează introducerea combustibilului în 2 trepte. Soluţiile constructive de realizare a CA diferă mult în funcţie de tipul TG şi de experienţa firmelor producătoare. Ca exemple menţionăm: 2a) C.A. cu volum mare (ITG heavy-duty „clasice” folosesc 1÷2 C.A. de acest tip – vezi figura 2.17.; 2b) C.A. cu volum mic dispuse circular de (ITG aeroderivative au 6÷14 CA – vezi figura 2.18. şi 2c) CA cu volum mediu de construcţie inelară (la ITG heavy-duty moderne – vezi figura 2.19.. C.A. ale I.T.G., pot folosi o gamă variată de combustibili A) gazoşi: gaz natural, gaze cu putere
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
7
calorifica mică cu conţinut mic de sulf (biogaz, gaze reziduale din industrie) şi B) lichizi: motorină, petrol lampant, kerosen sau chiar păcură uşoară. 3) Turbina propriu-zisă, maşină axială multietajată (la puteri medii şi mari – vezi figura 2.20.), sau radial - centripetă (la Micro TG). Turbinele axiale moderne sunt prevăzute cu sisteme de răcire a paletajului fierbinte cu aer de la compresor. Primele rânduri de palete fixe şi mobile sunt goale prin interior. Aerul se introduce pe la baza lor şi se evacuează prin bordul de fugă (vezi figura 2.21.).
Figura 2.20. T.G. propriu-zisă în construcţie axială
Figura 2.21. Circulaţia aerului de răcire a paletajului de înaltă temperatură la o T.G. axială
Cu toate avantajele arhitecturii „clasice”, datorită particularităţilor constructive (tipuri de maşini mecanoenergetice, turaţii de lucru) şi de ciclu (fragmentarea compresiei şi / sau destinderii, recuperarea internă de căldură, etc) o serie de ITG (în special cele aeroderivative şi MicroTG) utilizează şi alte scheme cinematice / de cuplare a componentelor, diferite de cele ale I.T.G. energetice mari. Principalele tipuri de I.T.G. folosite în energetică sunt clasificate uzual ca mai jos: I.T.G. staţionare, heavy-duty, realizate folosind tehnologii derivate din construcţia TA şi arhitectura „clasică”, definită mai sus (vezi figura 2.22.);
Figura 2.22. Secţiune printr-o ITG heavy-duty de mare putere
I.T.G. energetice aeroderivative, împărţite la rândul lor după provenienţă în maşini: A) turbopropulsoare (cu toată puterea la elice – vezi figura 2.23.), B) turboreactoare, sau „turbojet” (cu toată puterea în jet supersonic de gaze – vezi figura 2.24.) şi C) turboventilatoare, sau „turbofan” (cu toată puterea în jet subsonic de aer şi gaze de ardere – vezi figurile 2.25. şi 2.26.). nG ≅ 1.800 sau 1.500 rot/min, constantă
nTGJP = nG ≅ 3.000 rot/min (sau 3.600 rot/min)
CA
K
TG
nK = nT ≅ 15.000 rot/min, constantă Figura 2.23. Schema cinematică a unei I.T.G. aeroderivative turbopropulsoare
nK = nTGIP (ridicată şi variabilă) Figura 2.24. Schema cinematică a unei I.T.G. aeroderivative turboreactoare cu turbina de aviaţie folosită ca „generator de gaze”
Cursurile 2,3 şi 4
8
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
TGIP
TGJP
TGIP
KÎP
KJP
TGJP
Figura 2.25. Schema cinematică a unei I.T.G. aeroderivative turbofan, cu două linii de arbori
KJP
KÎP
TGMP
Figura 2.26. Schema cinematică a unei I.T.G. aeroderivative turbofan, cu trei linii de arbori
Micro T.G., care folosesc tehnologii similare turbosuflantelor de la M.P.: compresoare radialcentrifuge şi turbine radial-centripete (vezi figurile 2.27. şi 2.28.). la coş
RI
RE
la coş
RI
RE CA
CA c.a. 50 sau 60 Hz
K GE K
TG
intrare aer
Figura 2.27. Schema unei microturbinei monoax
TG1
TG2
intrare aer
RT
c.a. 50
GE
sau 60 Hz
Figura 2.28. Schema unei microturbinei pe două axe
