3. INSTALAŢII DE TURBINE CU ABUR ŞI CU GAZE – CICLURI ŞI

SCHEME TERMICE, CICLURI MIXTE GAZE-ABUR,

3.1. Ciclul cu turbin ă cu abur

3.1.1. Ciclurile termice ale instalaţiilor de turbine cu abur clasice Ciclurile termice ale instalaţiilor de turbine cu abur clasice sau convenţionale realizează transformarea energiei primare a combustibililor clasici

solizi, lichizi sau gazoşi în lucru mecanic. Cea mai simplă instalaţie energetică clasică în care fluidul de lucru este aburul cuprinde (fig. 3.1): GA - generatorul de abur (cazan de abur); T - turbina cu abur; C - condensatorul; PA - pompa de alimentare; G - generatorul electric.

a. b.

Fig. 3.2. Ciclul Rankine cu supraîncălzire: a – diagrama T - s ; b – diagrama h – s.

Ciclul termic teoretic corespunzător acestei instalaţii este ciclul Rankine cu supraîncălzire, format din două adiabate reversibile (izentrope) şi două izobare (fig. 3.2). În acest ciclu fluidul de lucru suferă succesiv următoarele transformări: 1 - 2 comprimare izentropică a apei în pompa de alimentare; 2 - 5 transformare izobară a apei în vapori în generatorul de abur, incluzând

Fig. 3.1. Schema instalaţiei

energetice de turbină cu abur.

h

2

procesele de încălzire 2 - 3, vaporizare 3 - 4 şi supraîncălzire 4 - 5; 5 - 6 destindere izentropică a vaporilor în turbină; 6 - 1 condensarea vaporilor în condensator. Randamentul termic teoretic al ciclului este:

( )

25

1265

11

21hh

hhhh

q

ll

q

q ctt −

−−−=

−=−=η (3.1)

Randamentul ciclului Carnot echivalent este:

ms

mic T

T−=1η (3.2)

unde: 1q = aria a125ba, căldura introdusă în ciclu prin arderea combustibilului; 2q = aria a16ba, căldura evacuată din ciclu cu ajutorul apei de răcire; 12 hhlc −= lucrul mecanic consumat pentru comprimarea apei; 65 hhlt −= lucrul mecanic produs prin destinderea vaporilor în turbină;

s

qT

s

qT mims ∆

=∆

= 21 , temperaturile termodinamice medii, superioară şi

inferioară. 3.1.2. Metode de creştere a randamentului ciclului Rankine Metodele de creştere a randamentului termic al ciclului au ca efect creşterea temperaturii termodinamice medii superioare (Tms) sau scăderea temperaturii termodinamice medii inferioare (Tmi). Aceste metode pot fi grupate în două mari categorii care privesc: a) Modificarea parametrilor iniţiali şi finali ai aburului: - creşterea parametrilor aburului viu p0 , t0 - scăderea presiunii la condensator pc . b) Creşterea complexităţii ciclului, utilizând: - supraîncălzirea intermediară - preîncălzirea regenerativă - ciclul suprapus - ciclul mixt abur-gaze sau alte cicluri binare. 3.1.2.1. Influenţa temperaturii ini ţiale t0

3

Creşterea temperaturii iniţiale a aburului are efecte pozitive, ducând la creşterea randamentului termic, a căderii de entalpie şi la reducerea umidităţii finale, (fig. 1.3).

