tom XLIII(2013), nr 1-2 - Archiwum Energetyki
Transkrypt
tom XLIII(2013), nr 1-2 - Archiwum Energetyki
tom XLIII(2013), nr 1-2 Spis treści Jacek Marecki Komitet Elektryfikacji Polski Polskiej Akademii Nauk (1956–1961) 3 Polish Academy of Sciences Committee on the Electrification of Poland (1956– 1961) Piotr Szulc, Tomasz Tietze, Paweł Rączka, Kazimierz Wójs Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła pracujących w układzie odzysku ciepła odpadowego ze spalin wylotowych 11 Comparison of selected designs of heat exchangers operating in heat recovery systems from flue gases Andrzej Sitka, Wiesław Jodkowski, Kazimierz Wójs Metody obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego 31 Methods of dehumidification in distillers Janusz Rogula Wpływ spadku temperatury i ciśnienia w rurociągu na przeciek przez przemysłowy zawór kulowy 41 Influence of the temperature and pressure drop in the pipeline on the internal leakage in the industrial ball valve Robert Kielian , Mariusz Lipiński, Włodzimierz Obaleński Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie do optymalizacji automatycznej regulacji poziomu wody w walczaku pracującego w warunkach zrzutu obciążenia na potrzeby własne 49 The drum water level model and its application to automatic control system optimization of water level during load dump to cover own demand requirements Krzysztof Jesionek, Jarosław Kron, Witold Zakrzewski, Daniel Sławiński, Sebastian Kornet,Paweł Ziółkowski, Janusz Badur Modelling of the Baumann turbine stage operation. Part II. Free and kinetic vibrations 61 Modelowanie pracy turbinowego stopnia Baumanna. Część II. Drgania swobodne i wymuszone kinetycznie Maciej Pawlik Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne w krajowym systemie elektroenergetycznym Advanced power units in the national energy system 75 Contents Andrzej Wawszczak Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni cieplnych asynchronicznymi napędami falownikowymi średniego napięcia 87 Variable speed drives with frequency converters in thermal power plant auxiliaries Marcin Wołowicz, Jarosław Milewski Wojciech Bujalski, Janusz Lewandowski Wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych z kotła w bloku energetycznym klasy 900 MW 101 The use of heat recovered from boiler flue gases in a 900 MW class power plant Dariusz Urbaniak, Tomasz Wyleciał Wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efektywność mechanicznej aktywacji procesu odsiarczania spalin 109 Influence of working air pressure on the efficiency of mechanical activation of the exhaust gas desulfurization process Włodzimierz Wróblewski, Henryk Łukowicz, Sebastian Rulik Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego bloku kondensacyjnego dla szeregowej konfiguracji skraplaczy 117 The influence of application of a serial condenser for the ultra-critical power unit Andrzej Rusin, Marian Lipka, Henryk Łukowicz Thermal and stress states in unsteady conditions of operation of the rotors of ultra-supercritical parameter turbines 129 Stany termiczne i wytrzymałościowe w nieustalonych warunkach pracy wirników turbin na parametry super-nadkrytyczne Wojciech Kosman Analiza obciążeń cieplnych podczas rozruchu nadkrytycznych turbin parowych z chłodzeniem zewnętrznym 147 Analysis of thermal loads during start-up in supercritical steam turbines with external cooling Andrzej Kochaniewicz, Henryk Łukowicz Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego dużej mocy zintegrowanego w różnych konfiguracjach z CCS oraz z odzyskiem ciepła ze spalin An economic analysis of a high capacity coal-fired power unit for supercritical steam parameters integrated in different configurations with the carbon capture system (CCS) and with heat recovery from the