Puterile unitare, rapoartele de compresie, soluţiile constructive şi domeniile uzuale de utilizare ale I.T.G energetice sunt următoarele: A) I.T.G. heavy-duty de mare putere – au P∈(80÷285) MW şi ε≅ε(Lintern net max), sunt realizate pe o linie de arbori, la aceeaşi turaţie cu generatorul electric, şi sunt folosite la C.T.E. de vârf, precum şi la C.T.E. cu cicluri combinate gaze-abur. B) I.T.G. aeroderivative turbopropulsoare, cu P∈(2÷16) MW, ca şi I.T.G. heavy-duty de mică / medie putere, cu P∈(5÷80) MW, au ε≅ε(Lintern net max), linie unică de arbori pentru I.T.G., dar la turaţie ridicată, cu antrenarea generatorului prin reductor de turaţie. C) I.T.G. aeroderivative turbojet – au P∈(16÷40) MW; ε∈[ε(Lintern net max)÷ ε(ηt max)], două linii de arbori ale I.T.G., din care: C1) ansamblul format din compresor şi turbina IP cu turaţie ridicată şi variabilă este „generatorul de gaze” fierbinţi şi sub presiune pentru C2) turbina J.P. care are turaţie mai scăzută şi constantă şi antrenează generatorul, direct sau prin reductor. D) I.T.G. aeroderivative turbofan au P∈(25÷60) MW; ε<≅ε(ηtermic max), şi construcţie pe două sau trei linii de arbori. Observaţie: I.T.G. aeroderivative şi cele heavy-duty de medie putere se folosesc pentru: 1) C.T.E. de siguranţă şi vârf, 2) C.E.T. – T.G. cu cazane recuperatoare, fără sau cu post-combustie, şi 3) C.T.E. / C.E.T. de medie putere cu cicluri combinate gaze-abur. E) Micro T.G., cu P∈(0,025÷0,5) MW, ε≅ε(ηtermic max), au o linie de arbori de turaţie foarte mare şi folosite în aplicaţii speciale (producere distribuită, C.E.T. de mică putere). 2.2.2. Folosirea turaţiei ridicate (şi eventual variabile pe axa compresorului). Creşterea turaţiei maşinilor mecanoenergetice urmăreşte reducerea gabaritului, consumului de metal şi investiţiei în I.T.G, prin micşorarea diametrelor, creşterea vitezelor periferice, creşterea raportului de compresie pe o treaptă de compresor şi de destindere pe o treaptă de turbină, respectiv reducerea numerelor de trepte ale celor două maşini. Din punct de vedere termodinamic, ca urmare a creşterii lungimii paletelor şi reducerii degradărilor prin curgere, randamentele interne ale K şi TG cu turaţie ridicată, ηintern K şi ηintern T, sunt mai mari decât cele de la ITG care ar antrena direct generatorul electric. Rezultă o apropiere a ciclului Brayton real de cel teoretic, respectiv o creştere a ηt real. Limita turaţiei este dată de efortul datorat forţei centrifuge. Soluţia se aplică la I.T.G. aeroderivative şi la ITG heavy-duty cu Pbg<100MW. I.T.G. de turaţie ridicată pe o linie de arbori necesită folosirea unui reductor de turaţie pentru antrenarea generatorului electric (vezi figura 2.23.). Acesta măreşte costul instalaţiei şi reduce randamentul
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
9
global (ca urmare a pierderilor mecanice). În aceste condiţii folosirea turaţiei ridicate este eficientă tehnic şi economic, dacă: A) reducerea costului ITG este mai mare decât costul reductorului şi B) sporul ηt real al ITG acoperă pierderile mecanice din reductor. ITG aeroderivative turboreactoare de puteri medii au două linii de arbori, din care una de turaţie ridicată şi variabilă (figura 2.24.). Schema cu două linii de arbori permite: 1) turaţie mare pentru K şi primele trepte din T.G., cu eliminarea reductorului de turaţie; 2) îmbunătăţirea comportării I.T.G. la sarcini nenominale, prin „autoreglarea” liniei de turaţie variabilă”; 3) folosirea turbinei de aviaţie ca „generator de gaze” pentru turbina energetică (fapt care favorizează tipizarea şi uşurează reparaţiile, permiţând înlocuirea rapidă a părţii de înaltă temperatură); 4) creşterea puterii unitare, datorită turaţiei mai scăzute la turbina energetică şi secţiunilor admisibile mai mari şi 5) îmbunătăţirea fiabilităţii T.G. energetice care lucrează la presiuni şi temperaturi mai coborâte. I.T.G. aeroderivative turbofan, cu rapoarte mari de compresie, utilizează scheme cinematice cu 2 sau 3 linii de arbori (figurile 2.25. şi 2.26.). Pentru cea mai complexă schemă (figura 2.26): A) linia de turaţie intermediară, variabilă, cuprinde KJP antrenat de TGMP; B) linia de turaţie ridicată, variabilă, cuprinde KIP este antrenat de TGIP; C) generatorul electric este antrenat (direct sau prin reductor) de TGJP, la turaţie constantă. Rapoartele de compresie pe trepte trebuie corelate cu rapoartele de destindere pe turbine, astfel încât lucrul mecanic dezvoltat de fiecare din turbinele de turaţie diferită de cea la care se realizează antrenarea generatorului electric să fie egal cu cel necesar la compresorul antrenat de aceasta. Pe lângă avantajele generale ale turaţiilor ridicate şi variabile, schema permite creşterea εK global, menţinând fiecare maşină mecano-energetică de compresie sau destindere la turaţia optimă de lucru.
