Home - Rasfoiesc.com
Educatie Sanatate Inginerie Business Familie Hobby Legal
Meseria se fura, ingineria se invata.Telecomunicatii, comunicatiile la distanta, Retele de, telefonie, VOIP, TV, satelit




Aeronautica Comunicatii Constructii Electronica Navigatie Pompieri
Tehnica mecanica

Electronica


Index » inginerie » Electronica
» PROIECT PRODUCEREA ENERGIEI ELECTRICE SI TERMICE - Sa se calculeze circuitul termic al unei centrale electrotermice precum si indicatorii specifici ai acestuia


PROIECT PRODUCEREA ENERGIEI ELECTRICE SI TERMICE - Sa se calculeze circuitul termic al unei centrale electrotermice precum si indicatorii specifici ai acestuia


UNIVERSITATEA "GHEORGHE ASACHI" IASI

FACULTATEA DE ELECTROTEHNICA

SPECIALIZARE I.S.E



PROIECT

PRODUCEREA ENERGIEI ELECTRICE SI TERMICE

Tema proiectului

Sa se calculeze circuitul termic al unei centrale electrotermice precum si indicatorii specifici ai acestuia . Circuitul este prevazut cu 6 preincalzitoare de apa , recuperarea condensului secundar facandu-se prin scurgere (de la treapta superioara la cea inferioara) si recuperare prin repompare.

Schema de principiu atasata a centralei electrotermice are urmatoarele notatii:

PjP - preincalzitor de joasa presiune;

PiP - preincalzitor de inalta presiune;

PAA - preincalzitor apa adaos;

Pcb - pompa condens baza;

PA - pompa de alimentare cu apa a cazanului;

PTV - pompa de transvazare;

PAD - pompa de apa de adaos;

P - puterea electrica la bornele generatorului;

BB - boiler de baza;

D1,2 - degazor de 1,2 bar (joasa presiune);

D6 - degazor de 6 bar (inalta presiune), (PjP);

Dct - debitul de apa la consumatorul termic;

Date de intrare

Parametrii initiali ai aburului viu:

n = 18 numar de ordine

p = 120+1,5×n = 120+1,5×18 = 147 bar

t = 490+2×n = 490+2×18 = 526 sC

Presiunile aburului la cele sase prize:

pp1=32 bar

pp2=15 bar

pp3=10 bar

pp4=6 bar

pp5=1,2 bar

pp6=0,8 bar

Debitul la iesirea din cazan:

Randamentul intern al turbinei:

Randamentul mecanic:

Randamentul generatorului:

Presiunea aburului in expandoare:

- expandorul 1: = 30 bar

- expandorul 2: = 15 bar

Calculul instalatiei de expandare

Expandorul serveste la recuperarea unei cantitati de caldura, respectiv apa din debitul de agent termic cu concentratie mare de saruri evacuat din cazanul de abur (debitul de purja)

Procesul de expandare consta in reducerea brusca a presiunii inainte de intrarea in expandor, in acest sens utilizandu-se reductoare de presiune .

Unde :

- Dpj    - debitul de purjare ; Dpj=(2÷5) %D

Dab1,Dab2 - debitul de abur rezultat

- Dc1;Dc2 - debitul de condens

ipj - entalpia apei de purjare la intrarea in expandor corespunzatoare presiunii din cazan 

- iab - entalpia aburului saturat, corespunzatoare presiunii din expandor;

- ic - entalpia condensului saturat, corespunzatoare presiunii din expandor;

A. Relatiile de calcul pentru Expandorul 1

Dab1;[aa1];ia1

Dpj; [apj];ipj

Dc1;[ac1]; ic1

Exp I


Debitul expandorului se determina utilizand ecuatiile de bilant masic,respectiv termic:


Dpj=Dab1+Dc1 (ecuatia de bilant masic)

Dpj×ipj=Dab1×iab1+Dc1×ic1 (ecutia de bilant termic)