organic Rankine cycle (ORC) exhaust gases 157 tom XLIII(2013), nr 1–2, 3–10 Jacek Marecki∗ Politechnika Gdańska Katedra Elektroenergetyki Komitet Elektryfikacji Polski Polskiej Akademii Nauk (1956–1961) 1 Powstanie i organizacja KEP PAN Komitet Elektryfikacji Polski (KEP) przy Prezydium Polskiej Akademii Nauk rozpoczął działalność w listopadzie 1956 r. na podstawie uchwał podjętych wówczas przez Prezydium PAN w sprawie rozwoju badań naukowych, związanych z planowaniem długofalowym. W odniesieniu do energetyki inicjatywa ta była oparta na opiniach szerszego grona elektryków i energetyków, a uzasadniona osiągnięciami w zakresie planowania, które już wcześniej uzyskała Polska Akademia Nauk w związku z działalnością Komitetu Gospodarki Wodnej, Komitetu do Spraw Górnośląskiego Okręgu Przemysłowego i innych komitetów naukowych PAN. Na przewodniczącego KEP został powołany prof. Janusz Lech Jakubowski, a funkcję sekretarza generalnego objął prof. Lucjan Nehrebecki. Utworzono również Biuro Studiów Elektryfikacji Polski pod kierownictwem prof. Zygfryda Junga z oddziałami w Gliwicach i Gdańsku. Powołanie Biura Studiów i jego oddziałów oraz wielu zespołów badawczych, działających przeważnie na terenie wyższych uczelni, pozwoliło na wciągnięcie do współpracy około 350 osób o różnych specjalnościach naukowych. Zdołano na tej drodze rozwiązać kilkadziesiąt problemów z dziedziny kompleksowo ujętej energetyki, zwłaszcza w powiązaniu z ekonomią i ekologią. Na podstawie kolejnych publikacji KEP można prześledzić całą, niezmiernie trudną treść procesu naukowego, prowadzącego do powstania nowej gałęzi nauki ∗ E-mail: [email protected] 4 J. Marecki – energetyki kompleksowej, opartej głównie na zastosowaniu nowego, twórczego narzędzia badań, jakim była analiza wielkich systemów w powiązaniu z optymalizacją i wyborem materiałów decyzyjnych. Od początku stało się wówczas widoczne, że nazwa Komitetu nie jest adekwatna, gdyż jego prace musiały dotyczyć całości gospodarki energetycznej kraju, chociaż główny nacisk był położony na zagadnienia systemu elektroenergetycznego. Pojawiła się wtedy nie znana uprzednio i nie stosowana w Polsce metoda rachunku efektywności, oparta na kryterium minimalizacji zdyskontowanych nakładów społecznych. Programowe zadania KEP zostały omówione na pierwszym zebraniu plenarnym Komitetu przez Przewodniczącego KEP prof. J. L. Jakubowskiego [1]. Wspominając o poprzednich koncepcjach planu, określił on cel zebrania jako sformułowanie koncepcji prac Komitetu i ocenę dotychczasowych posunięć organizacyjnych. Zagadnienia racjonalizacji zużycia paliw i energii w przemyśle, które powinny być uwzględnione w planie, omówił prof. L. Nehrebecki, sekretarz generalny Komitetu [2]. Członek Prezydium Komitetu A. Kopystiański przedstawił założenia planu elektryfikacji Polski w ujęciu problemowym na okres do 1975 r., z tym że zakończenie prac przewidywano na początek 1960 r. [3]. Opracowanie to miało zawierać: • sformułowanie ogólnych wytycznych rozwoju systemu elektroenergetycznego; • sformułowanie wytycznych rozwoju energetyki opartej na innych nośnikach energii; • postulaty dotyczące rozwoju, rozmieszczenia, rodzaju i wielkości przemysłów energochłonnych; • hipotezę współpracy energetycznej z zagranicą; • postulaty w stosunku do przemysłu wytwarzającego sprzęt energetyczny; • wytyczne dla prac naukowych z dziedziny energetyki; • wskaźniki dotyczące organizacji energetyki; • plany rozwoju kadr dla energetyki. Organizację prac KEP przedstawił prof. Z. Jung, dyrektor Biura Studiów Elektryfikacji Polski [4]. Dokonano podziału KEP na następujące komisje: Komitet Elektryfikacji Polski Polskiej Akademii Nauk (1956–1961) Komisja I 5 zapotrzebowanie na energię w kraju i rozmieszczenie przemysłów energochłonnych – przew. J. Tomaszewicz; Komisja II – źródła energii – przew. prof. L. Nehrebecki; Komisja III – rozmieszczenie źródeł energii – przew. S. Krzycki; Komisja IV – parametry i wyposażenie elektrowni i sieci – przew. prof. J. Kryński; Komisja V – polski system elektroenergetyczny – przew. prof. K. Przanowski; Komisja VI – zagadnienia ekonomiczne – przew. prof. C. Mejro, następnie prof. K. Kopecki. Do 7-osobowego Prezydium KEP weszli: prof. J. L. Jakubowski (przewodniczący), prof. P. J. Nowacki (zastępca przewodniczącego), prof. L. Nehrebecki (sekretarz generalny), prof. J. Obrąpalski, J. Mandel, A. Kopystiański i J. Wagner. Ponadto utworzono zespół roboczy pod kierownictwem prof. L. Nehrebeckiego z J. Wagnerem (do spraw komisji I i II), J. Mandlem (do spraw komisji III i IV), A. Kopystiańskim (do spraw komisji V i VI) i Z. Jungiem (dyrektorem Biura Studiów). 2 – Postępy prac KEP PAN do kwietnia 1959 r. Pierwsze sprawozdanie z prac KEP zostało przedstawione na zorganizowanym wspólnie ze Stowarzyszeniem Elektryków Polskich Zjeździe Energoelektrycznym PAN (Sopot, 19–22 V 1958 r.). Przewodniczący KEP, prof. J. L. Jakubowski [5,6] i sekretarz generalny, prof. L. Nehrebecki [7] omówili dotychczasowy półtoraroczny dorobek, obejmujący 41 referatów, 60 koreferatów, 39 zebrań dyskusyjnych, udział w pracach około 500 wybitnych specjalistów z dziedziny nauki, techniki i ekonomii oraz liczne kontakty międzynarodowe. Na Zjeździe przedyskutowano trzy prace KEP omawiające podstawowe problemy z zakresu długookresowego planowania energetycznego [8,9,10]. Ponadto wśród referatów Zjazdu pojawiły się liczne prace, które później znalazły odbicie w opracowaniach KEP, a wśród nich prace S. Andrzejewskiego, L. Nehrebeckiego, W. Neya, B. Rudnickiego, S. Krzyckiego, K. Przanowskiego, C. Rukszty, W. Pawłowskiego, L. Apta i in. Z ciekawością śledzimy dzisiaj ewolucję poglądów polskich specjalistów na rozwój systemu elektroenergetycznego. Krajowe zapotrzebowanie na energię elektryczną w 1975 r. oceniano wówczas na 80–85 TWh. W końcowych pracach Zespołu Śląskiego Biura Studiów KEP obniżono je na 75 TWh. Rzeczywista produkcja brutto, raczej niedostateczna, wyniosła w 1975 r. 97,2 TWh. Prognozowane wy- 6 J. Marecki dobycie węgla kamiennego w 1975 r. miało wynieść 125–130 mln ton, przy czym referent generalny W. Biernacki uważał, że jedynie wartość 35–40 mln ton może być uznana za realną. Dyskusja nad zagadnieniem dostaw gazu i paliw ciekłych nie doprowadziła do konkretnych wniosków, uważano jednak, że gazyfikacja kraju winna się opierać w dużej mierze na gazie przemysłowym (koksownie, zgazowanie węgla), rozprowadzanym siecią dalekosiężną. Opracowany na tej zasadzie przez Zespół Śląski Biura Studiów KEP pierwszy rzut bilansu energetycznego Polski na lata 1955–1965–1975 nie przewidywał znacznego postępu w technologiach użytkowania, wytwarzania i przetwarzania energii. Przewidywano pewien spadek bilansowego udziału węgla kamiennego i brunatnego z 91% w 1955 r. do 86% w 1975 r., a w stosunku do energii jądrowej zajęto postawę negatywną (później zmodyfikowaną), mimo że opracowania specjalistów pod kierunkiem S. Andrzejewskiego przewidywały wówczas, że w 1975 r. moc elektrowni jądrowych wyniesie 900-1600 MW. Duże zainteresowanie KEP wywołały prace oceniające możliwość rozwoju przemysłu budowy maszyn i urządzeń energetycznych w Polsce. Prace Komitetu wykonane w 1958 r. i w pierwszym kwartale 1959 r. zostały omówione na plenarnym zebraniu Komitetu w dniu 30 IV 1959 r. [11], na którym plan pracy na 1959 r. przedstawił członek Prezydium KEP, A. Kopystiański. Ze sprawozdania sekretarza generalnego wynikało, że w okresie sprawozdawczym odbyły się 54 zebrania dyskusyjne komisji, a prace Komitetu koncentrowały się w trzech kierunkach: 1. Opracowanie bilansów energetycznych kraju na lata 1955, 1965 i 1975. 