2.3. Pornirea I.T.G.. La pornire ITG necesită lucru mecanic din exterior pentru antrenarea compresorului cu ajutorul unui motor de „lansare”, a cărui putere poate atinge 4÷7 % din cea nominală dezvoltată de ITG. Cota depinde de schema cinematică a ITG, fiind mai mare la TG pe o linie de arbori, la care motorul trebuie să pună în mişcare întregul ansamblu de maşini mecano-energetice), respectiv mai redusă la cele pe două sau trei linii de arbori, la care se „lansează” doar linia de turaţie ridicată şi variabilă. Motorul de lansare poate fi: O maşină electrică motoare separată, de curent continuu (la ITG mici) sau curent alternativ. În al doilea caz creşterea progresivă a turaţiei în cursul pornirii se poate realiza prin alimentare cu c.a. de frecvenţă variabilă obţinut cu prin redresare – invertare în convertoare cu semiconductoare. Generatorul electric al ITG, folosit ca motor sincron, alimentat cu c.a. de frecvenţă variabilă. Un motor cu ardere internă. Această soluţie este folosită la I.T.G. de mare putere folosite ca instalaţii de vârf, pentru a elimina consumul de electricitate la pornire. Etapele generale ale pornirii unei I.T.G. pe două linii de arbori (vezi figura 2.29.) sunt:
Figura 2.29. Diagrama de pornire a unei I.T.G. pe două linii de arbori
pregătirea pornirii (verificări, alimentarea circuitelor, stabilirea circulaţiei uleiului, etc.); „lansarea” cu ajutorul motorului de pornire, ridicarea vitezei de rotaţie a liniei de arbori de turaţie ridicată şi variabilă până la circa 30 % din cea nominală; menţinerea turaţiei pe acest prim palier până la stabilizarea unui regim termic intermediar; introducerea combustibilului la CA, aprinderea şi creşterea turaţiei peste cea a primului palier;
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
10
decuplarea motorului de pornire când puterea dezvoltată de turbina propriu-zisă este suficientă pentru antrenarea compresorului; creşterea vitezei de rotaţie a axei de turaţie ridicată şi variabilă până la circa 75 % din cea nominală; creşterea vitezei de rotaţie a turbinei energetice, de turaţie redusă, până aproape de cea nominală; punerea în paralel a generatorului electric şi menţinerea pe al doilea palier a vitezei de rotaţie a axei de turaţie ridicată şi variabilă până la stabilizarea unui regim termic apropiat de cel nominal; creşterea debitului de combustibil şi încărcarea controlată a generatorului electric. Duratele şi succesiunea secvenţelor de pornire, indicate pentru fiecare I.T.G. de constructor, depind de: A) rolul I.T.G. în sistemul energetic din care fac parte: - de intervenţie, cu porniri neprogramate foarte rapide, sub 12 minute; - de vârf, cu porniri zilnice programate, în circa 15÷25 minute; - de semivârf, semibază sau bază, cu pornire în circa 20÷40 minute (la CCGA pornirea ansamblului ITG + ITA se lungeşte chiar peste acest interval, din cauza inerţiei termice a ITA); B) tipul pornirii: - din stare rece, după o oprire de durată, caz în care durata pornirii este mare; - din stare semi-caldă sau caldă (după opriri medii) - din stare „fierbinte” (după opriri de scurtă durată). Pentru orice maşini termice motoare, regimurile de pornire „consumă” din durata de viaţă. În cazul I.T.G., datorită temperaturilor ridicate de funcţionare, acest consum este ridicat. Pentru prelungirea duratei de viaţă I.T.G. moderne sunt prevăzute cu sisteme de pornire automată care controlează parametrii termici şi mecanici, limitând vitezele de încălzire, ridicare a turaţiei şi încărcare funcţie de parametri măsuraţi.