Valoarea maximă a temperaturii aburului la ieşirea din cazan este limitată din considerente de material: - t0 ≤ 540°C pentru a evita oţelurile feritice înalt aliate; - t0 ≤ 570°C pentru a evita oţelurile austenitice. Acceptând o scădere a temperaturii de circa 5°C în conductele de legătură dintre generatorul de abur şi turbină, la intrarea în turbină aburul va avea temperaturile maxime 535°C sau 565 0C. 3.1.2.2. Influenţa presiunii iniţiale p0 Creşterea presiunii iniţiale are atât influenţe pozitive cât şi negative. Comparând două cicluri teoretice la presiuni iniţiale p0 diferite, dar cu aceleaşi temperaturi iniţiale t0 şi presiuni finale pc se constată creşterea temperaturii termodinamice medii superioare Tms şi în consecinţă a randamentului termic al ciclului (fig. 3.4). Odată cu creşterea presiunii cresc şi pierderile în maşinile şi utilajele care compun ciclul. Ca urmare a acestor influenţe contradictorii randamentul efectiv absolut al instalaţiei prezintă un maxim, corespunzător unei presiuni optime. Din considerente economice presiunea optimă are o valoare mai mică decât presiunea optimă din punct de vedere termodinamic. Pentru a evita fenomenul de eroziune, titlul real minim acceptat al aburului la ieşirea din turbină este xcmin = 0,86; majoritatea firmelor aplică valori minime în domeniul xxmin ∈ (0,88 ÷ 0,91).

s

tη

xcttη

Ht

t0

xctHt

T p0= ct pc = ct

T02

Tmi1 = Tmi2 xct2

xct1

T01

Tms2

Tms1

a. b.

Fig. 3.3. Influenţa temperaturii iniţiale: a – influenţa asupra ciclului termic; b – influenţa asupra randamentului termic,

căderii teoretice de entalpie şi titlului aburului la evacuarea din turbină.

4

3.1.2.3. Influen ţa presiunii finale pc Evacuarea căldurii din ciclul termic se face în condensator. Pentru a obţine randamente termice şi căderi de entalpie ridicate este necesar să coborâm cât mai mult temperatura termodinamică medie inferioară Tmi, egală în acest caz cu temperatura de condensare, apropiind-o de temperatura mediului ambiant. Cum procesul de condensare este un proces izoterm-izobar, presiunea de saturaţie corespunzătoare acestor temperaturi este mai mică decât presiunea atmosferică, pc < patm. Stabilirea presiunii de condensare se face indirect, prin intermediul

temperaturii de condensare, fiind parametrii la saturaţie, ( )cc tfp = . Cunoscând temperatura agentului de răcire la intrare (tri) şi apreciind diferenţele de temperatură ∆t şi δt (fig. 3.5), temperatura de condensare va fi: tttt ric δ+∆+= [°C] (3.3) În cazul utilizării apei ca agent de răcire, temperatura sa medie anuală depinde de sistemul de răcire şi poziţia geografică:

tri = (18 ÷ 21) °C răcire în sistem deschis (râuri); tri = (19 ÷ 21) °C răcire în sistem închis, turnuri cu tiraj forţat; tri = (22 ÷ 24) °C răcire în sistem închis, turnuri cu tiraj natural. Încălzirea apei de răcire se poate aprecia prin diferenţa de temperatură ∆t:

xct2

xct1

s

tη

xct tη

Ht

xctHt

Tms2

Tms1

T

T0

p0

5 5'

6

1

2

3

3' 4

4'

T0 = ct.pc = ct.

p

p

01

02

a. b.

Fig. 3.4. Influenţa presiunii iniţiale: a – influenţa asupra ciclului termic; b – influenţa asupra randamentului termic,

căderii teoretice de entalpie şi titlului aburului la evacuarea din turbină.

t

tri

tc

tre

δt

∆t

so s Fig. 3.5. Variaţia temperaturii

în condensator.

5

∆t = (8 ÷ 10) °C pentru turbine cu condensaţie ∆t = (12 ÷ 14) °C pentru turbine cu condensaţie şi prize reglabile. Diferenţa minimă de temperatură între cei doi agenţi termici, condensat-apă de răcire, este δ t = (3 ÷ 5) °C, la care se poate adăuga subrăcirea condensatului de circa (0 ÷ 5) °C.

