curs tppe 14-15 itg

TPPE 2014-2015 Cap. 1 C.T.E.&C.E.T. cu I.T.G. Cursurile 1, 2, 3 i 4 (parial) Pagina 1 din 23 pagini

1. C.T.E. I C.E.T. CU I.T.G. 1.1. Ciclul Brayton teoretic i real. Variaia performanelor I.T.G. cu ciclu simplu, n funcie de

raportul de compresie i de raportul temperaturilor extreme. 1.1.1. Ciclul Brayton teoretic variaia randamentului termic teoretic i a lucrului mecanic net teoretic

per 1 kg de fluid n funcie de raportul de compresie i de raportul temperaturilor extreme La fel ca i ciclurile Rankine Hirn, ciclul Brayton - Joule teoretic are loc cu curgere continu i e cuprins ntre dou

adiabate i dou izobare. Principala deosebire n raport cu acestea este faptul c agentul motor este n stare gazoas. Transformrile sunt indicate n tabelul 1.1, schema termic de principiu este prezentat n figura 1.1., iar

reprezentarea n diagrama T-s a procesului termodinamic este cea din figura 1.2. Tabelul 1.1. Prezentarea transformrilor ideale n ciclul Brayton

Instalaia Rolul Notaia i tipul transformrii Kcompresor Main mecano energetic generatoare (consum L mecanic) 1-2compresie adiabat CAcamer de ardere Surs cald 2-3nclzire izobar TGturbina cu gaze Main mecano energetic motoare (produce L mecanic) 3-4destindere adiabat atmosfera Surs rece 4-1rcire izobar

Figura 1.1. Schema ITG ciclul Brayton Joule teoretic

simplu Figura 1.2. Reprezentarea n diagrama T - s a ciclului Brayton -

Joule teoretic simplu

Pentru definirea domeniului de variaie a parametrilor ntr-un ciclu Brayton se folosesc dou mrimi adimensionale: raportul de compresie = raportul presiunilor extreme (deoarece p3=p2 i p4=p1 rezult =p2/p1=p3/p4); raportul temperaturilor extreme ( = T3/T1). n legtur cu temperaturile extreme, i cu raportul acestora, menionm urmtoarele: 1) T1 este dat de mediul ambiant, fiind limitat inferior. 2) T3 e limitat superior de material i de tehnologia de rcire a pieselor de nalt temperatur. Datorit limitrii T3,

i a creterii de temperatur a aerului prin compresie, excesul de aer la CA a ITG este de aproape 3 ori mai mare dect la G.A. i dublu n raport cu cel de la MP.

3) Limitarea superioar a T3 i cea inferioar a T1 restricioneaz inferior raportul . Pentru un raport impus, ciclul Brayton se poate optimiza tehnico-economic funcie de raportul de

compresie . Principalii indicatori tehnici, cu efecte economice, dup care se poate face aceast optimizare, sunt: Lucrul mecanic specific net, L mecanic net=L mecanic destindere-|L mecanic compresie|. Maximizarea acestuia scade debitul

de fluid i investiia, reducnd cheltuielile fixe. Randamentul termic teoretic, t= L mecanic net/Q1. Maximizarea acestuia reduce consumul de combustibil i

cheltuielile variabile. Amintim c n ciclul Brayton teoretic t=1-1//(-1), deci el nu depinde de , ci doar de . Pentru analiza calitativ s-au reprezentat n coordonate T-s, n figura 1.2., procesele din 3 cicluri, avnd aceleai

temperaturi extreme, dar rapoarte de compresie diferite: 3 max>2 med>1 min. Figura 1.3. prezint variaia cu K, pentru diferite valori , a randamentului termic al unui ciclu Brayton teoretic n

care evolueaz un gaz biatomic cvasi ideal, iar figura 1.4. variaia lucrului mecanic net n acelai ciclu. Din analiza figurilor 1.2., 1.3., i 1.4. se observ urmtoarele: Pentru 1 apropiat de unitate, dac 11 suprafaa nchis n ciclu (proporional cu lucrul mecanic net) tinde

spre zero (fig. 1.2.). Cum cantitatea de cldur primit n ciclu (proporional cu suprafaa de sub curba 2-3) nu este nul, rezult c randamentul termic este n acest caz nul, indiferent de .

Randamentul termic teoretic, determinat cu formula t=1-1/(-1)/, este continuu cresctor cu , dup o curb cu concavitatea n jos (fig. 1.3.). Pentru o valoare dat 3 atinge maximul realizabil cnd T2T3 i 3max=/( - 1), unde este coeficientul adiabatic. n acest caz termic devine egal cu cel al ciclului Carnot care ar evolua ntre aceleai temperaturi extreme: t max=1-1/(3)(-1)/=1-T1/T3.

La creterea T3 i a , termic maxim crete (fig. 1.3.). Totui, indiferent de , la 3 maxim corespunztor fiecrei valori a raportului , suprafaa nchis n ciclu tinde spre zero i L mecanic net este nul. Sporul randamentului este dat de faptul c se anuleaz simultan numrtorul (L mecanic net) i numitorul (cantitatea de cldur Q1 primit n ciclu). Randamentul maxim teoretic devine, de fapt, limita unui raport de tip 0/0.

L mecanic compresie nu depinde de i crete cu , dup o curb cu concavitatea n sus. Cum L mecanic destindere crete cu , dup curbe cu concavitatea n jos, dar crete i cu , rezult c(fig. 1.4.):

GE

3 2

1

K TG

CA

4

2 1

Temperatura [K]

Entropia [kJ/(kgK)]

3

3 > 2 > 1


- pentru o valoare a impus L mecanic net evolueaz n funcie de dup curbe cu maxim; - pentru o valoare a impus L mecanic net maxim crete cu;, iar la creterea punctele de extrem ale curbelor de variaie a L mecanic net funcie de se deplaseaz spre valori mai mari ale .

Pentru dat se demonstreaz analitic c valoarea maxim a L mecanic net se obine la 2 egal cu media geometric a valorilor extreme, 2= (-1)/(2*). Randamentul termic obinut n acest caz este, evident, mai mic dect cel maxim.

10152025303540455055606570758085

2 4 8 16 32 64 128

256

Raportul de compresie

Ran

dam

entu

l ter

mic

, %

.

Randament Brayton teoretic Randament Carnot teta min Randament Carnot teta med Randament Carnot teta max

0100200300400500600700800900

1000110012001300

2 4 8 16 32 64 128

256

Raportul de compresie .

Lucr

ul m

eca

nic

, kJ

/kg

L compresor L turbina teta maxL net teta max L turbina teta medL net teta med L turbina teta minL net teta min

Figura 1.3. Variaia cu compresie a termic al ciclului Brayton teoretic, comparaie cu randamentul Carnot

Figura 1.4. Variaia cu compresie a lucrului mecanic net n ciclul Brayton teoretic, pentru diferite rapoarte

1.1.2. Ciclul Brayton real - variaia randamentului termic real i a lucrului mecanic net real pe 1 kg de fluid, n funcie de raportul de compresie i de raportul temperaturilor extreme.

Ciclul Brayton real are procese ireversibile, care degradeaz energia n raport cu cele ideale. Astfel: Procesele de compresie i destindere dei cvasi adiabate, sunt ne izentrope. Ireversibilitatea lor este

caracterizat prin randamentele interne ale celor dou maini (intern K iintern turbin). Amintim c: L Compresor real=L Compresor teoretic/intern K, deci intern KD aer).

AZ 5

GE

FA

3 2

1

0

K TG

CA

4

p2

p0 5

4 4t

3

2t 2

1 0

Temperatura [K]

Entropia [kJ/kg/K]


Figurile 1.7. i 1.8. evideniaz variaia funcie de K a L mecanic dezvoltat prin destindere n turbin, L mecanic consumat la compresie, L mecanic net i termic pentru un ciclu Brayton real. Valorile au fost calculate pentru:

agent motor tip gaz biatomic cvasi perfect, pentru care: a) cldurile specifice variaz numai n funcie de temperatur i b) moleculele au energie cinetic i n micare de rotaie;

trei valori ale rapoartelor temperaturilor extreme, aceleai ca mai sus; mrimi uzuale randamentelor interne i ale pierderilor relative de presiune.

0100200300400500600700800900

10001100

2 4 8 16 32 64 128


Lucr

ul m

ecan

ic,

kJ/k

g

Lucrul mecanic de compresie L. mec. de destindere, teta min L. mec. de destindere, teta med L. mec. de destindere, teta maxL. mec. net, teta min L. mec. net, teta med L. mec. net, teta max

8

12

16

20

24

28

32

3640

44

2 4 8 16 32 64 128

Raportul de compresieR

an

dam

en

tul t

erm

ic,

%

Rand. Brayton teta min Rand. Brayton teta med Rand. Brayton teta max

Figura 1.7. Variaia, n ciclul Brayton real, a L mecanic net funcie

de K, pentru diferite rapoarte temperaturi extreme Figura 1.8. Variaia, n ciclul Brayton real, a termic funcie de

K, pentru diferite rapoarte temperaturi extreme n figura 1.7. variaia cu K a L K real consumat de compresor i L T real dezvoltat n turbin are loc dup curbe

asemntoare cu cele de la ciclul teoretic. i n acest caz exist dou valori ale pentru care L T real = L K real i L net real=0: una apropiat de 1, cealalt mai mic dect valoarea similar pentru ciclul teoretic. Ca urmare, L intern net evolueaz dup o curb cu maxim. Deosebirile n raport cu ciclul ideal sunt acelea c:

A) L mecanic net maxim scade; B) valoarea K pentru care se maximizeaz L intern net, K(Lintern net max) e mai mic. Pentru K la care se anuleaz Lintern net, Q1 e diferit de zero i t real se anuleaz. Alura curbei de variaie a t real

funcie de K este una cu maxim (figura 1.8.). Valoarea K(t real max), la care se maximizeaz t real, este mai mare dect cea pentru care se maximizeaz Lintern net. Datorit reducerii Lintern real maximul randamentului ciclului Brayton real este cu mult mai cobort dect n ciclul teoretic, iar K(t real max) este i el mult mai sczut dect n ciclul ideal.