2.4. Funcţionarea I.T.G. în regimuri nenominale. Cauzele regimurilor nenominale ale ITG pot fi de două tipuri: 1) externe (variaţia parametrilor pe contur) sau 2) impuse de operator (reducerea încărcării sub cea admisibilă în condiţiile atmosferice date). Influenţa condiţiilor atmosferice. Compresorul I.T.G. aspiră aer din atmosferă, ca urmare performanţele I.T.G. se vor modifica datorită variaţiei densităţii acestui aer. Performanţele de catalog se definesc pentru parametri „normaţi”. Condiţiile recomandate de International Standard Organisation (I.S.O.) sunt: A) presiune absolută: 760 mm Hg sau 1,01325 bar; B) temperatură: 15 °C; C) umiditate relativă: 60 % ; D) pierderi nule de presiune la aspiraţie şi refulare. La alte valori ale presiunii, temperaturii sau umidităţii, în condiţiile unui debit volumetric aspirat aproximativ constant, se modifică debitul masic de aer la intrarea în compresor. În plus, la turaţie constantă a compresorului, raportul de compresie variază cu densitatea fluidului din acesta. Modificarea εcompresie atrage după sine variaţia lucrului mecanic specific şi a randamentului. Pentru fiecare ITG furnizorul indică factori de corecţie a Pbg şi a ηel br la modificarea presiunii temperaturii şi umidităţii aerului. Exemple: 1) O ITG amplasată la h=1900 m, pentru care presiunea la aspiraţie scade la circa 0,8 bar, va putea dezvolta cel mult 80% din Pnominală ISO. 2) Iarna, când taer scade cu circa 30°C, o ITG cu pnominală la aspiraţie poate dezvolta o supraputere de circa 8% în condiţiile unui spor de η de circa 2% din cel realizabil la condiţii ISO. Comportarea I.T.G. la sarcini parţiale impuse de operator depinde de modul de reglare. 1. Cel mai simplu mod de reglare este cu menţinerea constantă a debitului de aer şi reducerea debitului de combustibil (cazul I.T.G. cu turaţie constantă a compresorului şi fără posibilităţi de reglare eficientă a debitului de aer aspirat). Principalul dezavantaj energetic şi economic al acestei soluţii este coborârea T maxime în ciclu, fapt care reduce T ms şi înrăutăţeşte η termic şi L mecanic specific la sarcini parţiale. Consumul de combustibil la mers în gol poate ajunge în acest caz până la 25% din cel de la sarcina nominală. 2. Reglarea eficientă energetic a I.T.G. urmăreşte menţinerea temperaturii maxime în ciclu, prin modificarea simultană şi corelată a debitului de aer şi de combustibil. Aceasta se poate realiza pe diferite căi, în funcţie de schema cinematică a ITG: 2.A. La I.T.G. heavy-duty şi aeroderivative turbopropulsoare, cu turaţie constantă a compresorului axial, caracteristica acestuia se poate modifica variind unghiul paletelor statorice-anterotorice. La unele I.T.G. de medie şi mare putere se realizează şi reglajul paletelor statorice dintre şirurile rotorice 1 şi 2 sau chiar şi cel de la paletele dintre şirurile 2 şi 3. La sarcini parţiale apropiate de cea nominală, Pbg/Pbg nom∈(80÷100) % soluţia menţine randamentul ITG la valori de peste 95 % din cel nominal, dar mai mic decât acesta. La încărcări mai mici randamentul scade mai puţin decât în cazul 1. Consumul de mers în gol atinge circa 15% din cel nominal, fiind mai mic decât în cazul 1. 2.B. ITG pe două sau trei linii de arbori, din care cel puţin una de turaţie variabilă, beneficiază de fenomenul de „autoreglare”. Spre exemplu, în cazul ITG aeroderivative turbojet, reducerea debitului de combustibil micşorează L mecanic de destindere în turbina de înaltă presiune (TIP). Aceasta micşorează turaţia ansamblului TIP + compresor şi debitul de aer aspirat. Raportul
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
11
aer/combustibil variază mult mai puţin decât în cazul 1. 2.C. Metodele combinate, bazate pe modificarea caracteristicii compresorului (2.A.) şi „autoreglarea” turaţiei la linia(ile) de arbori a(le) compresorului(oarelor) asigură menţinerea randamentului ITG la sarcini parţiale apropiate de cea nominală - Pbg/Pbg nom∈(80%÷100%) aproape constantă. La încărcări mai mici randamentul scade mai puţin decât în oricare din metodele de mai sus.