Valorile obişnuite ale presiunii de condensare variază în domeniul pc = (0,035 ÷ 0,08) bar. Conform legii lui Dalton această presiune este suma dintre presiunile parţiale ale vaporilor şi aerului pătruns prin neetanşeităţi. Pentru a menţine depresiunea în condensator este permanent extras aerul care pătrunde prin neetanşeităţi, în mod obişnuit cu ejectoare. Scăderea presiunii de condensare duce la creşterea volumului specific al aburului şi a debitului volumic al acestuia. Ca urmare secţiunile de curgere din partea finală a turbinei sunt cele mai mari, paletele ultimei trepte fiind cele mai lungi. Eforturile mecanice din aceste palete limitează lungimea acestora şi ca urmare, prin limitarea debitului de abur, este limitată puterea turbinei. 3.1.2.4. Supraîncălzirea intermediară Supraîncălzirea intermediară duce la creşterea randamentului termic al ciclului şi a puterii instalaţiei. În acelaşi timp ea este impusă de necesitatea evitării creşterii umidităţii aburului la ieşirea din turbină, la creşterea presiuni iniţiale. Valoarea ridicată a parametrilor, complexitatea instalaţiei şi costul ridicat al acesteia justifică utilizarea supraîncălzirii intermediare numai la puteri mari, P > 100 MW. După ce s-a destins în corpul de înaltă presiune al turbinei, aburul este trimis în supraîncălzitorul intermediar al generatorului de abur unde i se ridică

T T0= ct p0= ct T0

Tmi1 = Tc1

Tmi2 = Tc2

xct1

xct2

s

tηxct

tη

Ht

pc

xctHt

a. b.

Fig. 3.6. Influenţa presiunii la condensator: a – influenţa asupra ciclului termic; b – influenţa asupra randamentului termic,

căderii teoretice de entalpie şi titlului aburului la evacuarea din turbină.

6

temperatura. La presiuni mai mici decât presiunea critică supraîncălzirea intermediară se face într-o singură treaptă, iar la presiuni supracritice în două trepte. Presiunile de supraîncălzire intermediară, stabilite din condiţia de randament termic maxim, sunt: ( ) 03,02,0

1ppsi ÷= pentru prima treaptă;

( )12

3,02,0 sisi pp ÷= pentru a doua treaptă.

Temperatura de supraîncălzire intermediară este egală cu a aburului viu 0ttsi = sau foarte apropiată ( ) Cttsi °÷±= 30150 . La instalaţiile cu parametri foarte

ridicaţi, cu mai multe trepte de supraîncălzire, temperaturile de supraîncălzire se pot diferenţia, crescând pe măsură ce presiunea scade, spre exemplu 535/550/565°C. Randamentul termic teoretic al ciclului creşte prin adăugarea la ciclul de bază a unei zone cu o temperatură termodinamică medie superioară mai mare ( Tms2

) (fig. 1.8):

( )

6725

128765

iiii

iiiiiisit −+−

−−−+−=η (3.4)

Pierderile de presiune în supraîncălzitorul intermediar şi în conductele de legătură sunt ∆pSi ≈ 0,1 pSi, reducând din efectul teoretic al procedeului.

Căderea de entalpie teoretică în turbină creşte, ∑= corpuritt HH , depăşind

1400 kJ/kg, fiind favorabilă puterilor mari (lucrul mecanic net creşte cu circa 15 %). 3.1.2.5. Preîncălzirea regenerativă a apei de alimentare Preîncălzirea regenerativă a apei de alimentare are ca scop creşterea randamentului termic al ciclului. Temperatura condensatului

( ) C4030 o÷≈ct , corespunzătoare presiunii de condensare pc, este ridicată la intrarea în economizorul generatorului de abur la valori de ( ) C275100 o÷≈aat . Practic preîncălzirea se realizează utilizând ca agent cald aburul extras pe la prizele fixe ale turbinei. Căldura astfel recuperată este mai mare decât lucrul mecanic pierdut prin destinderea incompletă a aburului extras şi randamentul ciclului creşte. Eficienţa maximă a preîncălzirii se obţine în următoarele condiţii: – temperatura apei de alimentare la ieşirea din sistemul de preîncălzire,

xct

s

Tms1

T T 0=Tsi

5

6

1

2

34

7

8

Tms2p 0 p si

a b c Fig. 3.7. Ciclul termic al instalaţiei cu supraîncălzire intermediară într-o

treaptă.