Pe ansamblu lucrul mecanic net i randamentul termic real sunt funcii multicriteriale, dependente de: A Rapoartele i . La creterea , cu meninerea celorlalte mrimi: 1) Lintern net crete, 2) t real crete i 3)

valorile K optime tehnic, K(Lintern net max), respectiv K(t real max), se majoreaz simultan. B Factorii de ireversibilitate: B1) randamentele interne ale compresorului i turbinei, respectiv B2) pierderile relative

de presiune, exprimate prin raportul T/K. C Raportul ntre debitul de gaze i cel de aer i coeficienii adiabatici ai celor dou fluide. Alegerea K din punct de vedere tehnico-economic trebuie s in seama de urmtoarele efecte contrare: Maximizarea L intern net pe 1 kg de fluid, prin alegerea K comparabil cu K(Lintern net max) crete puterea unitar i

reduce att debitul de fluid ct i numrul de trepte la compresor i la turbina propriu zis. Pe ansamblu, scade investiia specific n I.T.G. i se reduc cheltuielile fixe, dar randamentul e mai mic dect cel maxim, care s-ar atinge pentru K(t real max)>K(Lintern net max), deci cresc cheltuielile cu combustibilul.

Maximizarea t real, prin alegerea K comparabil cu K(t real max), duce la minimizarea consumului specific de combustibil pe unitatea de energie electric dezvoltat, reducnd cheltuielile variabile. n acelai timp, scade Lintern net pe 1 kg de fluid, ceea ce necesit un debit majorat de agent motor, iar numrul de trepte necesare la compresor i la turbina propriu zis crete, majornd investiia specific n I.T.G. i cheltuielile fixe.

Existena tendinelor contrarii duce la ideea c, pentru minimizarea costului electricitii, raportul K optim economic trebuie s fie n zona K[K(L intern net max)K(t real max)]. Fig. 1.9. (n care s-au marcat ca excepii T.G. care nu sunt n ciclu simplu, ci folosesc metode de carnotizare 1 ) prezint valori uzuale ale K pentru I.T.G. cu

1 n ciclul Brayton: a) mai multe compresii adiabate, cu rciri intermediare izobare, duc la un proces la sursa rece apropiat de izoterm, iar b) mai multe destinderi adiabate, cu nclziri intermediare izobare, duc la un proces la sursa cald apropiat de izoterm. Combinnd metodele de mai sus cu c) recuperarea intern de cldur, se apropie ciclul TG de ciclul Ericsson, al crui randament teoretic e egal cu al ciclului Carnot. Ca urmare, vom denumi cele 3 procedee: 1) fragmentarea compresiei cu rcire intermediar, 2) fragmentarea destinderii cu renclzire ntr-o a doua C.A. i 3) recuperarea intern de cldur, drept metode de carnotizare.


Pbg(4400) MWel. Din analiza ei se observ urmtoarele:

8101214161820222426283032343638404244

Puterea la bornele generatorului, MW

Ra

port

co

mpr

esie

, -

AHDExcepiiTendin ATendin HD

4

5 6,4

8 10

12,5

16

20 25

32 40

50 64

80

100

125

160

200

250

320

400

Figura 1.9. Valori uzuale ale K ale TG i tendine de variaie funcie de P bg

28

30

32

34

36

38

40

42

44

46


Ra

nda

men

tul e

lect

ric

bru

t, %


4

5 6,4

8

10

12,5

16

20 25

32 40

50 64

80

100

125

160

200

250

320

400

Figura 1.10. Valori uzuale ale el b al TG i tendine de variaie a acestuia funcie de P bg

I.T.G. aeroderivative, dezvoltate pe baza tehnologiilor din aviaie, care a) utilizeaz combustibil mai scump i b) au puteri unitare limitate folosesc rapoarte de compresie mai mari, apropiate de K(t real max).

I.T.G. heavy-duty, construite pentru aplicaii energetice, care a) pot utiliza combustibil mai ieftin i b) au puteri unitare mai mari, se realizeaz cu rapoarte de compresie mai mici, apropiate de K(Lintern net max).

La ambele tipuri de I.T.G. exist tendina de cretere a rapoartelor de compresie la majorarea puterii unitare; aceasta este mai pronunat la I.T.G. aeroderivative, dect la cele heavy-duty (vezi figura 1.9.).


180200220240260280300320340360380400420440460480500


Ener

gie

spec

ifica

, kJ

el/k

g aer


4

5 6,4

8 10

12,5

16

20 25

32 40

50 64

80

100

125

160

200

250

320

400

Figura 1.11. Valori uzuale ale W el sp ale TG i tendine de variaie a acesteia funcie de P bg Ca urmare a creterii K i la majorarea puterii unitare, randamentele electrice brute ale ITG, t el br, i energiile

specifice, Wsp=Pbg/Daer, kJ el/kg aer, cresc cu Pbg (vezi fig. 1.10., care prezint valori uzuale i tendine de variaie ale el b pentru diferite I.T.G. cu Pbg(4400) MWel i fig. 1.11., care prezint valori uzuale i tendine de variaie ale Wsp pentru diferite I.T.G. pe acelai domeniu de variaie a Pbg). Din analiza acestor figuri se observ c:

el b i Wsp sunt mai mari pentru I.T.G. aeroderivative, dect la I.T.G. heavy-duty; creterea el b cu Pbg e mai rapid pentru I.T.G. aeroderivative, dect la I.T.G. heavy-duty; att la I.T.G. aeroderivative, ct i la cele heavy-duty Wsp crete cu Pbg cu aceeai pant. 1.1.3. Ciclul Brayton real - influena raportului de compresie asupra posibilitilor de recuperare a

cldurii sensibile a gazelor de ardere evacuate din turbin

0100200300400500600700800900

10001100

2 4 8 16 32 64 128


Tem

pera

tura

, gr

d C

.

Temperatura la iesirea din compresorTemp. la iesirea din turbina, teta minTemp. la iesirea din turbina, teta medTemp. la iesirea din turbina, teta max

Figura 1.12. Variaia cu compresie a t2 aer i a t4 gaze ardere,

pentru un ciclu Brayton real

Principala mrime care influeneaz posibilitatea recuperrii cldurii gazelor de ardere evacuate din turbin, a) interne (la prenclzirea aerului n amonte de camera de ardere) i b) externe (la cogenerare, sau pentru producere suplimentar de lucru mecanic ntr-un ciclu cu abur recuperator), este temperatura gazelor la ieirea din turbin, t4. Aceasta variaz att n funcie de raportul de compresie, K, ct i de raportul temperaturilor, temp extr. Pentru valori impuse ale temp extr, valorile t4 scad la creterea K dup curbe cu concavitatea n sus (vezi curbele colorate i avnd markere din figura 1.12.).

Cum K(t real max)>K(L intern net max), rezult c ciclul simplu optimizat pentru maximizarea termic, cu K(t real max), realizeaz t4 mai mic, dect ciclul optimizat pentru maximizarea L specific net, respectiv a P unitare, cu K(L intern net max). Aceasta limiteaz: 1) cota de cldur recuperabil din gazele de ardere, ct i 2) nivelul termic la care se poate recupera aceasta. Pe de alt parte, pentru acelai K valorile t4 cresc cu temp extr, cernd creterea temperaturii maxime n ciclurile cu recuperare extern de cldur.

Recuperarea regenerativ (intern) a cldurii gazelor de ardere este posibil numai dac temperatura t4 este mai mare dect temperatura aerului la ieirea din compresor, t2. Aceasta

din urm nu depinde de raportul temperaturilor temp extr, ci doar de raportul de compresie, K. Variaia t2 n funcie de K este descris de o curb cresctoare cu concavitatea n sus (vezi curba neagr fr markere din figura 1.12.).


Figura 1.12. evideniaz c mrirea K pn la valori comparabile cu K(t real max) din ciclul simplu, poate duce la creterea t2 pn la valori mai mari dect t4, eliminnd posibilitatea recuperrii interne a cldurii gazelor evacuate.

Cum I.T.G. aeroderivative au K mai mari, dect cele heavy-duty, rezult c primele au valori ale t4 mai coborte. Spre exemplu, figura 1.13. prezint valori uzuale ale t4 la diferite I.T.G. cu Pbg(4400) MWel. Din analiza ei se observ:

valorile mai mari ale t4 pentru I.T.G. aeroderivative, n raport cu cele heavy-duty; creterea cu Pbg, a t4 pentru heavy-duty i scderea cu Pbg, a t4 pentru cele aeroderivative.

370

400

430

460

490

520

550

580

610

640


Tem

pera

tura

ga

ze ev

acu

are

, 0C


4

5 6,4

8 10

12,5

16

20 25

32 40

50 64

80

100

125

160

200

250

320

400

Figura 1.13. Valori uzuale ale t4 pentru TG i tendine de variaie a acesteia funcie de P bg

Efectele negative ale creterii K asupra posibilitii de recuperare, extern sau intern, a cldurii sensibile a gazelor de ardere reduc suplimentar interesul pentru folosirea K ridicate, apropiate de K(t real max) din ciclul simplu.