2.5. Recuperarea externă de căldură de la I.T.G. pentru cogenerare - schema cu postcombustie 2.5.1. Revederea / completarea cunoştinţelor privind recuperarea externă de căldură fără postcombustie De la I.T.G. nu se pot recupera pierderile: a) prin radiaţie, convecţie şi nearse, b) mecanice şi c) ale generatorului. Pentru creşterea randamentului global de utilizare a căldurii dezvoltate prin arderea combustibilului la I.T.G. energetice se poate face recuperarea externă a căldurii sensibile a gazelor de ardere, cu ajutorul unui Cazan Recuperator – C.R.. Principala deosebire între CR şi un cazan „clasic” este aceea că CR nu poate avea preîncălzitor de aer. Gazele de ardere sunt „răcite” doar de agentul încălzit. Alte deosebiri funcţionale şi constructive între CR şi cazanele „clasice” sunt: A) la CR circulaţia relativă a agenţilor are loc exclusiv în contracurent; B) temperaturile de lucru la CR sunt mai coborâte; aceasta permite folosirea unor oţeluri cu grad mai redus de aliere, deci mai ieftine; C) diferenţele de temperatură la CR sunt mai mici; aceasta majorează suprafaţa de transfer de căldură necesară. La transformarea C.T.E. – T.G. într-o C.E.T. – T.G. recuperarea căldurii gazelor de ardere este incompletă. Figura 2.30. prezintă diagrama T-s pentru C.E.T. - T.G. cu CR, în care suprafaţa de sub curba 4-5 reprezintă, la scară, căldura recuperată. Diagrama fluxurilor energetice este de tipul celei din figura 2.31..
3 Ptc Pt1
Temperatura [K]
4 p2
2t
2
0
1
Pmk
Pinternă
∆Pm
Pb ∆Pgen
Pcgsa
4t
Pt rec csga
∆PCA
5
∆Pcoş Entropia [kJ/kg/K]
p0
Figura 2.30. Reprezentarea în T-s a procesului din Figura 2.31. Diagrama fluxurilor energetice pentru o T.G. cu recuperare externă de căldură C.E.T. - T.G. exclusiv recuperativă Indicele de structură a energiei utile este: ystr C.E.T. T.G.=ηel br/ηth br=ηt*ηmec*ηgen/[(1-ηt)*βrec] (2.6.) iar randamentul global brut se poate scrie ca: ηgl brut C.E.T. T.G.=(Pth rec+Pbg)/Ptc=1-(∆Pr+c+n+∆Pcoş+∆Pmec+∆Pgen)/Ptc (2.7.), sau: ηgl brut C.E.T. T.G.=(ηel br+ηth br)=ηCA*[ηt*ηmec*ηgen+(1-ηt)*βrec] (2.7’.)