7

respectiv la intrarea în cazan, să fie:

( ) ( ) ccsaaa tttn

nt +−

+÷=

185,075,0 [0C] (3.6)

sau mai simplu taa = (0,65 ÷ 0,75) tso , tso fiind temperatura de saturaţie la presiunea de vaporizare, practic p0; – intervalul total de preîncălzire a condensatului (apei de alimentare),

caa hhh −=∆ , se va împărţi în trepte egale de creştere a entalpiei, unei trepte

revenindu-i echivalentul a circa 30°C. Variaţii de ± 10 % ale temperaturii apei de alimentare sau intervalelor de preîncălzire nu afectează major randamentul. Acest lucru permite stabilirea valorilor presiunilor prizelor fixe astfel încât să nu afecteze procesul destinderii în turbină. Creşterea performanţelor instalaţiilor de turbină cu abur se realizează prin utilizarea simultană a metodelor prezentate mai sus. Pe măsură ce puterea instalaţiei creşte, cresc parametrii aburului şi complexitatea ciclului (tabelul 3.1). Parametrii nominali ai turbinelor sunt indicaţi în (tabelul 3.2).

Fig. 3.8. Schema termică simplificată a instalaţiei de turbină cu abur F1C 330

MW p0 = 182 bar; t0 = 535°C; pc = 0,035 bar; psi = 36 bar; taa = 232°C, debit de abur

& /m t h= 1035 .

8

Tabelul 3.1. Clasificarea parametrilor ciclului ITA

Parametrii coborâţi

medii înalţi foarte înalţi

supracritici normali avansaţi

p0 [MPa] < 3,5 6,5 ÷ 9,0

13 18 ÷ 21 24 ÷ 25 27÷ 35

t0 [°C] 435 485 ÷ 535

535 ÷ 565

535 535 ÷ 566

593 ÷ 650

P [MW[ < 12 12 ÷ 50 50 ÷ 100

> 100 500 ÷ 750

700 ÷ 1000

nr. supraîncălzirilor intermediare

- - - 1÷- 2 1 ÷ 2 2

nr. treptelor de preîncălzire

1-3 3 ÷ 5 6 ÷ 8 7 ÷ 8 8 ÷ 9 9 ÷ 10

Tabelul 3.2. Parametrii nominali ai turbinelor cu abur

P [MW]

n [rpm]

p0 [bar]

t0 [°]

taa

[°] tr

[°C] pc

[bar] < 4 ≥ 3000 35 435 145 ± 5 15 ÷ 30 0,035 ÷ 0,08

4 ÷ 12 3000 35 435 145 ± 5 15 ÷ 30 0,035 ÷ 0,08 12 3000 90 535 215 ± 5 15 ÷ 30 0,035 ÷ 0,08 50 3000 130 535 230 ± 8 15 ÷ 30 0,035 ÷ 0,08

50 ÷ 300 3000 186 535 248 ± 8 15 ÷ 30 0,035 ÷ 0,08 3.1.3. Ciclurile termice ale instalaţiilor de turbine nucleare Cele mai utilizate filiere de obţinere a energiei electrice în centrale nucleare sunt cele care utilizează ca moderator şi agent de răcire apa grea sau apa obişnuită, în variantele cu apă sub presiune sau cu apă în fierbere, respectiv PWR, PHWR şi BWR. Temperatura iniţială a aburului este în majoritatea cazurilor la reactoarele răcite cu apă temperatura de saturaţie, iar la cele răcite cu gaze este limitată din considerente de material la 535 0C sau 565 0C. Presiunea iniţială a aburului variază în domeniul (4 ÷ 7,5) MPa, iar umiditatea sa iniţială este practic neglijabilă. Presiunea finală la condensator se stabileşte la fel ca la ciclurile clasice. Datorită faptului că destinderea aburului în turbină porneşte dintr-un punct aflat în imediata vecinătate a curbei de saturaţie, umiditatea limită se atinge rapid în corpul de înaltă presiune al turbinei, la presiuni relativ ridicate de circa (0,4 ÷ 1,2) MPa. Pentru a putea destinde aburul în continuare, până la presiunea