Pcsga

Pint K

Pint T Pint net

Pr+c+nPt cs aer

Pt comb

Pmec k Pel bg

Pmec Pgen

Figura 1.14. Diagrama fluxurilor energetice pentru o C.T.E. - T.G., innd seama de recircularea puterii de la turbin la compresor

Pentru cazul ciclului cu recuperare intern de cldur, randamentul termic se maximizeaz cnd cota de cldur recirculat este mare i t4>>t2, respectiv la rapoarte de compresie mai mici dect n ciclul simplu, care nu utilizeaz metode de carnotizare: K(t real max ciclul cu RI)


Pmec Pgen

Pbg Pt 1 Ptc

Pr+c+n Pcsga

PM K Pintern

PmecPierderi mecanice; Pm kP transmis la cupla I.T.G. ctre generator; PgenPierderile generatorului electric; PbgP electric brut (la bornele generatorului). Relaiile ntre fluxuri legate direct sunt definite prin

randamente pariale pe componente/procese: Randamentul camerei de ardere: CA=Pt1/Ptc=1-Pr+c+n/Ptc (1.1) Randamentul termic: t=Pintern/Pt1=1-Pcsga/Pt1 (1.2) Randamentul mecanic: mec=Pm k/Pintern=1-Pmec/Pintern (1.3) Randamentul generatorului: gen=Pbg/Pm k=1-Pgen/Pm k (1.4) Figura 1.15. Diagrama Sankey simplificat a C.T.E. - T.G.

Prin cuplarea lor se determin randamente pe grupe de instalaii i procese complexe: Randamentul la cupl: (pt. I.T.G. utilizate la antrenri mecanice) ef K=Pm k/Pt c=CA*t*mec (1.5) Randamentul electric brut: (pt. I.T.G. energetice) el brut=Pbg/Pt c=CA*t*mec*gen=ef K*gen (1.6)

Se observ c, la producerea exclusiv de electricitate: Randamentul brut, la bornele generatorului, poate fi scris ca un produs al randamentelor individuale. Ca i pentru ITA, el brut e mai mic dect cel mai mic dintre randamentele individuale, respectiv dect termic.

Pierderile energetice cele mai mari sunt asociate cldurii sensibile a gazelor de ardere.

n continuare vor fi discutate metodele de cretere a termic i, respectiv, a el brut. 1.3. Metode termodinamice de cretere a randamentului electric al I.T.G..

1.3.1. Ridicarea temperaturii maxime n ciclu i, corelat, a rapoartelor de compresie. Reamintim c analiza variaiei cu raportul de compresie K a performanelor tehnice ale unui ciclu Brayton real

simplu, care nu utilizeaz metode de carnotizare (figurile 1.7. i 1.8.), pentru un raport impus al T extreme ( = T3/T1), a dus la urmtoarele concluzii:

A) Exist dou rapoarte de compresie K optime tehnic: 1) (Lintern net max), la care L mecanic net per 1 kg de fluid se maximizeaz, respectiv 2) (t max), la care se maximizeaz termic, cresc la majorarea =T3/T1.

B) ntre cele dou rapoarte de mai sus exist relaia (Lintern net max)2 a= T3 a/T1

Figura 1.17. Reprezentarea n diagrama T - s a dou cicluri Brayton reale cu K i corelate, n sensul c, pentru 2=T3 b/T1>2=T3 a/T1

corespunde K b>K a

Figura 1.16. arat c, pentru un raport de compresie K=p2/p1 dat, creterea =T3/T1 duce la creterea simultan a lucrului mecanic net per 1 kg de fluid (respectiv a puterii unitare a ITG) i a randamentului termic. Totui, ridicarea exclusiv a raportului =T3/T1, fr creterea K, duce, la ridicarea temperaturii de evacuare a gazelor de ardere din turbin. Ca urmare temperatura medie inferioar a ciclului, Tmi, se majoreaz i sporul de randament este limitat.

Pe de alt parte, comparnd ntre ele performanelor tehnice optimizate ale dou cicluri Brayton real simple, cu rapoarte cresctoare ale T extreme (b=T3b/T1>a=T3a/T1), se observ c:

p2

p0

5 4 4t

3a

2t 2

1 0

Tem

pera

tura

[K

]

Entropia [kJ/kg/K]

3b

p0

5 4

4t

3a

2t 2a

1 0

Tem

pera

tura

[K

]

Entropia [kJ/kg/K]

3b

2b


1. Lintern net max(b)>Lintern net max(a), pentru b1(Lintern net(b)max)>a1(Lintern net(a)max); 2. termic max(b)>termic max(a), pentru b2(termic(b)max)>a2(termic(a)max); Din cele de mai sus rezult interesul pentru creterea simultan i corelat a i k , ca principal metod de

perfecionare a ciclurilor Brayton simple. Pe partea rece a ciclului aceasta: - permite meninerea temperaturii de evacuare a gazelor de ardere din turbin i a Tmi (vezi figura 1.16.); - nu afecteaz posibilitile de recuperare, intern sau extern, a cldurii sensibile a gazelor de ardere.

Obs: Creterea T3 este limitat tehnologic. I.T.G. mai vechi i Micro T.G. pe o linie de arbori, cu rotoare metalice compacte monotreapt se limiteaz la T3 maxime de 850875C (1.1251150 K), respectiv (3,94). Peste aceast T3 maxim apar restricii impuse de materialele ce lucreaz la temperaturi mari. Totui metoda creterii T3 maxim se poate aplica prin: a) folosirea de materiale speciale; b) rcirea componentelor de nalt temperatur (cea mai rspndit soluie este rcirea cu aer prelevat de la ieirea din compresor) i c) utilizarea combinat a celor dou metode.

Spre exemplu: Micro T.G. pe dou linii de arbori au rotoare ceramice n zona de nalt temperatur i pot atinge temperaturi maxime de 1.0001.150C (1.2751.425 K), respectiv (4,44,9).

I.T.G moderne de medie i mare putere, cu maini axiale, folosesc ambele metode i au atins valori ale T max de ordinul 1.0001.400C (1.3751.675 K), respectiv (4,85,8).

Unele TG de mare putere, pentru cicluri combinate gaze abur, au rcirea prii de nalt temperatur a TG cu abur din ciclul TA i ating valori ale T max de 1.4001.600C (1.6751.875 K), respectiv (5,86,5).

Menionm c, chiar pentru temperaturi ridicate de combustie, datorit temperaturii mari a aerului la ieirea din compresor, excesul de aer la CA a I.T.G. rmne mult mai mare dect la generatoarele de abur.

n condiiile unui raport impus i a corelrii cu acesta a valorilor pentru k, se mai pot aplica o serie de metode de perfecionare a ciclului Brayton, prin carnotizarea acestuia (vezi metodele de mai sus).

1.3.2. Fragmentarea compresiei cu rcire intermediar.

Figura 1.18. Schema termic a unei I.T.G. cu compresie fracionat i rcire intermediar

Figura 1.19. Reprezentarea n diagrama T - s a dou cicluri Brayton cu acelai K, ciclul simplu i cel cu compresie fracionat i rcire

intermediar.

Din punct de vedere termodinamic, aceast metod de cretere a termic urmrete coborrea T mi a ciclului. Fig. 1.18. prezint schema I.T.G. cu compresie fracionat i rcire intermediar, iar fig. 1.18. prezint ciclul Brayton real al acesteia n diagrama T-s. Se observ urmtoarele efecte asupra schimburilor energetice per 1 kg fluid:

1) scderea lucrului mecanic de compresie i, implicit, creterea lucrului mecanic net (n diagrama T-s se observ creterea suprafeei nchise n curba ce descrie ciclul);

2) creterea Q1 primite la CA, datorit coborrii temperaturii la ieirea din treapta final de compresie.

Dac se menine o destindere nentrerupt i acelai raport de compresie, metoda are ns un dezavantaj: duce i la coborrea temperaturii medii superioare, datorit scderii temperaturii aerului la intrarea n CA.. La ciclul cu procese ideale i meninerea constant a K global, fragmentarea compresiei cu rcire intermediar conduce chiar la scderea randamentului termic al ciclului teoretic.

n ciclul real, situaia se prezint diferit, deoarece: A) procesele de compresie nu sunt izentrope; B) rcirea intermediar are loc cu pierderi de

presiune; C) temperatura de rcire intermediar a aerului

este mai mare dect temperatura de aspiraie a aerului n prima treapt de compresie.

Aceste limitri i ireversibiliti permit ca, chiar la pstrarea aceluiai raport K global, s se poat obine,

prin fragmentarea compresiei globale, cu o repartizare optimizat a rapoartelor pe trepte, unele efecte pozitive asupra randamentului termic al ciclului real. Pentru analiz notm lucrul mecanic net n ciclul real de baz cu Lnet B i cantitatea de cldur intrat n acesta cu Q1 B. Randamentul termic realde baz, este t B=Lnet B/Q1 B. Pentru ciclul perfecionat:

L*net=Lnet B+Lnet=Lnet B*(1+Lnet/Lnet B) (1.7.), iar Q*1=Q1+Q1=Q1*(1+Q1/Q1) (1.8.) Rezult randamentul termic real n ciclul perfecionat:

*t=L*net/Q*1=t B*(1+Lnet/Lnet B)/(1+Q1/Q1 B) (1.9.)

p2 6t 4

3 2

6

1

Tem

pera

tura

[K

]

Entropia [kJ/kg/K]

5

CA

RI

GE

KIP

KJP

6

5 4

1

3 2

TG


Se observ c variaia randamentului termic real fa de cel de baz depinde de raportul (1+Lnet/Lnet B)/(1+Q1/Q1 B), sau, mai simplu, de (Lnet/Lnet B)/(Q1/Q1 B).