Coeficientul de recuperare în CR a pierderilor prin căldura sensibilă a gazelor de ardere se defineşte cu relaţia: βrec csga=Prec csga/Pcsga≅(t4-t5)/(t4-t0)<1. Acesta depinde de „forma” diagramei de transfer de căldură a CR şi de parametrii gazelor de ardere / ai agentului caloportor (fig. 2.32. şi 2.33.). 520
550
t4
t4
500 temperaturile agentilor termici, 0C
440
0
temperaturile agentilor termici, C
480
400 360 320 280 240 200 160
tgaze
120 t5 CAF 80 treturAF 40
tAF
ttur AF
450 400 350 tgaze
300
tapa-abur
250 tsaturatie
200 150 t5
100
tapa alimentare 50 0
20 40 60 80 Procente din puterea termica transferata
100
Figura 2.32. Diagrama t-q a unui CAF recuperator
0
20 40 60 80 Procente din puterea termica transferata
100
Figura 2.33. Diagrama t-q a unui CAI recuperator
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
12
Din analiza calitativă a diagramelor t-q de mai sus se observă că: • Pentru CR de tip Cazan de Apă Fierbinte (CAF), diferenţa minimă de temperatură se realizează la capătul rece al cazanului şi t5=t coş=t retur AF+δt minim. Aceasta coboară t5 şi majorează β rec csga. • Pentru CR de tip Cazan de Abur Industrial (CAI), diferenţa minimă de temperatură se realizează între gazele de ardere care trec din vaporizator spre economizor şi temperatura de saturaţie a amestecului apă-abur din vaporizator. Cu cât presiunea aburului produs creşte, temperatura de saturaţie este mai mare, fapt care ridic t5=t coş şi coboară β rec csga sub valorile de la CAF. La T.G. cogenerarea este recuperativă şi nu influenţează conversia căldurii în lucru mecanic. Datorită temperaturii mari a gazelor de ardere evacuate din T.G.: A) β recuperare a căldurii gazelor de ardere este mai ridicat decât la M.P. şi B) întreaga cantitate de căldură recuperată poate fi folosită pentru producere de abur. În plus, datorită temperaturilor ridicate la sursa caldă, indicele de structură a energiei utile este mai mare ca indicele de termoficare de la I.T.A.. La consumuri termice mai mici decât căldura recuperabilă, sau în absenţa consumului termic, se poate se poate continua producţia de electricitate, cu ocolirea parţială, sau totală, a cazanului recuperator. În asemenea regimuri, la C.E.T.-M.P. e necesară răcirea tehnologică a blocului motor. C.E.T.-T.G. au avantajul că, la ocolirea CR nu se majorează cantitatea de căldură evacuată în circuitul de răcire. Evident, randamentul global de utilizare a căldurii combustibilului în acest caz scade în raport cu cel din regimul cu recuperare de căldură.
2.5.2. Recuperarea externă de căldură de la I.T.G. pentru cogenerare, combinată cu postcombustia: diagrama Sankey, principii tehnice, randament, indice de structură „Postcombustia” este un procedeu tehnic de mărire a temperaturii gazelor de ardere la intrarea în cazanul recuperator, prin folosirea lor drept comburant pentru un combustibil „secundar”, de calitate inferioară celui folosit la CA a I.T.G.. Aceasta este posibilă datorită excesului mare de aer la CA a I.T.G.. Din p.d.v. al oxigenului disponibil în gazele de ardere, puterea termică ce se poate dezvolta prin postardere poate să fie chiar dublă în raport cu cea de la CA a ITG. Dacă aceasta este, totuşi, insuficientă se poate adăuga aer atmosferic (ardere suplimentară). Figura 2.34. prezintă schema termică de principiu a unei C.E.T. - I.T.G. cu recuperare şi postcombustie, iar figura 2.35. diagrama fluxurilor energetice pentru această instalaţie. 2
3
CA
Pinternă
Ptc 1 Pt1
Pcgsa
GE
∆Pm
Pbg ∆Pgen
∆PCA
TG
K
Pmk
1 FA 0
4
CRP 5
Ptc 2
Pt brută
Pintr CRP
la coş apă
abur ∆PCRP
Figura 2.34. Schema de principiu a unei C.E.T. – T.G. cu recuperare şi postcombustie
Figura 2.35. Diagrama fluxurilor energetice pentru o C.E.T. – T.G. cu recuperare şi postcombustie
Cantităţile de căldură dezvoltate prin arderea combustibililor s-au notat cu: Ptc 1, pentru energia dezvoltată de combustibilul superior la CA, respectiv Ptc 2, pentru cea dezvoltată de combustibilul inferior, la Cazanul Recuperator cu Postcombustie - CRP. Cantitatea totală de căldură intrată în CRP este: Pintr CRP=Pcsga+Ptc 2=Ptc 1*ηCA*(1-ηt)+Ptc 2 (2.8.) Pierderile CRP, ∆PCRP, includ căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate la coş, nearsele, radiaţia şi convecţia, etc. Energia termică transmisă agentului de lucru la cazan este notată ca Pt brută Randamentul CRP devine: ηCRP=Pt brută/Pintr CRP=1-∆PCRP/Pintr CRP (2.9.) Cu aceste notaţii, indicele de structură a energiei utile se poate scrie ca: ystrC.E.T.T.G.=Ptc 1*ηCA*ηt*ηmec*ηgen/{[Ptc 1*ηCA*(1-ηt)+Ptc 2]*ηCRP} (2.10.), sau: ystrC.E.T.T.G.=ηCA*ηt*ηmec*ηgen/{[ηCA*(1-ηt)+Ptc 2/Ptc 1]*ηCRP} (2.10’.)