9

de condensare, sunt necesare măsuri de reducere a umidităţii. În acest scop la evacuarea din CIP se practică separarea mecanică exterioară a apei urmată de supraîncălzirea aburului, în diferite variante (fig. 3.10). În plus metodele de separare mecanică internă, la nivelul treptelor de turbină, permit reduceri substanţiale ale umidităţii. Separarea mecanică exterioară se face obişnuit prin metode inerţiale şi readuce parametrii aburului în apropierea curbei limită, titlul

aburului la ieşirea din separator fiind x = (0,99 ÷ 995). Debitul de apă separat rezultă din bilanţul masic pe separator şi este introdus în circuitul condensului principal conform potenţialului său termic. Supraîncălzirea intermediară se poate face în una sau două trepte, în funcţie de creşterea dorită a entalpiei aburului, utilizând ca agent cald abur viu (fig. 3.10.c) sau abur viu şi abur extras pe la o priză fixă din corpul de înaltă presiune (fig. 3.10.d). Temperatura de supraîncălzire este

)4015( 000 ÷−= ttsi [0C].

Faţă de ciclul clasic, supraîncălzirea

intermediară în ciclurile turbinelor cu abur umed nu duce la creşterea randamentului termic al ciclului. Acest lucru se explică prin faptul că utilizând ca agent cald aburul viu, temperatura termodinamică medie a zonei ciclului aferentă supraîncălzirii intermediare este mai mică decât a ciclului de bază (fig. 3.11). Prin deplasarea destinderii în zona aburului supraîncălzit cresc randamentul primelor trepte din CJP şi căderea de entalpie totală, astfel încât

Fig. 3.10. Scheme de separare-supraîncălzire intermediară:

a – separare mecanică exterioară; b – separare mecanică exterioară în două trepte; c – separare mecanică şi supraîncălzire într-o treaptă; d - separare mecanică şi

supraîncălzire în două trepte; e – două trepte de separare mecanică şi o treaptă de supraîncălzire, cu corp

intermediar de medie presiune.

Fig. 3.9. Ciclul teoretic al TA

pentru CNE.

10

randamentul efectiv al turbinei creşte. Presiunea optimă de separare–supraîncălzire intermediară este psi = (0,18 ÷ 023) p0. Alegerea presiunii intermediare influenţează distribuţia treptelor între corpuri, gabaritul turbinei şi al separatorului-supraîncălzitor, şi în final costul acestora. Astfel alegerea unei presiuni mai coborâte reduce numărul treptelor din corpul de joasă presiune al turbinei (multiplicat cu numărul de fluxuri), măreşte corespunzător numărul treptelor în corpul de înaltă presiune, măreşte gabaritul separatorului-supraîncălzitor datorită creşterii volumului specific al aburului şi reduce solicitările sale mecanice. Pentru stabilirea soluţiei optime din punct de vedere tehnic şi economic se poate studia oportunitatea introducerii unui corp de medie presiune (fig. 3.10.e). În figura 3.12 se prezintă schema termică simplificată a turbinei cu abur umed N1C 700 de la CNE Cernavodă, cu reactor de tip PHWR. Turaţia maşinii este de 1500 rot/min. Turbina are un corp de înaltă presiune în dublu flux, cu 10 trepte pe flux, şi trei corpuri de joasă presiune în dublu flux, cu 8 trepte pe flux. La ieşirea din CIP se face separarea mecanică a umidităţii şi supraîncălzirea intermediară a aburului într-o singură treaptă, fiind prevăzute două aparate SSI; agentul cald este aburul viu. Circuitul regenerativ este format din cinci trepte de preîncălzire, patru de joasă presiune (incluzând şi degazorul) şi o treaptă de înaltă presiune. 3.1.4. Cicluri moderne de turbine cu abur - parametrii supracritici avansaţi

Fig. 3.11. Schema termică simplificată a turbinei N1C 700 de la CNE Cernavodă.