Pexp1=30 ata

D=420 t/h

ipj    = i'(p;x=0) = i'(147;x=0) = 379,15 kcal/kg

iab1 = i"(pexp 1;x=1) = i"(30 ;x=1) = 669,6 kcal /kg

ic1 = i'(pexp1;x=0) = i'(30;x=0) = 239,6 kcal/kg

D

Dpj = *420 =12,6 t/h

Sistemul devine:

Dab1 = 12,6-Dc1

12,6×379,15×1000 = (12,6-Dc1) ×669,6×1000+Dc1×239,6×1000

Dab1 = 12,6-Dc1

-3659670 = -430000×Dc1


Dab1 = 4,0892 t/h

Dc1 = 8,5108 t/h

Calculul debitelor relative :

[apj]=

[aab1]=

[ac1]=

[apj]=[aab1]+[ac1]=0.0299

B. Relatiile de calcul pentru Expandorul 2

Dc1 ;[ac1]; ic1

Dab2; [aab2]; iab2

Dc2;[ac2]; ic2


Dc1=Dab2+Dc2

Dc1×ic1=Dab2×iab2+Dc2×ic2

unde:

iab2 = i''(pexp2 ;x=1) = i"(15;x=1) = 666,7 kcal/kg

ic2 = i'(pexp2 ;x=0) = i'(15 ;x=0) = 200,7 kcal/kg

Pexp 2 = 15 ata

Dc1 = 8,5108 t/h

ic1 = 239,6 kcal/kg

Sistemul devine :


Dab2 = 8,5108-D­c2

8,5108×239,6×1000 = (8,5108-D­c2) ×666,7×1000+Dc2×200,7×1000


Dab2 = 8,5108-D­c2

-3634962,68 = - 466000×Dc2


Dab2 = 0,7105 t/h

Dc2 = 7,8003 t/h

Calculul debitelor relative :

[ac1] =

[aa2]=

[ac2] =

[ac1] = [aab2]+[ac2] = 0,0202

Determinarea entalpiilor la intrarea si in punctele de iesire a aburului din turbina

Reprezentarea in diagrama i-s, destinderea aburului in turbina si determinara entropiilor aburului la prize ( ) si respectiv entalpiile de intrare ( ) si la iesire din turbina folosind diagrama i-s.

= f( , )

= 526

= 147 bar

Entalpia aburului la intrarea in turbina este:

= f(p1;t1) = f(147;526) = 810 kcal/kg

Entalpia aburului la iesirea din turbina este:

'=f(pk ;s1=s2')= f(0,04 ;s1=s2')=468 kcal/kg

Had = i1-i2' = 810-468 = 342 kcal/kg

Hr=Had ηi = 0,8×342 = 273,6 kcal/kg

=i1-Hr=810-273,6 = 536,4 kcal/k

= 536,4 [kcal/kg] - a reiesit din diagrama i-s

Dupa determinarea lui s-a determinat presiunea aburului la prizele tubului. Din diagrama i-s, la intersectia dintre izobarele si segmentul s-au determinat entalpiile la fiecare priza a turbinei.