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
iar randamentul global brut devine: ηgl brut C.E.T. T.G.=(Pel brută+Pt brută)/(Ptc 1+Ptc 2) ηgl brut C.E.T. T.G={ηCA*ηt*ηmec*ηgen+[ηCA*(1-ηt)+Ptc 2/Ptc 1]*ηCRP}/(1+Ptc 2/Ptc 1)
13
(2.11.), sau: (2.11’.)
Se observă că postcombustia: A) ridică temperatura la cazanul recuperator şi intensifică transferul de căldură, B) măreşte cantitatea de căldură livrabilă şi asigură o elasticitate sporită în funcţionare, prin reglarea debitului adiţional de combustibil în funcţie de consumul de căldură, C) îmbunătăţeşte randamentul global, atât în raport cu cel de la I.T.G. cu recuperare şi fără postcombustie, cât şi cu cel de la livrare de vârf cu ardere separată a combustibilului inferior; dar D) reduce indicele de structură a energiei utile, mărind cantitatea de căldură livrată, pentru aceeaşi producţie de electricitate. 2.5.3. Tipuri de CR cu postcombustie. La postcombustia monotreaptă „avansată” (care utilizează aproape integral oxigenul din gazele de ardere) temperatura creşte iar transferul de căldură nu mai poate fi exclusiv convectiv. La temperaturi mari, datorită transferului termic mai puţin intens de la perete la abur, supraîncălzitorul nu mai poate fi amplasat în zona de intrarea a CRP, iar circulaţia nu poate fi menţinută în contracurent. În practică se utilizează o mare varietate de CRP, care diferă prin: 1) tipul proceselor de transfer de căldură (convective sau radiative + convective); 2) agenţii care preiau căldură (apă sau abur) şi circulaţia relativă a lor în raport cu gazele de ardere; 3) caracterul intermitent sau permanent al postcombustiei; 4) numărul de trepte de introducere a combustibilului; 5) domeniul de reglare a debitului de combustibil suplimentar. Pentru exemplificare menţionăm următoarele soluţii: A) Cazane de abur în contracurent, convective, cu postcombustie redusă, într-o treaptă situată amonte de CRP. Domeniul de reglare al postcombustiei este în acest caz de la minimum tehnic (dat de arzător) până la limita permisă de transferul de căldură convectiv (de obicei tga<850°C). B) CAF cu postcombustie având transfer de căldură radiativ şi convectiv. Datorită temperaturii coborâte a agentului caloportor şi transferului termic intens de la perete la AF, acestea pot funcţiona cu postcombustie reglabilă într-un spectru larg: de la minimum tehnic până la postardere cvasi completă. C) Cazane convective în contracurent cu postcombustie în trepte, utilizate pentru mai multe nivele termice de cedare a căldurii. Prima treaptă se amplasează amonte de cazan, iar celelalte între nivelele termice. Reglajul debitului de combustibil în fiecare treaptă se face astfel încât să se menţină tga<850°C, transferul convectiv şi construcţia în contracurent. Treptele de postcombustie pot fi reglate separat, ceea ce măreşte elasticitatea în exploatare. D) Cazane de abur în contracurent cu supraîncălzitorul convectiv, amplasat pe drumul de gaze amonte de postcombustie, şi vaporizator radiativ + convectiv. E) Cazane de abur cu focar radiativ şi postcombustie avansată permanentă, pentru a realiza în focar temperatura ridicată necesară transferului radiativ la vaporizator. În acest caz se renunţă la construcţia în contracurent.