11

Utilizarea parametrilor supracritici în instalaţiile de turbine cu abur convenţionale constituie una din căile principale de creştere a randamentului ciclului Rankine cu supraîncălzire, menţinând acest ciclu şi arderea combustibililor fosili în competiţie alături de tehnologiile moderne de producere a energiei. Dezvoltarea acestor cicluri a fost şi este în continuare condiţionată de progresele care se fac în domeniul ştiinţei materialelor. Dacă problemele puse de creşterea presiunii pot fi rezolvate prin utilizarea materialelor, soluţiilor constructive şi tehnologiilor existente, problemele puse de creşterea temperaturii reclamă soluţii noi, îndeosebi în ceea ce priveşte găsirea de materiale rezistente la temperaturi ridicate. În prezent sunt în funcţiune numeroase instalaţii cu parametrii supracritici, construite în anii 1960 - 70, cu presiuni ale aburului viu de circa 24 MPa, temperaturi de (535 ÷ 566) 0C şi având una sau două trepte de supraîncălzire intermediară la aceeaşi temperatură, cu puteri de P = (350 ÷ 1100) MW. Solicitările mecanice şi termice la acest nivel al parametrilor permit utilizarea oţelurilor feritice folosite şi în instalaţiile cu parametrii subcritici. Primele instalaţii cu parametrii supracritici avansaţi ai aburului (numiţi şi ultra-supracritici) au fost realizate în aceeaşi perioadă, având un pronunţat caracter experimental. Instalaţiile utilizau presiuni de (30 ÷ 31) MPa, temperaturi de (600 ÷ 650) 0C şi două trepte de supraîncălzire intermediară. Cele mai cunoscute sunt:

- Philo, SUA, 125 MW; 31 MPa; 621/565/538 0C; - Eddistone, SUA, 325 MW; 34,5 MPa (coborâtă ulterior la 31,5);

650/565/565 0C; - Kashira, Rusia, 100 MW; 29,4 MPa; 650/600 0C.

Componentele acestor instalaţii supuse la temperaturi foarte ridicate (temperaturi ale aburului viu mai mari de 570 0C) au fost realizate în majoritate

Fig. 3.12. Creşterea randamentului în etapele dezvoltării ciclurilor cu parametrii supracritici

avansaţi (Hitachi): 1 – temperaturi convenţionale; 2 – parametrii care necesită oţeluri înalt aliate cu crom; 3 –

parametrii care necesită noi tehnologii.

12

din oţeluri austenitice, respectiv: ţevile şi colectoarele supraîncălzitoarelor, conductele de abur viu, carcasele ventilelor de închidere rapidă şi de reglare, camerele de abur şi portajutajele de admisie, carcasele interne, diafragme şi

rotoare. Oţelurile austenitice prezintă o serie de dezavantaje cum sunt: costul ridicat, proprietăţi defavorabile (coeficient de dilatare mai mare şi conductivitate termică mai mică) fiind predispuse tensiunilor termice, sunt greu sudabile cu oţelurile aliate cu crom. Experienţa acumulată în fabricaţia şi exploatarea acestor instalaţii, precum şi progresele realizate în domeniul materialelor rezistente la temperaturi ridicate, în domeniul tehnologiilor de sudare şi de tratament termic, au permis reluarea problemei creşterii parametrilor la începutul anilor 1990, îndeosebi în Japonia şi ţările europene dezvoltate. În evoluţia instalaţiilor cu parametrii supracritici avansaţi ai aburului se disting trei etape, ilustrate în