Figura 1.20. Reprezentarea n diagrama T - s a dou cicluri

Brayton: ciclul simplu cu K 1 i cel cu compresie fracionat i rcire intermediar avnd K gl 2>K 1

Astfel, dac: (Lnet/Lnet B)t B atunci se obine

un ctig de randament, dar sporul relativ al acestuia este mai mic dect sporul relativ al lucrului mecanic net.

Pe de alt parte, compresia fracionat cu rcire intermediar mrete simultan (Lnet max) i (t max). Rezult c efectul maxim al metodei se obine dac se aplic mpreun cu creterea K global. Calculele de optimizare termodinamic arat c, prin creterea K global de 5/44/3 ori fa de cel de baz i o repartiie optim a K global pe trepte, K pt KJP(K pt KJP)

1/3 (vezi i diagrama T-s din figura 1.20.), se pot realiza, simultan:

a) un ctig de randament de circa 23% din cel de baz; b) un spor de L mecanic net de circa 810% din cel de baz.

Ca inconvenient, menionm c, dac destinderea rmne nefracionat, majorarea K global reduce temperatura gazelor de ardere la evacuarea din T.G. propriu-zis i limiteaz posibilitile de recuperare extern a cldurii gazelor de ardere pentru producere de abur. Acest dezavantaj devine important n aplicaiile de cogenerare industrial sau la ITG naintae din ciclurile combinate.

Unele I.T.G. de medie-mare putere, cu compresie mari, folosesc compresia fracionat cu rcire intermediar la: A) aplicaii navale sau staionare ale ITG aeroderivative turbofan, pentru producie exclusiv de L mecanic; B) aplicaii staionare energetice - pentru producie de electricitate i / sau cogenerare urban (n acest caz se

poate recupera extern i o parte din cldura de la rcirea intermediar, dar coeficientul global de recuperare e mai mic i randamentul global n cogenerare scade n raport cu cel din ciclul simplu cu recuperare extern).

Figura 1.21. Schema termic a unei I.T.G. cu destindere fracionat i ardere intermediar

Figura 1.21. Reprezentarea n coordonate T - s a dou cicluri Brayton cu acelai K, ciclul simplu i cel cu

destindere fracionat i ardere intermediar

1.3.3. Fragmentarea destinderii cu ardere intermediar. Arderea intermediar este posibil tehnic datorit excesului

mare de aer la CA a ITG. Temperatura dup arderea intermediar este aproximativ egal cu temperatura dup CA1. Procedeul poate fi considerat o cale de cretere a randamentului termic teoretic, prin ridicarea temperaturii medii superioare, asemntoare cu supranclzirea intermediar a aburului la ciclul Rankine-Hirn.

Figura 1.21. prezint schema unei I.T.G. cu destindere fracionat i ardere intermediar, iar figura 1.22. prezint procesele din ciclul real de acest tip n diagrama T-s.

n figura 1.22. se observ c, dac se menine constant raportul de destindere metoda conduce, pe lng creterea Tms, i la creterea Tm i, datorit scderii parametrilor de intrare n turbina de joas presiune. n cazul proceselor ideale, aceasta face ca ciclul cu destindere fracionat i nclzire intermediar s poat avea, dac nu se alege corespunztor modul de mprire pe turbine a rapoartelor de destindere, chiar un randament mai mic dect cel realizabil n ciclul simplu cu acelai raport de compresie.

n ciclul real, efectele tehnice ale metodei asupra schimburilor energetice pe 1 kg de fluid de lucru sunt:

A) creterea L mecanic de destindere i a L mecanic net; sporul relativ de L mecanic net prin fragmentarea destinderii cu ardere intermediar e mult mai mare ca la fragmentarea compresiei cu rcire intermediar;

B) creterea cantitii de cldur intrate n ciclu, datorit consumului suplimentar de combustibil la CA2.

Rezult existena unor efecte contrare asupra randamentului. Notnd Q primit n ciclul de baz cu Q1 B i L mecanic net n acesta cu Lnet B, iar creterile lor cu Q1, respectiv Lnet, avem:

L*net=Lnet B+Lnet=Lnet B*(1+Lnet/Lnet B) (1.7.),

Q*1=Q1+Q1=Q1*(1+Q1/Q1) (1.8.) *t=L*net/Q*1=t B*(1+Lnet/Lnet B)/(1+Q1/Q1 B) (1.9.)

p4

p0

7 6

5

4 4t

0

p2

2 2t

3

1

Tem

pera

tura

[K

]

Entropia [kJ/kg/K]

TGJP

GE

FA AZ

7

6

5 4 3 2

1

0

K

TG 1

CAIP CAJP

5

p2 4

3 2

6

1

Tem

pera

tura

[K

]

Entropia [kJ/kg/K]


Se observ c:

Dac (Lnet/Lnet B)(Q1/Q1 B), metoda poat mri simultan att Lnet, ct i termic.

Creterea total, cu pstrarea p intrare n turbina de joas presiune, (vezi diagrama T-s din figura 1.23.), pstreaz T ms fr a reduce temperatura gazelor de ardere la evacuarea din T.G. propriu-zis. Astfel se pstreaz aceeai T mi, crete termic i se menin posibilitile de recuperare extern a cldurii.

Din p.d.v. al rapoartelor de compresie optime tehnic, (Lnet max) i (t max), metoda le crete simultan pe ambele.

Calculele de optimizare termodinamic arat c n ciclul cu procese ireversibile, inclusiv ardere intermediar neizobar (cu pierderi de presiune), este posibil ca, prin dublarea raportului global de compresie n raport cu ciclul de baz i alegerea corelat a rapoartelor de destindere pe turbine, destindere TJP( destindere TIP)

2, s se poat obine simultan urmtoarele sporuri raportate la valorile din ciclul de baz:

Figura 1.23. Reprezentarea n T - s a dou cicluri Brayton cu aceeai T maxim: ciclul simplu cu K 1 i ciclul cu destindere fracionat i ardere

intermediar cu K 2>K 1 a) un ctig relativ de randament de circa 34% i b) un spor relativ de lucru mecanic net de circa 2533%. Fragmentarea destinderii cu ardere intermediar se aplic la unele I.T.G. staionare heavy-duty de peste 200 MW,

folosite ca instalaii naintae n ciclurile combinate.

1.3.4. Recuperarea intern de cldur. Aceasta este o metod de cretere a randamentului termic, bazat pe folosirea unei cote din cldura sensibil a

gazelor de ardere evacuate din turbin, la prenclzirea aerului ntre ieirea din compresor i intrarea n CA. Din p.d.v. termodinamic, metoda conduce, datorit coborrii temperaturii de evacuare a gazelor de ardere din recuperatorul intern, la scderea T mi . Din punct de vedere al schimburilor energetice per 1 kg de fluid, se observ c lucrul mecanic net teoretic Lnet B e practic acelai n ciclul de baz i n cel perfecionat, dar cantitatea de cldur intrat n ciclul perfecionat scade cu Q1, devenind Q*1=Q1 B-Q1. Randamentul ciclului perfecionat devine:

*t=Lnet B/(Q1-Q1)=Lnet B/[Q1/(1-Q1/Q1 B)]=t B/(1-Q1/Q1 B) (1.10.) Teoretic, dac recuperarea intern e posibil tehnic, *t este ntotdeauna mai mare dect n ciclul de baz. Figura 1.24. conine schema termic a unei I.T.G. cu recuperare intern, iar figura 1.25. prezint n diagrama T-s

procesele din ciclul real al acesteia. Suprafaa de sub curba 56, de rcire a gazelor de ardere, este practic egal cu cea de sub curba 23, de nclzire a aerului n recuperator i reprezint, la scar, cldura recirculat.

n ciclul real, pierderile de presiune din schimbtorul de cldur recuperator fac ca turbina cu gaze propriu-zis a ciclului perfecionat s dezvolte un lucru mecanic mai mic dect n cel de baz. Ca urmare, lucrul mecanic net scade (L*net=Lnet B-Lnet), iar randamentul termic al ciclului perfecionat devine:

*t=L*net/Q*1=t B*(1-Lnet/Lnet B)/(1-Q1/Q1 B) (1.11.)

Figura 1.24. Schema termic a unei I.T.G. cu recuperare intern de cldur

Figura 1.25. Reprezentarea n diagrama T-s a procesului din I.T.G. cu recuperare intern de cldur

i n acest caz variaia randamentului termic real n raport cu cel de baz depinde de raportul (Lnet/Lnet B)/(Q1/Q1 B). Pentru valori ale


gaze aer pentru a putea recircula cldura (temperatura gazelor de ardere la ieirea din turbin trebuie s fie mai mare dect cea a aerului comprimat). innd seama de graficele de variaie a temperaturilor la ieirea din compresor i la ieirea din turbin prezentate mai sus n figura 1.12., cota de cldur reciclabil scade la creterea K . Aceasta limiteaz raportul maxim de compresie. Relaia ntre cele dou valori ale K optime tehnic, (t max) i (Lnet max) se modific radical, n sensul schimbrii ordinii acestora: (t max)


Figura 1.30. Ansamblu de 8 C.A. de volum mic. Figura 1.31. ITG cu CA inelar 3) Turbina propriu-zis, este o main axial multietajat (la puteri medii i mari vezi figura 1.32.), sau radial -

centripet (la Micro TG). Turbinele axiale moderne sunt prevzute cu sisteme de rcire a paletajului fierbinte cu aer de la compresor. Primele rnduri de palete fixe i mobile sunt goale prin interior. Aerul se introduce pe la baza lor i se evacueaz prin bordul de fug (vezi figura 1.33.).

Figura 1.32. T.G. propriu-zis n construcie axial

Figura 1.33. Fixarea paletelor mobile pe discul rotorului i circulaia aerului de rcire a paletelor mobile de nalt temperatur la o T.G.