2.6. Aplicarea combinată a metodelor de perfecţionare a ciclurilor I.T.G.. Ca şi în cazul ciclurilor Rankine-Hirn ale C.T.E. şi C.E.T. cu I.T.A., şi metodele de perfecţionare a ciclului Joule din C.T.E. şi C.E.T. cu I.T.G se pot aplica simultan şi corelat, funcţie de gradul lor de complementaritate şi de tipul de energie utilă. În continuare vom prezenta principial câteva combinaţii: ♦ Schemele cinematice cu mai multe linii de arbori, din care cel puţin una de turaţie ridicată şi variabilă cu încărcarea, iar turbina energetică de turaţie constantă favorizează folosirea compresiei fracţionate, cu răcire între compresorul de joasă presiune şi cel de înaltă presiune, şi /sau destinderea fracţionată, cu ardere intermediară între turbinele de înaltă / medie presiune sau medie / joasă presiune. ♦ Compresia fracţionată cu răcire intermediară poate fi practicată în aplicaţii de cogenerare „urbană” împreună cu recuperarea externă de căldură, dacă prima treaptă de răcire a aerului se face cu apă caldă sau fierbinte din returul reţelei termice. ♦ Destinderea fracţionată cu ardere intermediară poate majora uşor temperatura gazelor de ardere la ieşirea din turbina de joasă presiune şi creşte gradul recuperării externe de căldură. ♦ Recuperarea internă de căldură se foloseşte la unele I.T.G. navale sau staţionare de ordinul zecilor de MWel, în combinaţie cu compresia fracţionată şi răcirea intermediară. Aceasta din urmă coboară temperatura aerului la ieşirea din compresor şi majorează cota de căldură recirculată. Pe de altă parte, nu se recomandă utilizarea simultană a metodelor cu au efecte contare. Spre exemplu, recuperarea internă a căldurii sensibile a gazelor de ardere reduce posibilităţile de recuperare externă pentru cogenerare.
Cursurile 2,3 şi 4
TPPE anul IV ingineri, cursuri de 4 ani, semestrul II Pagina
CUPRINS Denumirea capitolului / subcapitolului
14 Pagina
2 C.T.E. ŞI C.E.T. MODERNE CU ARDERE INTERNĂ, CU TURBINE CU GAZE (T.G.), FOLOSITE CA INSTALAŢII DE VÂRF ŞI PENTRU COGENERARE........................................................................................................ 1 2.1. Metode termodinamice de ridicare a performanţelor I.T.G.. ............................................................................... 1 2.1.1. Ridicarea temperaturii maxime în ciclu şi, corelat, a rapoartelor de compresie....................................... 1 2.1.2. Fragmentarea compresiei cu răcire intermediară. .................................................................................... 2 2.1.3. Fragmentarea destinderii cu ardere intermediară..................................................................................... 3 2.1.4. Recuperarea internă de căldură................................................................................................................. 4 2.2. Componentele, „arhitectura” şi turaţiile de lucru ale I.T.G. energetice. .............................................................. 5 2.2.1. Componentele şi „arhitectura” I.T.G. energetice ...................................................................................... 5 2.2.2. Folosirea turaţiei ridicate (şi eventual variabile pe axa compresorului)................................................... 8 2.3. Pornirea I.T.G.. .................................................................................................................................................... 9 2.4. Funcţionarea I.T.G. în regimuri nenominale...................................................................................................... 10 2.5. Recuperarea externă de căldură de la I.T.G. pentru cogenerare - schema cu postcombustie............................. 11 2.5.1. Revederea / completarea cunoştinţelor privind recuperarea externă de căldură fără postcombustie..... 11 2.5.2. Recuperarea externă de căldură de la I.T.G. pentru cogenerare, combinată cu postcombustia: diagrama Sankey, principii tehnice, randament, indice de structură .......................................................................................... 12 2.5.3. Tipuri de CR cu postcombustie................................................................................................................. 13 2.6. Aplicarea combinată a metodelor de perfecţionare a ciclurilor I.T.G................................................................ 13