2. Ustalenie podstaw ekonomicznych dla perspektywicznego planowania w zakresie energetyki. 3. Przygotowanie materiałów wyjściowych, koniecznych do stworzenia głównych zarysów rozwoju systemu elektroenergetycznego do 1975 r. Treściwa i krytyczna ocena sekretarza generalnego sytuacji energetycznej w Polsce, zwłaszcza co do nienadążania gospodarki energetycznej za postępem, braku długookresowego zapewnienia podaży pierwotnych nośników energii, opóźnienia w unowocześnianiu procesów technologicznych w przemyśle odbiorczym, słabego rozwoju gospodarki skojarzonej i scentralizowanego ciepłownictwa – zasługuje na pełne przypomnienie. Komitet Elektryfikacji Polski Polskiej Akademii Nauk (1956–1961) 3 7 Dojrzewanie programu KEP Zasadniczą treścią prac KEP w okresie od maja 1959 r. do maja 1960 r. były następujące zagadnienia [12]: 1. Bilans energetyczny kraju – opracowano kolejną wersję bilansu, uwzględniającą założenia produkcyjne dla przemysłu ogłoszone przez Komisję Planowania w lipcu 1959 r. i dosyć znaczny postęp technologiczny we wszystkich działach gospodarki, a także rewizję dotychczasowego stanowiska Komitetu w sprawie energetyki wodnej i jądrowej. Przewidywano, że w razie nieuwzględnienia wielu postulatów Komitetu już w 1975 r. wystąpi kryzys energetyczny. Postulowano przede wszystkim znaczne obniżenie energochłonności takich gałęzi, jak przemysł węglowy, hutniczy, chemiczny, materiałów budowlanych i trakcja, a za główny środek dla zrównoważenia bilansu uważano zwiększenie wydobycia węgla brunatnego. 2. Lokalizacja elektrowni i odbiorów energii, oparta m.in. na metodzie porównania kosztów przewozu paliwa i przesyłu energii elektrycznej opracowanej przez K. Kopeckiego. 3. Wyposażenie systemu elektroenergetycznego z uwzględnieniem parametrów i wielkości jednostek oraz elastyczności ruchu elektrowni. 4. Węzłowe zagadnienia systemowe, a głównie zagadnienia rezerwy mocy oraz prognozy wykresów obciążeń i czasu użytkowania [13]. 5. Koncepcje rozwoju systemu elektroenergetycznego – rozpoczęto je opierając się na syntezie kilkuset prac wykonanych dotychczas równolegle w pięciu zespołach. Z tych opracowań powstało końcowe opracowanie, zakończone we wrześniu 1961 r. 6. Zagadnienia ekonomiczne: wielka waga, jaką przywiązywał KEP do zagadnień efektywności i optymalnego wyboru, może być według cytowanego sprawozdania [12] podkreślona faktem, że w okresie sprawozdawczym opracowano i przedyskutowano pięć następujących tematów o zasadniczym znaczeniu dla dalszych prac Komitetu: • K. Kopecki – „Metoda rachunku ekonomicznego w energetyce”, • J. Mandel i zespół – „Wskaźniki cen perspektywicznych urządzeń elektrowni cieplnych i sieci elektrycznych”, • K. Kopecki i zespół – „Techniczno-ekonomiczne porównanie transportu paliwa i energii elektrycznej w aspekcie lokalizacji elektrowni”, 8 J. Marecki • B. Turyn i zespół – „Metodyka ekonomicznego porównania węgla kamiennego i brunatnego jako bazy paliwowej dla elektrowni”, • J. Wagner – „Nowa metoda rozdziału kosztów wytwarzania obciążających ciepło i energię elektryczną wytwarzane w elektrociepłowniach”. Pełny wykaz publikacji KEP do końca okresu sprawozdawczego obejmuje 297 pozycji, z których część zaczęła wychodzić w wydaniu książkowym. KEP był organizatorem dyskusji odbywanych na zebraniach, których w okresie sprawozdawczym było 45; przedstawiono na nich około 130 referatów i koreferatów. W dniach 10–13 lutego 1960 r. odbyła się w Warszawie zorganizowana przez KEP konferencja naukowa z udziałem specjalistów zagranicznych na temat zagadnień systemowych i perspektywicznych bilansów energetycznych. Wyniki konferencji zostały wykorzystane w końcowych pracach Komitetu. 