= f(pp1; )=f(32; )=751 kcal/ kg

= f(pp2; )=f(15; )=714 kcal/ kg

= f(pp3; )=f(10; )=700 kcal/kg

=f(pp4; )=f(6; )=666 kcal/kg

= f(pp5; )=f(1,2; )=625 kcal / kg

=f(pp6; )=f(0,8; )=611 kcal / kg



C. Calculul preincalzitorului de apa de adaos



ic3=i '(tc3 ;x=0)=i'(40 ;x=0)=40,01 kcal/kg

ia=i '(ta ;x=0)=i'(15 ;x=0)=15,04 kcal/kg

tc3=40°C

ta=15°C

Daa=Dc2=7,8003 t/h

[aa]=[ac2]=0,018

Ecuatia de bilant termic

Dc2×ic2+Daa×ia=Daa×ia1=Dc2×ic3

Dc2×ic2+Daa×ia- Dc2×ic3=Daa×ia1

7,8003×200,7×1000+7,8003×15,04×1000-7,8003×40,01×1000=7,8003×1000×ia1

1370,7467=7,8003×ia1

ia1=175730 kcal/t=175,73 kcal/kg

D. Calculul boilerului de baza



Qct=30 Gcal/h=30×1000000 kcal/h

t2=90°C

t1=70°C

Qct=Dct×c×Dt

Dt= =1500 t/h

Dt=t2-t1=90-70=20°C

c=1 kcal/kg×grd

icb=i'(tcb;x=0)=i'(90;x=0)=90,04 kcal/kg

tcb=90°C

Dp8×(ip4-icb)=Qct

Dp8 =52,0869 t/h

[ap8]=

E.Calculul degazorului de 1,2 [bar]



iad=i'(pd1,2;x=0)=i'(1,2:x=0)=104,38 kcal/kg

Din ecuatiile de bilant masic si termic aferente conturului de bilant se obtine sistemul :

[ap9]+_[ap8]+[a­a]=[aad]

[ap9] ×ip4+[ap8] ×icb+[aa] ×ia1=[aad] ×iad


[ap9]= [aad]- [ap8]-[aa]

[aad] ×ip4-[aad] ×iad=[ap8] ×ip4+[aa] ×ip4-[ap8] ×icb-[aa] ×ia1

[ap9]= [aad]-0,124-0,018

[aad] ×666-[aad] ×104,38=0,124×666+0,018×666-0,124×90,04-0,018×175,73

[aad]=0,1428

[ap9]=0,0008

Dp9=[ap9] ×D=0,369 t/h

Dad= [aad] ×D=0,1428×420=59,976 t/h

Calculul debitelor partiale de abur prelevate de la

prizele turbinei

Calculul entalpiei apei de alimentare la iesirea din preincalzitor

i3=i'(pk;x=0)=i'(0,04;x=0)=28,67 kcal/kg

ia4=i'(pp3;x=0)=i'(10;x=0)=181,3 kcal/kg

Dia=ia4-i3=181,3-28,67=152,63 kcal/ kg

Diaj=Dia/npjp= =38,1575 kcl/kg

ia1=i3+ =66,8275 kcal/kg

ia2=ia1+ =104,985 kcal/kg

ia3=ia2+ =143,1425 kcal/kg

ia5=ia4+ =219,4575 kcal/kg

ia6=ia5+ =257,665 kcal/kg

1.Calculul preincalzitorului de inalta presiune PIP 1





ic1=i'(pp1 ;x=0)=i'(32 ;x=0)=243,7 kcal/kg

Ecuatie de bilant termic :

[aa1] ×iab1+[a1] ×ip1+[1] ×ia5=[a1+aa1] ×ic1+[1] ×ia6

×669,6+1×219,4575-257,665-0,0097×243,7=a1×243,7-a1×751

-33,8207= -512,3×[a1]

[a1]=0,0671

Dp1=[a1] ×D=0,0671×420=28,212 t/h

2. Calculul preincalzitorului de inalta presiune PIP 2



ic2=i'(pp2;x=0)=i'(15;x=0)=200,7 kcal/kg

Din conturul de bilant obtinem ca:

[a2] ×ip2+[a1+aa1] ×ic1+[aa2] ×iab2+[1] ×ia4=[1] ×ia5+[a1+a2+aa1+aa2] ×ic2

[a1+aa1] ×ic1+[aa2] ×iab2+[1] ×ia4-[1] ×ia5-[a1] ×ic2-[aa1] ×ic2-[aa2]ic2=[a2] ×ic2-[a2] ×ip2

×200,7-0,00169×200,7=[a2] ×200,7-[a2] ×714

-34,067=-513,3 [a2]