Arhitectura clasic a I.T.G. medii i mari, cu maini mecanoenergetice axiale, pe o singur linie de arbori, este cu compresorul i turbina parcurse de fluide n acelai sens i camera de ardere amplasat ntre ele (vezi figura 1.34.).

Figura 1.34. Seciune printr-o ITG heavy-duty de mare putere

Acest aranjament al componentelor I.T.G. are multiple avantaje, permind:

Figura 1.35. I.T.G. cu generatorul electric cuplat la captul rece

(al compresorului)

A) antrenarea direct a compresorului de ctre turbin; B) echilibrarea forelor axiale asupra rotoarelor celor dou maini; C) legturi scurte att ntre compresor i CA, ct i ntre CA i TG; D) posibilitatea prelurii de aer de rcire de la compresor i transmitere a lui,

prin arbore, la TG. Pentru turaii identice ale mainilor rotative (n compresor=n turbin=n generator electric),

cuplarea mecanic a generatorului electric se poate face att la captul TG propriu-zise, ct i la cel al compresorului. A doua variant, prezentat n fig. 1.35., uureaz evacuarea gazelor de ardere spre cazanul recuperator i / sau spre co.

Cu toate avantajele arhitecturii clasice, datorit particularitilor a) constructive i cinematice (tipuri de maini mecanoenergetice, turaii de lucru) i b) de ciclu (fragmentarea compresiei i / sau destinderii, recuperarea intern de cldur, etc.) o serie de ITG de puteri mici i medii (Micro TG, I.T.G. aeroderivative i I.T.G. heavy-duty de puteri mici i medii) utilizeaz i alte scheme cinematice de cuplare a mainilor mecano-energetice, compresor(oare) i turbin(e), diferite de cele ale I.T.G. energetice mari.

K TG

CA G


1.4.2. Alegerea turaiilor i schemelor cinematice ale I.T.G. 1.4.2.1. Avantajele i limitele utilizrii turaiilor ridicate la I.T.G. Creterea turaiei mainilor mecanoenergetice urmrete reducerea gabaritului, consumului de metal i investiiei n

I.T.G, prin micorarea diametrelor, creterea vitezelor periferice, creterea raportului de compresie pe o treapt de compresor i de destindere pe o treapt de turbin, respectiv reducerea numerelor de trepte ale celor dou maini.

n plus, reducerea diametrelor, cu meninerea vitezelor axiale i a seciunilor de curgere, permite i un spor al termic. Aceasta mrete lungimea paletelor, reducnd degradarea energiei la curgerea prin compresor i turbin, astfel nct interne ale K i TG cu turaie ridicat, intern K i intern T, sunt mai mari dect cele de la I.T.G. de turaii mai mici, ciclul Brayton real se apropie de cel teoretic, iar t real crete.

Limita turaiei e dat de forele centrifuge. La creterea puterii, i a debitului de gaze, e necesar o seciune crescut de evacuare din turbin. Aceasta cere mrirea lungimii paletelor i a diametrului mediu al paletajului, ceea ce duce la creterea efortului unitar datorat forei centrifuge. De aceea, TG de tip heavy duty de puteri mari (Pbg>100 MW) sunt realizate uzual la turaiile de sincronism ale generatoarelor electrice cu p=1 grupare de poli (n=3 000 rot/min, la ca=50 Hz, respectiv n=3 600 rot/min, la ca=60 Hz) i cuplate direct la acestea.

Pe de alt parte, trebuie s inem seama c reductorul mrete costul instalaiei i reduce el brut (ca urmare a pierderilor mecanice suplimentare). Ca urmare folosirea turaiei ridicate e eficient tehnic i economic, dac:

A) reducerea costului ITG e mai mare dect costul reductorului i; B) sporul t real al ciclului ITG acoper pierderile mecanice din reductor. Soluia turaiilor ridicate se aplic uzual la I.T.G. mici i medii, cu Pbgn generator este constant, iar antrenarea generatorului se face prin reductor. La TG aeroderivative turboreactoare medii n TJP=n generator (figura 1.37.).

I.T.G. aeroderivative turbofan cu 2 sau 3 linii de arbori i dou compresoare de turaii diferite, au rapoarte mari de compresie i scheme cinematice complexe (figurile 1.38. i 1.39.).

nG 1.800 sau 1.500 rot/min, constant CA

nK = nT 15.000 rot/min, constant GE

TG

RTP

K

nTGJP = nG 3.000 rot/min(sau 3.600 rot/min)

nK = nTGIP (ridicat i variabil)

K

CA

TGIP TGJP


Figura 1.38 Schema unei I.T.G. aeroderivative turbofan pe dou linii de arbori, cu 2 compresoare i 2 turbine

Figura 1.39. Schema cinematic a unei I.T.G. aeroderivative turbofan pe trei linii de arbori, cu 2 compresoare i 3 turbine

n schema pe dou linii de arbori din Fig. 1.38. mainile energetice de joas presiune (KJP i TGJP) funcioneaz la turaie constant, egal cu cea a generatorului electric, iar KP i TGP la turaie ridicat i variabil cu ncrcarea.

Pentru cea mai complex schem (figura 1.39.): A) linia de turaie intermediar, variabil, cuprinde KJP antrenat de TGMP; B) linia de turaie ridicat, variabil, cuprinde KP, care este antrenat de TGP i C) generatorul electric este antrenat, direct sau prin reductor, de TGJP, la turaie constant. Rapoartele de compresie pe trepte trebuie corelate cu rapoartele de destindere pe turbine, astfel nct lucrul mecanic dezvoltat de fiecare din turbinele avnd turaii diferite de cea la care se realizeaz antrenarea generatorului electric s fie egal cu cel necesar la compresorul antrenat de aceasta.

Pe lng avantajele generale ale turaiilor ridicate i variabile, schema permite creterea K global, meninnd fiecare main mecano - energetic de compresie sau destindere la turaia optim de lucru.

1.4.2.4. Valori uzuale ale turaiilor ITG energetice de medie i mare putere Figura 1.40. prezint valori uzuale ale turaiilor I.T.G. cu Pbg(4400) MWel. La mainile pe mai multe linii de arbori

s-a reprezentat turaia turbinei JP, ce antreneaz generatorul electric. Din analiza acestui grafic se observ c: Pentru Pbg100 MWel, practic toate I.T.G. antreneaz direct generatoarelor electrice, avnd aceleai turaii cu ele.

2.5003.5004.5005.5006.5007.5008.5009.500

10.50011.50012.50013.50014.50015.50016.50017.500


Tura

tie,

rot/m

in

A HD

4

5 6,4

8

10

12,5

16

20 25

32 40

50 64

80

100

125

160

200

250

320

400

Figura 1.40. Valori uzuale ale n TG JP ale I.T.G. i tendine de variaie a acesteia funcie de P bg

1.4.2.5. Micro Turbine cu Gaze (Micro TG) Acestea folosesc maini mecano energetice mono treapt, similare turbosuflantelor de la M.P.: compresoare radial-

centrifuge i turbine radial-centripete (vezi figurile 1.41. i 1.42.). Principala caracteristic a ciclului termic al Micro T.G. este folosirea Recuperatoarelor Interne de a cldurii gazelor de ardere (RI), care prenclzesc aerul comprimat, amonte de CA. Unele au i Recuperatoare Externe (RE), pentru cogenerare. Din punct de vedere al schemelor cinematice:

Micro T.G. pe o linie de arbori (figura 1.41.) au turaii foarte ridicate (de ordinul 100 000 rot/min) i variabile, iar generatorul electric, cuplat direct, de construcie special (cu magnei permaneni), produce curent alternativ de frecven audio (peste 1 000 Hz). Acesta este convertit n curent alternativ de frecven industrial (50 sau 60 Hz) folosind dispozitive cu semiconductori.

TGIP

KP

KJP TGJP

CA

TGIP

KP

KJP TGMPCA

TGJP


Variantele pe dou linii de arbori (figura 1.42.) au o structur similar T.G. aeroderivative turbojet, pe 2 linii de arbori. Generatorul de gaze, are turaie foarte ridicat i variabil, iar turbina energetic, de turaie ridicat i constant (de ordinul 40 000 rot/min) antreneaz generatorul electric printr-un reductor de turaie. Raportul de demultiplicare al acestuia se alege n funcie de frecvena curentului n reeaua n care debiteaz generatorul.

Figura 1.41. Schema unei microturbine monoax Figura 1.42. Schema unei microturbine pe dou axe

1.5. Concluzii privind tipurile de I.T.G. energetice i caracteristicile lor I.T.G. energetice sunt clasificate convenional ca mai jos: 1. I.T.G. staionare, heavy-duty, care sunt realizate folosind tehnologii derivate din construcia TA i au

arhitectura clasic, definit mai sus (vezi figurile 1.26., 1.27.) se folosesc pentru: 1.1) C.T.E. de siguran i vrf i 1.2) C.T.E. de mare putere cu cicluri combinate gaze-abur.

2. I.T.G. energetice aeroderivative, mprite la rndul lor dup tipul motorului de aviaie adaptat, n maini: 2.1.) turbopropulsoare (cu toat puterea la elice vezi figura 1.36.), 2.2.) turboreactoare, sau turbojet (cu toat puterea n jet supersonic de gaze vezi figura 1.37.) i 2.3.) turboventilatoare, sau turbofan (cu toat puterea n jet subsonic de aer i gaze de ardere vezi figurile 1.38. i 1.39.).

3. Micro TG cu P(25500) kW folosite la producere distribuit, n special la C.E.T. urbane de mic putere. La puteri de pn la 100 KW sunt realizate pe o linie de arbori de turaie foarte mare (figura 1.41.), iar la puteri mai mari pe dou linii de arbori (figura 1.42.).