4 Podsumowanie dorobku naukowego KEP PAN W roku 1961 prace KEP zostały zakończone. W końcowym sprawozdaniu [14] podsumowano dorobek naukowy KEP w pięcioleciu 1956–1961 oraz przedstawiono wyniki dyskusji i stanowisko Komitetu w dwóch podstawowych zagadnieniach, za które uznano: zagadnienia metodologiczne przy zestawianiu i analizie krajowych bilansów energetycznych oraz zagadnienie rezerwy mocy w systemie elektroenergetycznym. W dalszym ciągu sprawozdania scharakteryzowano krótko cały dorobek KEP, obejmujący 360 opublikowanych prac, z których 36 ukazało się w wielotomowym wydaniu książkowym pn. Materiały i Studia Komitetu Elektryfikacji Polski PAN. Należy podkreślić, że w publikacjach określonych jako „praca zbiorowa” przewodniczącym komitetu i zespołu redakcyjnego, a także autorem pewnych rozdziałów, był prof. L. Nehrebecki. W pracach KEP brały udział liczne ośrodki, liczące ogółem kilkuset pracowników. Wykonano 15 prac doktorskich, a dalsze były inspirowane pracami KEP. Dorobek naukowy KEP był równocześnie dorobkiem jego kierownika naukowego, prof. L. Nehrebeckiego. Stworzone zostało dzieło, jakiego nie było dotychczas w Polsce i jakiego w tym czasie nie stworzono nigdzie w innym kraju. Plan opracowany przez KEP nie został jednak całościowo zrealizowany, a nawet na skutek negatywnego stanowiska ówczesnego kierownictwa resortu energetyki nie był kontynuowany. Mimo zabiegów prof. L. Nehrebeckiego nie stworzono także ośrodka, który by w sposób ciągły zajmował się przyszłym rozwojem gospodarki energetycznej. Resztki Biura Studiów Elektryfikacji Polski, które znalazły schro- Komitet Elektryfikacji Polski Polskiej Akademii Nauk (1956–1961) 9 nienie w Instytucie Podstawowych Problemów Techniki PAN, zostały wkrótce zlikwidowane. Powstały w rok po zakończeniu prac KEP nowy Komitet Energetyki przy Wydziale IV PAN nie prowadził własnych prac rozwojowych. Przyjęte w tamtym okresie formy organizacyjne nie pozwalały na bezpośrednie prowadzenie prac studialnych; ograniczono się więc do inicjowania prac prowadzonych przez różne ośrodki naukowe w kraju. Ich wyniki były dyskutowane na sympozjach organizowanych w latach 1964–1974 przez prof. Z. Junga w Jabłonnie. Dopiero w 1974 r. nowe kierownictwo PAN utworzyło Komitet Problemów Energetyki przy Prezydium PAN [15], który w swej działalności starał się nawiązać do dobrej tradycji KEP. Tą tradycją było: • traktowanie energetyki całościowo, z uwzględnieniem wszystkich aspektów towarzyszących (gospodarka kraju, społeczeństwo, środowisko i in.); • podejmowanie badań nie tylko o charakterze techniczno-ekonomicznym, ale przede wszystkim o charakterze podstawowym i rozwijanie energetyki jako nowej gałęzi nauki; • kształcenie kadr naukowych na gruncie realnych potrzeb rozwojowych gospodarki energetycznej kraju; • wspieranie w ich rozwoju rodzimych gałęzi przemysłu towarzyszącego; • usprawnianie gospodarki energetycznej kraju. We wszystkich tych dziedzinach ogromne zasługi położył prof. L. Nehrebecki, którego cechy charakteru, głęboka znajomość problematyki energetycznej i długoletnia praktyka pozwoliły odegrać wiodącą rolę w tworzeniu dorobku Komitetu Elektryfikacji Polski PAN. W artykule wykorzystano informacje zawarte w pracy: K. Kopecki, J. Marecki: Osiągnięcia prof. L. Nehrebeckiego w kierowaniu Komitetem Elektryfikacji Polski przy Prezydium PAN. Zeszyty Naukowe Politechniki Śląskiej 1991, nr 1139, Seria: Elektryka, z. 124. Praca wpłynęła do redakcji w lipcu 2013 r. Literatura [1] Jakubowski J. L.: Zadania Komitetu Elektryfikacji Polski. Przegląd Elektrotechniczny 1957, nr 7/8. 