[a2]=0,0663

Dp2=27,846 t/h

3. Calculul degazorului de 6 [bar].



Din conturul de bilant aferent degazorului de 6 bar putem scrie ecuatiile de bilant termic si masic si se obtine sistemul :

[a1+a2+aa1+aa2] ×ic2+[a3] ×ip3+[aad] ×iad+[ap4] ×ia3=[1] ×ia4

[a1+a2+aa1+aa2]+[a3]+[aad]+[ap4]=[1]

[a3]=[1]-[a1+a2+aa1+aa2]-[aad]-[ap4]

[a1+a2+aa1+aa2] ×ic2+ ×ip4+[aad] ×iad+[ap4] ×ia3=

=[1] ×ia4


[a3]=0,7124-[ap4]

0,14479×200,7+(0,7124-ap4) ×666+0,1428×104,38+ap4×143,1425=181,3


[a3]=0,7124-[ap4]

337,1232=522,8575×[ap4]


[a3]=0,0676

[ap4]=0,6447

Dp3=[a3] ×D= ×420 = 28,404 t/h

D4=[ap4]×D= ×420=270,774 t/h

4. Calculul preincalzitorului de joasa presiune PJP 4


Calculul debitului partial prelevat de la priza 4, PjP4, a turbinei

ic4=i'(pp4;x=0)=i'(6;x=0)=159,3 kcal/kg

Din conturul de bilant aferent preincalzitorului PjP4 putem scrieecuatiile de bilant termic si masic si obtinem sistemul :


[a4]+[ap2]=[a4]+[ap4]

[a4] ×ip4+[ap2] ×ia2=[a4] ×ic4+[ap4] ×ia3


[ap2]=[ap4]= 0,6447

[a4] ×666-[a4] ×159,3 =

[a4]

[a4]=0,0485

Dp4=[a4] ×D=0,0485×420=20,37 t/h

5. Calculul preincalzitorului de joasa presiune PJP 5



Din conturul de bilant putem scrie ecuatiile de bilant masic si termic:

[a5] ×ip5+[a4] ×ic4+[ap1] ×ia1=[ap2]×ia2

[a5]+[a4]+[ap1]=[ap2]


[ap1]=[ap2]-[a5]-[a4]=0,5962-[a5]

[a5] ×625-[a5] ×66,8275=0,6447×104,985-0,0485×159,3-0,5962×66,8275




[ap1]=0,5962-[a5]

[a5] ×558,1725=20,1152


[ap1]=0,5601

[a5]=0,036

Dp5=[a5] ×D=0,036×420=15,12 t/h

D1=[ap1]×D=235,242 t/h

6. Calculul preincalzitorului de joasa presiune PJP 6



Calculul debitului partial prelevat de la priza 6, PjP6, a turbinei :

ic6=i'(pp6;x=0)=i'(0,8;x=0)=93,05 kcal/kg

Din conturul de bilant putem scrie ecuatia de bilant termic :

[ap6] ×ip6+[ap1] ×ia0=[ap1] ×ia+[a6] ×ia6

[a6] ×ip6-[a6] ×ic6=[ap1] ×ia1-[ap1] ×ia0

[a6] × -[a6] ×93,05=0,5601×66,8275-0,5601×28,67

[a6] ×517,95=21,372

[a6]=0,0412

Dp6=[a6] ×D=0,045×420=17,33 t/h

Determinarea puterii la bornele generatorului prin trei metode de calcul

A. Metoda I

Calculul puterii active la bornele generatorului utilizand relatia debitului total de abur admis la intrarea in turbina

Calculul coeficintului de priza pentru cele 6 prize ale turbinei

yp1=(ip1-i2)/(i1-i2)=(751-536,4)/(810-536,4)=0,7843

yp2=(ip2-i2)/(i1-i2)=(714-536,4)/(810-536,4)=0,6491

yp3=(ip3-i2)/(i1-i2)=(700-536,4)/(810-536,4)=0,5979

yp4=(ip4-i2)/(i1-i2)=(666-536,4)/(810-536,4)=0,4736

yp5=(ip5-i2)/(i1-i2)=(625-536,4)/(810-536,4)=0,3238

yp6=(ip6-i2)/(i1-i2)=(611-536,4)/(810-536,4)=0,2726

Determinarea debitului la priza 4:

Dp4'=Dp4+Dp8+Dp9=20,37+52,0869+0,369=72,8259 t/h

Astfel relatia de calcul a puterii, de mai sus, devine

P=420-[28,212×0,7843+27,846×0,6491+28,404×0,5979+72,8259 ×0,4736+15,12×0,3238+ 17,33×0,2726]×(0,98×0,99×273,6)/860=100,3MW

P=93,7 MW

B. Metoda II

Determinarea puterii utilizand ecuatia de bilant termic pe grupul turbogenerator:

D×i1=( Dp1×ip1+Dp2×ip2=Dp3×ip3+Dp4'×ip4+Dp5×ip5+Dp6×ip6+Dk×i2+Qu)

Qu= D×i1-( Dp1×ip1+Dp2×ip2+Dp3×ip3+Dp4'×ip4+Dp5×ip5+Dp6×ip6+Dk×i2)

Debitul la condensator:

Dk=D-(Dp1+Dp2+Dp3+Dp4'+Dp5+Dp6)=420-(28,212-27,846+28,404+72,8259+15,12+17,33)=285,9541 t/h

Qu=420×810-(28,212×751+27,846×714+28,404×700+72,8259×666+15,12×625+

P=(57321,4853×0,98×0,99)/860=64,6MW

P=100,5 MW

C. Metoda III

III.a.)Determinarea puterii la bornele generatorului ca suma de componente(Fig. a):

Dk

Dp6

Dp5

Dp4

Dp3

Dp2

Dp1

D

i1

i2

­Dk

ip6

Dp6


P=(ŋm×ŋg)/860×[Dp1×(i1-ip1)+Dp2×(i1-ip2)+Dp3×(i1-ip3)+D'p4× (i1-ip4)+Dp5×(i1-ip5)+Dp6×(i1-ip6)+

+Dk×(i1-i2)]=(0,98×0,99)/860×[28,212×(810-751)+27,846×(810-714)+28,404×(810-700)+ 72,8259×(810-666)+15,12×(810-625)+17,33×(810-611)+ 285,9541×(810-536,4) =115,5MW

P=115,5 MW

III b)

Puterea la bornele generatorului scrisa ca suma de puteri pe intervale de corp de turbina (Fig. b):

D

D-Dp1

D-D­p1-Dp2

D-Dp1-Dp2-Dp3

D-Dp1-Dp2-Dp3-D'p4

D-Dp1-Dp2-Dp3-D'p4-Dp5

Dk

ip1

Dp1

ip2

Dp2

ip3

Dp3

ip4

Dp4

ip5

Dp5

ip6

Dp6

i2

D

i1


P=(ŋm×ŋg)/860[D(i1-ip1)+(D-Dp1)(ip1-ip2)+(D-Dp1-Dp2)(ip2-ip3)+(D-Dp1-Dp2-Dp3)(ip3-ip4)-(D-Dp1-Dp2-Dp3-Dp4')(ip4-ip5)+(D-Dp1-Dp2-Dp3-Dp4'-Dp5)(ip5-ip6)+Dk(ip6-i2)]

P=(0,98×0,99)/860×[420×(810-751)+(420-28,212) ×(751-714)+(420-28,212-27,846) ×(714-700)+(420-28,212-27,846-28,404) ×(700-666)+( 420-28,212-27,846-28,404-72,8259) ×(666-625)+( 420-28,212-27,846-28,404-72,8259)(625- 611)+ 285,9541(611-536,4)]=103,29MW

P=103,29MW







Politica de confidentialitate





Copyright © 2024 - Toate drepturile rezervate