Puterile unitare, compresie, soluiile constructive i domeniile de utilizare ale I.T.G energetice sunt urmtoarele: 1.1.) I.T.G. heavy-duty de mare putere, realizate pe o linie de arbori, la aceeai turaie cu generatorul electric, au

puteri unitare mari, Pbg(80360) MW i (Lintern net max). Aceste caracteristici reduc investiia specific; i ridic temperatura gazelor evacuate, mbuntind condiiile de recuperare extern a cldurii. Sunt folosite la C.T.E. de vrf, precum i la C.T.E. cu cicluri combinate gaze-abur, cu TA de condensaie sau cogenerare.

1.2.) I.T.G. heavy-duty de mic / medie putere, cu Pbg(580) MW, ca i 2.1.) I.T.G. aeroderivative turbopropulsoare, cu Pbg(216) MW, au (Lintern net max), linie unic de arbori pentru I.T.G., dar la turaie ridicat, cu antrenarea generatorului prin reductor de turaie.

2.2.) I.T.G. aeroderivative turbojet au Pbg(1640) MW; [(Lintern net max) (t max)], dou linii de arbori ale I.T.G., din care: 2.2.1) ansamblul format din compresor i turbina IP cu turaie ridicat i variabil este generatorul de gaze fierbini i sub presiune, pentru 2.2.2) turbina J.P. care are turaie mai sczut i constant i antreneaz generatorul, direct sau prin reductor.

2.3.) I.T.G. aeroderivative turbofan, au Pbg(2560) MW i


1.6. Aplicarea combinat a metodelor de perfecionare a ciclurilor I.T.G.. Ca i n cazul ciclurilor Rankine-Hirn ale C.T.E. i C.E.T. cu I.T.A., i metodele de perfecionare a ciclului Brayton din

C.T.E. i C.E.T. cu I.T.G (incluznd n aceast categorie i creterea turaiilor de lucru, pentru majorarea randamentelor interne ale compresiei i destinderii) se pot aplica simultan i corelat, funcie de gradul lor de complementaritate i de tipul de energie util. n continuare vom prezenta principial cteva combinaii uzuale: Schemele cinematice cu mai multe linii de arbori favorizeaz folosirea compresiei fracionate, cu rcire ntre compresorul de joas presiune i cel de nalt presiune, i /sau destinderea fracionat, cu ardere intermediar ntre turbinele de nalt / medie presiune sau medie / joas presiune. Compresia fracionat cu rcire intermediar poate fi practicat n aplicaii de cogenerare urban mpreun cu recuperarea extern de cldur, dac prima treapt de rcire a aerului se face cu AF din returul reelei termice. Destinderea fracionat cu ardere intermediar poate majora uor temperatura gazelor de ardere la ieirea din turbina de joas presiune i crete gradul recuperrii externe de cldur. Recuperarea intern de cldur se folosete la unele I.T.G. navale sau staionare de ordinul zecilor de MWel, n combinaie cu compresia fracionat i rcirea intermediar. Aceasta din urm coboar temperatura aerului la ieirea din compresor i majoreaz cota de cldur recirculat.

Pe de alt parte, nu se recomand utilizarea simultan a metodelor cu efecte contrare asupra performanelor dorite a se realiza n aplicaii specifice. Ex: recuperarea intern a cldurii gazelor de ardere reduce posibilitile de recuperare extern i nu este recomandat pentru cogenerare industrial.

1.7. Funcionarea I.T.G n regimuri nenominale staionare i tranzitorii. 1.7.1. Funcionarea I.T.G. n regimuri nenominale staionare. Comportarea la sarcini pariale.

Cauzele regimurilor nenominale ale ITG pot fi de dou tipuri: 1) externe (variaia parametrilor pe contur) sau 2) impuse de operator (reducerea ncrcrii sub cea maxim admisibil n condiiile externe date).

Influena condiiilor atmosferice. Compresorul I.T.G. aspir aer din atmosfer, ca urmare performanele I.T.G. se vor modifica datorit variaiei densitii acestui aer. Performanele de catalog se definesc pentru parametri normai. Condiiile recomandate de International Standard Organisation (I.S.O.) sunt: A) presiune absolut: 760 mm Hg sau 1,01325 bar; B) temperatur: 15 C; C) umiditate relativ: 60 % ; D) pierderi nule de presiune la aspiraie i refulare. La alte valori ale presiunii, temperaturii sau umiditii, n condiiile unui debit volumetric aspirat aproximativ constant, se modific debitul masic de aer la intrarea n compresor. n plus, la turaie constant a compresorului, raportul de compresie variaz cu densitatea fluidului din acesta. Modificarea compresie atrage dup sine variaia lucrului mecanic specific i a randamentului.

Ca urmare a celor de mai sus, pentru fiecare ITG furnizorul indic factori de corecie a Pbg i a el br la modificarea presiunii temperaturii i umiditii aerului. Exemple: 1) O ITG amplasat la h=1900 m, pentru care presiunea la aspiraie scade la circa 0,8 bar, va putea dezvolta cel mult 80% din Pnominal ISO. 2) Iarna, cnd taer scade cu circa 30C, o ITG cu pnominal la aspiraie poate dezvolta, la p atmosferic ISO, o supraputere de circa 8%, n condiiile unui spor de de circa 2% din cel realizabil la condiii ISO.

Comportarea I.T.G. la sarcini pariale impuse de operator depinde de modul de reglare. 1. Cel mai simplu mod de reglare este cu meninerea constant a debitului de aer i reducerea debitului de

combustibil (cazul I.T.G. cu turaie constant a compresorului i fr posibiliti de reglare eficient a debitului de aer aspirat). Principalul dezavantaj energetic i economic al acestei soluii este coborrea T maxime n ciclu, fapt care reduce T ms i nrutete termic i L mecanic specific la sarcini pariale. Consumul de combustibil la mers n gol poate ajunge n acest caz pn la 25% din cel de la sarcina nominal.

2. Reglarea eficient energetic a I.T.G. cere meninerea temperaturii maxime n ciclu, modificnd simultan i corelat debitul de aer i de combustibil. Funcie de schema cinematic a ITG, se poate realiza pe diferite ci: 2.1. La I.T.G. heavy-duty i aeroderivative turbopropulsoare, cu turaie constant a compresorului axial,

caracteristica acestuia se poate modifica variind unghiul paletelor statorice-anterotorice. La unele I.T.G. de medie i mare putere se realizeaz i reglajul paletelor statorice dintre irurile rotorice 1 i 2 sau chiar i cel de la paletele dintre irurile 2 i 3. La sarcini pariale apropiate de cea nominal, Pbg/Pbg nom(80100) % soluia menine randamentul ITG la valori de peste 95 % din cel nominal, dar mai mic dect acesta. La ncrcri mai mici randamentul scade mai puin dect n cazul 1. Consumul de mers n gol atinge circa 15% din cel nominal, fiind mai mic dect n cazul 1.

2.2. ITG pe dou sau trei linii de arbori, din care cel puin una de turaie variabil, beneficiaz de fenomenul de autoreglare. Spre exemplu, la ITG aeroderivative turbojet, reducerea debitului de combustibil micoreaz L destindere n turbina de nalt presiune (TIP). Aceasta micoreaz turaia ansamblului TIP + compresor i debitul de aer aspirat. Raportul aer/combustibil variaz mult mai puin dect n cazul 1.

2.3. Metodele combinate, bazate pe modificarea caracteristicii compresorului (2.A.) i autoreglarea turaiei la linia(ile) de arbori a(le) compresorului(oarelor) asigur meninerea randamentului ITG la sarcini pariale apropiate de cea nominal - Pbg/Pbg nom(80%100%) aproape constant. La ncrcri mai mici randamentul scade mai puin dect n oricare din metodele de mai sus.

1.7.2. Pornirea I.T.G.. Pornirea instalaiilor energetice constituie unul din cele mai importante regimuri tranzitorii. Specificul ITG este acela

c la pornire necesit L mecanic din exterior la antrenarea compresorului. Puterea de lansare poate fi 47 % din cea net


la cupla ITG. Cota depinde de schema cinematic a ITG, fiind mai mare la TG pe o linie de arbori, la care motorul trebuie s pun n micare tot ansamblul de maini mecano-energetice), respectiv mai redus la cele pe dou sau trei linii de arbori, la care se lanseaz doar linia de turaie ridicat i variabil. Motorul de lansare poate fi:

O main electric motoare separat, de curent continuu (la ITG mici) sau curent alternativ. n al doilea caz creterea progresiv a turaiei n cursul pornirii se poate realiza prin alimentare cu c.a. de frecven variabil obinut prin redresare invertare, n dispozitive cu semiconductoare.

Generatorul electric al ITG, folosit ca motor sincron, alimentat cu c.a. de frecven variabil. Un motor cu ardere intern. Aceast soluie este folosit la I.T.G. de mare putere folosite ca instalaii de vrf,

pentru a elimina consumul de electricitate la pornire. Etapele generale ale pornirii unei I.T.G. pe dou linii de arbori (vezi figura 1.43.) sunt: pregtirea pornirii (verificri, alimentarea circuitelor, stabilirea circulaiei uleiului, etc.); lansarea cu ajutorul motorului de pornire, ridicarea vitezei de rotaie a liniei de arbori de turaie ridicat i

variabil pn la circa 30 % din cea nominal; meninerea turaiei pe acest prim palier pn la stabilizarea unui regim termic intermediar; introducerea combustibilului la CA, aprinderea i creterea turaiei peste cea a primului palier; decuplarea motorului de pornire cnd P dezvoltat de turbina IP e suficient pentru antrenarea compresorului; creterea vitezei de rotaie a axei de turaie ridicat i variabil pn la circa 75 % din cea nominal; creterea vitezei de rotaie a turbinei energetice, de turaie redus, pn aproape de cea nominal; punerea n paralel a generatorului electric i meninerea pe al doilea palier a vitezei de rotaie a axei de turaie

ridicat i variabil pn la stabilizarea unui regim termic apropiat de cel nominal; creterea debitului de combustibil i ncrcarea controlat a generatorului electric.