10 J. Marecki [2] Nehrebecki L.: Możliwości poprawienia bilansu paliwowego kraju przez właściwy dobór założeń energetycznych rozwoju przemysłu. Przegląd Elektrotechniczny 1957, nr 7/8. [3] Kopystiański A.: Plan prac Komitetu Elektryfikacji Polski. Przegląd Elektrotechniczny 1957, nr 7/8. [4] Jung Z.: Organizacja prac nad Planem Elektryfikacji Polski. Przegląd Elektrotechniczny 1957, nr 7/8. [5] Jakubowski J. L.: Zjazd Energoelektryczny PAN. Przegląd Elektrotechniczny 1958, nr 2/3. [6] Jakubowski J. L.: Pierwszy etap prac Komitetu Elektryfikacji Polski PAN. Przegląd Elektrotechniczny 1958, nr 8/9. [7] Nehrebecki L.: Program prac Komitetu Elektryfikacji Polski PAN. Przegląd Elektrotechniczny 1958, nr 8/9. [8] Kopecki K.: Zagadnienie kosztów stałych wytwarzania i przesyłu energii elektrycznej. Przegląd Elektrotechniczny 1958, nr 8/9. [9] Kopystiański A.: Metoda opracowywania perspektywicznego bilansu energetycznego. Przegląd Elektrotechniczny 1958, nr 8/9. [10] Jasicki Z.: Rozwój układów energetycznych a opłacalność przesyłu energii. Przegląd Elektrotechniczny 1958, nr 8/9. [11] Nehrebecki L.: Z prac Komitetu Elektryfikacji Polski przy Prezydium PAN. Przegląd Elektrotechniczny 1959, nr 9. [12] Nehrebecki L.: Z działalności Komitetu Elektryfikacji Polski PAN w okresie 1.05.1959– –1.05.1960 r. Przegląd Elektrotechniczny 1960, nr 10. [13] Nehrebecki L.: Metodyka ustalania koniecznej rezerwy i prognozowania czasu użytkowania mocy szczytowej w układzie (systemie) elektroenergetycznym. Przegląd Elektrotechniczny 1960, nr 10. [14] Jakubowski J. L., Nehrebecki L.: Dorobek naukowy Komitetu Elektryfikacji Polski PAN. Przegląd Elektrotechniczny 1961, nr 12. [15] Marecki J.: Pięćdziesięciolecie Komitetu Problemów Energetyki (Komitetu Energetyki) Polskiej Akademii Nauk (1962–2012). Archiwum Energetyki 2012, nr 2. Polish Academy of Sciences Committee on the Electrification of Poland (1956–1961) tom XLIII(2013), nr 1-2, 11–30 Piotr Szulc∗ , Tomasz Tietze, Paweł Rączka, Kazimierz Wójs Politechnika Wrocławska Instytut Techniki Cieplnej i Mechaniki Płynów Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła pracujących w układzie odzysku ciepła odpadowego ze spalin wylotowych W pracy przedstawiono stan wiedzy w zakresie metod odzysku ciepła odpadowego ze spalin wylotowych w blokach energetycznych elektrowni węglowych. Porównano różne typy wymienników ciepła do odzysku ciepła odpadowego ze spalin w bloku energetycznym elektrowni węglowej. W obliczeniach wykorzystano dwa modele matematyczne bilansowy opierający się na uśrednionych wartościach cieplnych i przepływowych oraz model VDI Heat Atlas (VDI Wrmeatlas) [10] w połączeniu z metodą Colburna-Hagena. Wszystkie obliczenia wykonano z wykorzystaniem programu Mathcad. Przedstawiono wyniki obliczeń dla kondensacyjnych wymienników ciepła (z poziomym i krzyżowym układem rur chłodzących) oraz dla wielobiegowych bezkondesacyjnych wymienników ciepła. 1 Wstęp W aktualnie pracujących elektrowniach odzysk ciepła ze spalin realizowany jest z wykorzystaniem wymienników ciepła schładzających spaliny maksymalnie do temperatury nasycenia. W takim przypadku stopień schłodzenia spalin wylotowych jest niewielki, a odzyskanie ciepła odpadowego ze spalin nie jest głównym celem. Inaczej jest w przypadku zastosowania układów, które wykorzystują proces kondensacji pary wodnej ze spalin, co wiąże się z możliwością odzyskania znacznie większego strumienia ciepła. Pierwsze układy z kondensacją pary wodnej zawartej w spalinach powstały, ∗ E-mail: [email protected] 12 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs w Skandynawii, jednak ich główną funkcją była poprawa sprawności usuwania zanieczyszczeń ze spalin, a nie odzysk ciepła. Ciekawym przykładem takiej instalacji jest zbudowany w 1998 roku, w Göteborgu, układ oczyszczania gazów wylotowych z kondensacją pary wodnej zawartej w spalinach. Spaliny po przejściu przez układ odpopielania trafiają do układu, w którym ich temperatura jest obniżana z 220 o C do 40 