(fig. 3.13) şi (fig. 3.14). - o primă etapă o constituie ridicarea presiunii aburului viu la circa 31 MPa cu menţinerea temperaturii maxime la nivelul de 566 0C şi utilizarea a două trepte de supraîncălzire intermediară. Spre exemplu turbina cu puterea 700 MW, p0 = 31,5 MPa şi temperaturile 566/566/566 0C, produsă de Mitsubishi. În figura 3.14 se arată evoluţia randamentului unor astfel de instalaţii produse de ABB, cu combustibil cărbune, precum şi posibilitatea de creştere substanţială a eficienţei prin utilizarea parametrilor supracritici avansaţi în ciclurile mixte gaze-abur - a doua etapă constă în ridicarea temperaturii aburului supraîncălzit la (593÷600) 0C, fără a folosi noi tehnologii sau oţeluri austenitice. Acest lucru este posibil datorită utilizării oţelurilor feritice înalt aliate cu crom, (9÷12) % Cr. Astfel de oţeluri, X10CrMoVNb 9 1 (P91), X20CrMoV 12 1 (F12), 12CrMoWVNb, au o bună comportare la temperaturi ridicate, permiţând temperaturi maxime de 593 0C. Noi materiale, cum sunt oţelul japonez Nf 616 sau cel european E 911, permit temperaturi maxime de 600 0C deoarece au rezistenţa la fluaj mai bună, 120 N/mm2 la 600 0C faţă de 90 N/mm2 a oţelului P91. Turbine realizate cu aceşti parametri sunt, spre exemplificare, turbina produsă de firma japoneză Toshiba, cu P = 1000 MW, p0 = 31 MPa şi 593/593/593 0C, sau turbina produsă de GEC Alsthom şi instalată în centrala Nordjyllandsvorkt (Danemarca), cu P = 385 MW, p0 = 28,5 MPa şi 580/580/580

Fig. 3.13. Evoluţia randamentului instalaţiilor moderne pe cărbune

(ABB).

13

0C, care în regim de condensaţie are un randament net de 47% pe cărbune şi de 49% pe gaz natural. Creşterea randamentului acestor instalaţii este însoţită şi de scăderea cu circa (20 ÷ 30)% a emisiilor poluante. - a treia etapă priveşte viitorul apropiat şi presupune utilizarea de tehnologii noi, în curs de dezvoltare, şi a oţelurilor austenitice cu peste 15% Cr şi peste 12% Ni, cum este oţelul german X3CrNiMoN 17 13. Aceste instalaţii, cu puteri de (700 ÷ 1000) MW şi cu parametrii aburului de 35 MPa şi 650/650/650 0C, vor avea performanţe superioare faţă de instalaţiile cu parametrii supracritici existente: o scădere a consumului de căldură de (6÷10)%, o scădere a emisiilor poluante de (6÷9)% şi o scădere a emisiilor termice de (9÷15)%. Parametrii optimi ai aburului viu pentru astfel de instalaţii sunt, după Siemens, 31 MPa şi 632 0C

Turbinele care lucrează cu parametrii supracitici avansaţi, în zona temperaturilor foarte ridicate, sunt prevăzute cu sisteme de răcire cu abur sau de protecţie prin ecranare, pentru a evita arderea oţelurilor. De asemenea sunt luate măsuri constructive speciale pentru a evita concentrarea eforturilor termice atât în rotor cât şi în carcasă. Camerele de abur sunt independente de carcasă, iar la carcasele interne de foarte înaltă presiune se evită separarea în semicarcase. Prin îmbunătăţirea părţii de curgere şi reducerea pierderilor, randamentul acestor turbine se estimează să crească de la 87% la 90%.

Fig. 3.14 Randamentul net al instalaţiilor pe cărbune cu

parametrii supracritici (P = 700 MW; pc=4,5 kPa).