Figura 1.43. Diagrama de pornire a unei I.T.G. pe dou linii de arbori

Duratele i succesiunea secvenelor de pornire, indicate pentru fiecare I.T.G. de constructor, depind de: A) rolul I.T.G. n sistemul energetic din care fac parte:

- de intervenie, cu porniri neprogramate foarte rapide, sub 12 minute; - de vrf, cu porniri zilnice programate, n circa 1525 minute; - de semivrf, semibaz sau baz, cu pornire n circa 2040 minute (la CCGA pornirea ansamblului ITG + ITA se lungete chiar peste acest interval, din cauza ineriei termice a ITA);

B) condiiile anterioare pornirii: - din stare rece, dup o oprire de durat, caz n care durata pornirii este mare; - din stare semi-cald sau cald (dup opriri medii) - din stare fierbinte (dup opriri de scurt durat).

Pentru orice maini termice motoare, regimurile de pornire consum din durata de via. n cazul I.T.G., datorit temperaturilor ridicate de funcionare, acest consum este ridicat. Pentru prelungirea duratei de via I.T.G. moderne sunt prevzute cu sisteme de pornire automat care controleaz parametrii termici i mecanici, limitnd vitezele de nclzire, ridicare a turaiei i ncrcare funcie de parametri msurai.

1.8. Recuperarea extern de cldur de la I.T.G. pentru cogenerare 1.8.1. Principii, diagrama fluxurilor energetice i indicatori de performan ai C.E.T. cu I.T.G.

Cele mai performante I.T.G. pentru producere de electricitate realizeaz, prin aplicarea corelat a metodelor de cretere a termic, valori ale el brut 45 %. n aceste condiii, principala metod de cretere a global de utilizare a cldurii dezvoltate prin arderea combustibilului la I.T.G. energetice este recuperarea de cldur. De la I.T.G. nu se pot recupera pierderile prin radiaie, convecie i nearse, cele mecanice i cele ale generatorului electric.

Prin recuperarea extern a cldurii sensibile a gazelor de ardere cu ajutorul unui Cazan Recuperator, CR, o


C.T.E. T.G. se poate transforma ntr-o C.E.T. T.G. (vezi figura 1.44.). Figura 1.45. conine diagrama T-s pentru C.E.T. - T.G. cu recuperare extern parial a cldurii gazelor de ardere. n aceasta, suprafaa de sub curba 4-5 reprezint, la scar, cldura recuperat. Diagrama fluxurilor energetice pentru C.E.T. - T.G. recuperativ este cea din figura 1.46.. n aceasta s-a limitat reprezentarea la fluxurile de energie util brut.

Figura 1.44. Schema termic de principiu a unei C.E.T. - T.G. exclusiv recuperative

Figura 1.45. Reprezentarea n T-s a procesului din T.G. cu recuperare extern de cldur

Figura 1.46. Diagrama fluxurilor energetice pentru o C.E.T. - T.G. exclusiv recuperativ Pentru CR se definete coeficientul de recuperare a pierderilor din cldura sensibil a gazelor de ardere: rec csga=Prec csga/Pcsga


C) La consumuri termice mai mici dect puterea termic recuperabil de la I.T.G. care funcioneaz la sarcina nominal, se pot realiza dou tipuri de regimuri, fiecare din ele cu avantajele i limitele lui:

funcionare dup sarcina electric, cu ocolirea parial, a cazanului recuperator; n acest caz se menine consumul nominal de combustibil, dar cldura util scade i se reduce randamentul global;

funcionare dup sarcina termic, fr ocolirea CR, cu reducerea debitului de combustibil la C.A. a T.G. pn cnd Q recuperat devine egal cu necesarul consumatorului; n acest caz randamentul global i indicele de structur rmn la valori apropiate de cele nominale, dar producia de electricitate scade.

Rezult c ne simultaneitatea consumurilor de electricitate i cldur poate obliga C.E.T.-T.G. s funcioneze n regimuri dezavantajoase tehnic (cu randament global mai redus) sau dezavantajoase economic (cu un grad limitat de utilizare a puterii electrice nominale).

Pentru comparaie, menionm c la I.T.A. de cogenerare: T.A. cu contrapresiune pot funciona doar dup sarcina termic. T.A. cu condensaie i priz reglabil au, datorit cozii de condensaie o oarecare elasticitate, putnd urmri

att sarcina electric, ct i pe cea termic, dar au randament global mai redus.

1.8.3. Coeficientul de recuperare a cldurii de la I.T.G.; tipuri de C.R. i diagramele t-q ale lor. Dac se neglijeaz pierderile prin convecie i radiaie ale C.R., coeficientul de recuperare n C.R. a pierderilor prin

cldura sensibil a gazelor de ardere se definete cu relaia: rec csga=P rec csga/P csga=D ga*c p ga*(T4-T5)/[D ga*c p ga*T4-D aer*c p aer*T0] (1.12.) Considernd D gaD aer i c p gac p aer, relaia de mai sus devine: rec csga(T4-T5)/(T4-T0)(t4-t5)/(t4-t0)


diagramei de transfer de cldur a CR i performanele energetice ale acestora.

t4

t5 CAF

treturAFttur AF

40

80

120

160

200

240

280

320

360

400

440

480

520

0 20 40 60 80 100Procente din puterea termica transferata

tem

pera

turi

le a

gen

tilo

r te

rmic

i, 0C

tgazetAF

t5

t4

tapa alimentare

tsaturatie

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

550

0 20 40 60 80 100Procente din puterea termica transferata

tem

pera

turile

a

gen

tilo

r te

rmic

i, 0C

tgazetapa-abur

Figura 1.49. Diagrama t-q a unui CAF recuperator Figura 1.50. Diagrama t-q a unui GA recuperator cu o presiune de producere a aburului Din analiza comparativ a diagramelor t-q pentru CAF (figura 1.49.) i G.A. (fig. 1.50.) se observ urmtoarele:

Pentru CR de tip CAF, diferena minim de temperatur se realizeaz la captul rece al cazanului i t5=t co=t retur AF+t minim. Aceasta coboar t5 i majoreaz rec csga.

Pentru CR de tip GA, diferena minim de temperatur se realizeaz ntre gazele de ardere care trec din vaporizator spre economizor i temperatura de saturaie a amestecului ap-abur din vaporizator. Cu ct presiunea aburului produs crete, temperatura de saturaie este mai mare, fapt care ridic t5=t co i coboar rec csga sub valorile de la CAF. Aceasta reduce randamentul global sub cel realizabil la CR tip CAF.

Pentru ambele tipuri de CR ridicarea temperaturii gazelor de ardere la intrarea n CR majoreaz numrtorul i numitorul raportului ce definete rec csga. Dac ntr-un raport subunitar se majoreaz att numrtorul ct i numitorul cu aceeai cantitate, valoarea raportului crete. Rezult c creterea temperaturii gazelor la intrarea n CR majoreaz rec csga i randamentul global al C.E.T. cu I.T.G..

1.9. Recuperarea de cldur de la T.G. pentru cogenerare, combinat cu postcombustia 1.9.1. Principii tehnice, diagrama Sankey, randament, indice de structur

Postcombustia este un procedeu tehnic de mrire a temperaturii gazelor de ardere la intrarea n cazanul recuperator, prin folosirea lor drept comburant pentru un combustibil secundar, de calitate inferioar celui folosit la CA a I.T.G.. Aceasta este posibil datorit excesului mare de aer la CA a I.T.G.. Din p.d.v. al oxigenului disponibil n gazele de ardere, puterea termic ce se poate dezvolta prin post ardere poate s fie chiar dubl n raport cu cea de la CA a ITG. Dac aceasta este, totui, insuficient se poate aduga aer atmosferic (ardere suplimentar).

Figura 1.51. Schema de principiu a unei C.E.T. T.G. cu recuperare i postcombustie

Figura 1.52. Diagrama fluxurilor energetice pentru o C.E.T. T.G. cu recuperare i postcombustie

Figura 1.51. prezint schema termic de principiu a unei C.E.T. - I.T.G. cu recuperare i postcombustie, iar figura 1.52. diagrama fluxurilor energetice pentru aceast instalaie. Cantitile de cldur dezvoltate prin arderea combustibililor s-au notat cu:

Ptc 1, pentru energia dezvoltat de combustibilul superior la CA, respectiv Ptc 2, pentru cea dezvoltat de combustibilul adiional, la Cazanul Recuperator cu Postcombustie - CRP. Cantitatea total de cldur intrat n CRP este:

ap la co

abur

CRP 5

GE

FA

3 2

1

0

K TG

CA

4

Pcgsa Pt1

Ptc 1

Pm Pgen

Pintern

PCA

Pmk

Pt brut

Pbg

PCRP

Ptc 2 Pintr CRP


Pintr CRP=Pcsga+Ptc 2=Ptc 1*CA*(1-t)+Ptc 2 (1.16.)