o C. W odprowadzanym do stacji uzdatniania kondensacie występowały zanieczyszczenia takie jak pył, dioksyny, metale ciężkie. Zastosowanie w tym przypadku procesu kondensacji pary wodnej zmniejszyło emisję zanieczyszczeń do atmosfery. Podobna instalacja z kondensacją pary wodnej w spalinach znajduje się w elektrowni Holstebro. W tym przypadku kondensacyjny układ odzysku ciepła został zintegrowany z instalacją mokrego odsiarczania, a jego główną funkcją jest redukcja emisji zanieczyszczeń, stąd niewielki strumień odzyskanego ciepła. W największej elektrowni w Danii, w Kopenhadze, zainstalowano kondensacyjny układ odzysku ciepła również zintegrowany z instalacją odsiarczania. Odzyskane w układzie ciepło odpadowe o strumieniu równym 17 MW wykorzystane jest na potrzeby ciepłownicze. W roku 2007 w elektrowni w Sønderborgu zastosowano ciekawy układ odzysku ciepła i wody z kondensacją spalin. Kondensat powstały ze skroplenia pary wodnej skierowany został do układu odsiarczania i w całości zastępuje świeżą wodę. W sytuacjach zwiększonego obciążenia kotła, układ odsiarczania nie wykorzystuje całości kondensatu, który po uzdatnieniu kierowany jest do innych procesów. Odzyskany strumień ciepła odpadowego o wartości 6 MW kierowany jest do sieci cieplnej. Najczęściej stosowane rozwiązania służące do odzysku ciepła ze spalin wylotowych z kotłów energetycznych sprowadzają się do zabudowy w kanale spalin wymiennika ciepła odbierającego spalinom tylko i wyłącznie ciepło jawne. Takie rozwiązanie zastosowano na przykład w elektrociepłowni Lippendorf koło Lipska. Odzyskane ciepło przekazywane jest kondensatowi płynącemu ze skraplacza turbiny do kotła, co przyczynia się do wzrostu mocy elektrycznej i sprawności bloku. Schłodzone spaliny kierowane są następnie do chłodni kominowej. Podobne rozwiązanie zastosowano w nowym bloku o mocy 460 MWe elektrowni Łagisza. Ciepło ze spalin opuszczających elektrofiltr służy do wstępnego podgrzewu powietrza do spalania (przed obrotowym podgrzewaczem powietrza w kotle). Pierwszy w Polsce kondensacyjny wymiennik ciepła do odzysku ciepła odpadowego budowany jest w elektrociepłowni Białystok S.A. Będzie on odzyskiwał ciepło ze spalin wylotowych z kotła biomasowego z paleniskiem fluidalnym. Ciepło to będzie następnie przekazywane wodzie sieciowej i zostanie skierowane do sieci cieplnej Białegostoku. Rozwiązanie to umożliwi zwiększenie mocy cieplnej elektrociepłowni, poprawę jej sprawności i konkurencyjności, a także zwiększenie produkcji ciepła Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 13 „zielonego”. Jak wynika z opisanych przykładów tego typu wymienniki ciepła pracują w trudnych warunkach. W wyniku kondensacji pary wodnej oraz obecności związków siarki w spalinach tworzy się tlenek siarki SO3 . Tlenek ten jest silnie higroskopijny i reaguje z wodą tworząc kwas siarkowy. Nawet niewielka zawartość SO3 w spalinach na poziomie kilku ppm (ang. parts per million) powoduje korozję siarkową elementów kanału spalin. Z tego względu istotną rolę odgrywa odpowiedni dobór materiałów do ich budowy. Najczęściej stosowane metody zabezpieczenia wymienników ciepła przed agresywnym wpływem działania spalin to wykonanie ich w całości ze stali odpornej na korozję, wykonanie w całości z teflonu lub pokrycie rur i kanałów warstwą izolującą np. teflonem. W pracy [8] opisano zastosowanie rur wykonanych ze stopów aluminium, oparte o stopy miedzi lub pokrywane różnymi powłokami, które jednak nie zapewniały odpowiedniej ochrony przed korozją. W pracy [9] przedstawiono wyniki badań 90 gatunków stali, 86 polimerów oraz 26 materiałów ceramicznych, na które oddziaływały spaliny pochodzące ze spalania oleju. Wyniki badań świadczą o tym, że tylko kilka gatunków stali wykazało dobrą odporność na korozję, są