Pierderile CRP, PCRP, includ cldura sensibil a gazelor de ardere evacuate la co, nearsele, radiaia i convecia, etc. Energia termic transmis agentului de lucru la cazan este notat ca Pt brut

Cu aceste notaii randamentul CRP, CRP, devine: CRP=Pt brut/Pintr CRP=1-PCRP/Pintr CRP (1.17.) iar indicele de structur a energiei utile, ystr C.E.T.-T.G., se poate scrie ca: ystr C.E.T.-T.G.=Ptc 1*CA*t*mec*gen/{[Ptc 1*CA*(1-t)+Ptc 2]*CRP} (1.18.), sau: ystr C.E.T.-T.G.=CA*t*mec*gen/{[CA*(1-t)+Ptc 2/Ptc 1]*CRP} (1.18.) Randamentul global brut este: gl brut C.E.T. T.G.=(Pel brut+Pt brut)/(Ptc 1+Ptc 2) (1.19.), sau: gl brut C.E.T. T.G={CA*t*mec*gen+[CA*(1-t)+Ptc 2/Ptc 1]*CRP}/(1+Ptc 2/Ptc 1) (1.19.) Se observ c postcombustia: a. ridic temperatura la CRP i intensific transferul de cldur, b. mrete cantitatea de cldur livrabil i asigur o elasticitate sporit n funcionare, prin reglarea debitului

adiional de combustibil n funcie de consumul de cldur, c. mbuntete randamentul global, att n raport cu cel de la I.T.G. cu recuperare i fr postcombustie, ct i cu

cel de la livrare de vrf cu ardere separat a combustibilului inferior; dar d. reduce ystr C.E.T.-T.G., mrind cantitatea de cldur livrat, pentru aceeai producie de electricitate.

1.9.2. Tipuri de cazane recuperatoare cu postcombustie. La postcombustia mono treapt avansat (care utilizeaz aproape integral oxigenul din gazele de ardere)

temperatura crete iar transferul de cldur nu mai poate fi exclusiv convectiv. La temperaturi mari, datorit transferului termic mai puin intens de la perete la abur, supranclzitorul nu mai poate fi amplasat n zona de intrare a CRP, iar circulaia nu poate fi meninut n contracurent.

n practic se utilizeaz o mare varietate de CRP, care difer prin: 1) tipul proceselor de transfer de cldur:

cu transfer de cldur preponderent convectiv, sub circa 800850 C, cu transfer de cldur radiativ (n zona focarului) i convectiv sub 800850 C;

2) agenii care preiau cldura: Cazane de Ap Fierbinte, CAF, Generatoare de Abur, GA, care pot avea una, dou sau trei presiuni de producere a aburului; Combinaii, CAF + GA;

3) circulaia relativ a agentului nclzit n raport cu gazele de ardere cu circulaie relativ n contracurent (soluie care maximizeaz rec csga i temperatura agentului nclzit,

minimiznd distrugerea de exergie la transferul de cldur, cu circulaie relativ n echicurent, cu circulaie relativ n curent ncruciat, combinaii ale soluiilor de mai sus, care cuprind zone cu circulaii relative diferite;

4) modul de utilizare a post combustiei: cu post combustie intermitent; cnd CRP lucreaz exclusiv recuperativ la sarcini termice mici; cu post combustie permanent;

5) numrul de trepte de introducere a combustibilului (minim una i maxim maximorum trei); 6) domeniul de reglare a debitului de combustibil suplimentar. n practic criteriile de mai sus nu sunt independente. Pentru exemplificare menionm urmtoarele soluii: A) CAF cu postcombustie avnd transfer de cldur radiativ i convectiv. Datorit temperaturii joase a

agentului caloportor i transferului termic intens de la perete la AF, acestea pot funciona cu postcombustie reglabil ntr-un spectru larg: de la minimum tehnic pn la postardere cvasi complet. La postcombustie ele funcioneaz exclusiv convectiv, suprafaa radiativ ncepnd s lucreze la grade de postcombustie mari.

B) GA n contracurent, convective, cu postcombustie mono treapt, amonte de CRP. Fig. 1.53. prezint schema unui CR convectiv cu recuperare + postcombustie limitat amonte, format din GA cu o presiune de producere a aburului i o suprafa suplimentar pentru AF. Domeniul de reglare a post combustiei e n acest caz de la zero (fr arztor) pn la limita permis de transferul de cldur convectiv.

C) GA n contracurent cu supranclzitor convectiv, amplasat amonte de postcombustie, i vaporizator radiativ + convectiv (vezi figura 1.54.). Aceast soluie permite meninerea unei construcii n contracurent, i, la limit, funcionarea exclusiv recuperativ a GA.

D) GA convective n contracurent cu postcombustie n trepte, utilizate n special pentru mai multe nivele termice de cedare a cldurii. Prima treapt se amplaseaz amonte de cazan, iar celelalte ntre nivelele termice. Reglajul debitului de combustibil n fiecare treapt se face astfel nct s se menin tga


ridicat necesar transferului radiativ la vaporizator. n acest caz se renun la construcia n contracurent, dar GA nu mai poate funciona n regim exclusiv recuperativ.

Figura 1.53. CR convectiv cu recuperare + postcombustie limitat amonte de suprafeele de transfer de cldur

Figura 1.54. Schema de principiu a unui cazan radiativ + convectiv cu recuperare + postcombustie medie.

1.9.3. Arderea suplimentar Postcombustia, folosind drept comburant doar Oxigenul remanent din gazele de ardere, limiteaz debitul de

combustibil adiional i puterea termic dezvoltat de acesta. n unele cazuri, puterea termic ce trebuie cedat agentului nclzit pentru acoperirea necesarului de cldur de vrf, e mai mare dect cea care se poate obine prin post ardere, Pentru aceasta se poate introduce suplimentar la cazanul cu recuperare i postcombustie aer atmosferic, fapt ce permite creterea debitului de combustibil i a puterii termice dezvoltate prin arderea acestuia, respectiv a puterii termice transmise agentului caloportor.

Introducerea de comburant suplimentar, aer atmosferic, denumit uzual ardere suplimentar, se aplic de obicei intermitent, n perioadele cu consumuri termice mari. Soluiile constructive uzuale ale CRP cu ardere suplimentar sunt cele de tip C) i E) din enumerarea de mai sus.


CUPRINS Denumirea capitolului / subcapitolului Pagina

1. C.T.E. I C.E.T. CU I.T.G. ......................................................................................................................1 1.1. Ciclul Brayton teoretic i real. Variaia performanelor I.T.G. cu ciclu simplu, n funcie de raportul de compresie i de raportul temperaturilor extreme...............................................................1

1.1.1. Ciclul Brayton teoretic variaia randamentului termic teoretic i a lucrului mecanic net teoretic per 1 kg de fluid n funcie de raportul de compresie i de raportul temperaturilor extreme ........................................................................................................................................ 1

1.1.2. Ciclul Brayton real - variaia randamentului termic real i a lucrului mecanic net real pe 1 kg de fluid, n funcie de raportul de compresie i de raportul temperaturilor extreme. ............ 2

1.1.3. Ciclul Brayton real - influena raportului de compresie asupra posibilitilor de recuperare a cldurii sensibile a gazelor de ardere evacuate din turbin ..................................................... 5

1.2. Diagrama Sankey a C.T.E. cu I.T.G.; randamente ..........................................................................6 1.3. Metode termodinamice de cretere a randamentului electric al I.T.G...........................................7

1.3.1. Ridicarea temperaturii maxime n ciclu i, corelat, a rapoartelor de compresie..................... 7 1.3.2. Fragmentarea compresiei cu rcire intermediar. .................................................................... 8 1.3.3. Fragmentarea destinderii cu ardere intermediar. ................................................................... 9 1.3.4. Recuperarea intern de cldur. .............................................................................................. 10

1.4. Componentele, arhitectura i turaiile de lucru ale I.T.G. energetice. .....................................11 1.4.1. Componentele I.T.G. i cuplarea lor n arhitectura clasic.................................................. 11 1.4.2. Alegerea turaiilor i schemelor cinematice ale I.T.G. ............................................................ 13

1.4.2.1. Avantajele i limitele utilizrii turaiilor ridicate la I.T.G. .............................................................................13 1.4.2.2. I.T.G. mici i medii pe o linie de arbori de turaie ridicat i constant ........................................................13 1.4.2.3. I.T.G. medii i mici pe mai multe linii de arbori .........................................................................................13 1.4.2.4. Valori uzuale ale turaiilor ITG energetice de medie i mare putere.............................................................14 1.4.2.5. Micro Turbine cu Gaze (Micro TG) ...........................................................................................................14

1.5. Concluzii privind tipurile de I.T.G. energetice i caracteristicile lor ............................................15 1.6. Aplicarea combinat a metodelor de perfecionare a ciclurilor I.T.G.. ........................................16 1.7. Funcionarea I.T.G n regimuri nenominale staionare i tranzitorii. ..........................................16

1.7.1. Funcionarea I.T.G. n regimuri nenominale staionare. Comportarea la sarcini pariale.... 16 1.7.2. Pornirea I.T.G.. .......................................................................................................................... 16

1.8. Recuperarea extern de cldur de la I.T.G. pentru cogenerare.................................................17 1.8.1. Principii, diagrama fluxurilor energetice i indicatori de performan ai C.E.T. cu I.T.G. .... 17 1.8.2. Caracteristicile cogenerrii la I.T.G.; comparaie cu cazul I.T.A. ........................................... 18 1.8.3. Coeficientul de recuperare a cldurii de la I.T.G.; tipuri de C.R. i diagramele t-q ale lor. .. 19

1.9. Recuperarea de cldur de la T.G. pentru cogenerare, combinat cu postcombustia.................20 1.9.1. Principii tehnice, diagrama Sankey, randament, indice de structur .................................... 20 1.9.2. Tipuri de cazane recuperatoare cu postcombustie. ................................................................ 21 1.9.3. Arderea suplimentar................................................................................................................ 22

curs tppe 14-15 itg

Documents