to m.in. stale stopowe chromowo-molibdenowe, stopy na bazie niklu oraz tytan. W przypadku grupy polimerów przeprowadzone badania rur, wykonanych w całości z materiałów typu polichlorek winylu (PCV) i kopolimer akrylonitrylo-butadienowo-styrenowy (ABS), wykazały doskonałe własności antykorozyjne. W ostatnim czasie zaczęto wykorzystywać także tytan, jednak w tym przypadku problemem jest wysoki koszt materiału i jego trudna obróbka [10]. Z omówionych powyżej powodów nie były dotychczas rozwijane algorytmy obliczeń wymiany ciepła i konstrukcji wymienników kondensacyjnych, zwłaszcza w odniesieniu do spalin z węgla. W literaturze przedmiotu znaleziono tylko dwa przykłady obliczeń dotyczących kondensacyjnego wymiennika ciepła zastosowanego do spalin pochodzących ze spalania węgla [1,2]. Oba modele odwoływały się do znanego modelu Colburna-Hougena [3], wprowadzając różne jego modyfikacje. W pozostałych pracach prezentowano modele matematyczne kondensacyjnych wymienników ciepła przy spalaniu oleju opałowego[4,5] lub gazu [6–8]. Jak wynika z przedstawionych przykładów zastosowanie układu odzysku ciepła w kanale spalin umożliwia odzyskanie znacznego strumienia ciepła odpadowego, możliwego do dalszego wykorzystania, oraz poprawia na oczyszczanie spalin. Odpowiednia praca układu odzysku związana jest z właściwym doborem konstrukcji wymiennika ciepła. W pracy dokonano analizy rodzajów konstrukcji wymienników ciepła, które można zastosować w procesie odzysku ciepła. Wykonano obliczenia z zastosowaniem modeli matematycznych uwzględniających dodatko- 14 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs wo proces kondensacji pary wodnej zawartej w spalinach. Ze względu na obecność gazu inertnego w spalinach zagadnienie wymiany ciepła z uwzględnieniem kondensacji pary wodnej jest trudne do rozwiązania w stosunku do kondensacji czystej pary wodnej. W tym przypadku dochodzi dodatkowy mechanizm wymiany ciepła poprzez dyfuzję masy. 2 Założenia do obliczeń Obliczenia wymienników ciepła przeprowadzono dla spalin pochodzących z węgla brunatnego dla bloku energetycznego o mocy 900 MW. Przyjęte parametry węgla podano w tab. 1, natomiast obliczone parametry spalin przedstawiono w tab. 2. Tabela 1. Charakterystyka węgla kamiennego przyjętego do obliczeń Lp. Parametr Wartość 1 Wartość opałowa 2 Udział wilgoci 0,090 3 Udział popiołu 0,200 4 Udział C 0,599 5 Udział H 0,038 6 Udział O 0,050 7 Udział N 0,012 8 Udział S 0,010 23 MJ/kg Tabela 2. Dane do obliczeń Wielkość Jednostka Wartość Strumień masy spalin mokrych kg/s 1090,2 Strumień masy spalin suchych kg/s 820,3 Temperatura spalin przed wymiennikiem oC 170 Temperatura spalin za wymiennikiem oC 60 Wartość współczynnika zawilżenia X — 0,258 kPa 25 oC 65,0 Ciśnienia parcjalne pary wodnej Temperatura nasycenia W obliczeniach przyjęto strumień paliwa równy 79,7 kg/s, dla parametrów otoczenia: ciśnienia p = 0, 1 MPa; temperatury t = 15 o C; wilgotności względ- Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 15 nej φ = 0, 6; współczynnik nadmiaru powietrza: λ = 1, 2. Stąd strumień spalin mokrych równy jest 830,22 kg/s, a udziały molowe poszczególnych składników wynoszą odpowiednio: (CO2 ) = 0, 1416, (SO2 ) = 0, 0009, (O2 ) = 0, 0329, (N2 ) = 0, 7378, (H2 O)= 0, 0780, (Ar)= 0, 0088. Przyjęto, że temperatura wody chłodzącej wymiennik na jego wlocie jest równa t1 = 25 o C, a na wylocie t2 = 90 o C, oraz że obliczony z równań bilansowych strumień masy to 1053 kg/s. Wartości temperatury wody chłodzącej na wlocie wybrano tak, aby mogła być ona pobierana z chłodni kominowej. Temperatura wody na wylocie powinna być możliwie wysoka, gdyż temperatura wody na wylocie z wymiennika daje większe możliwości zagospodarowania ciepła odpadowego. 3 Modele matematyczne wymiennika ciepła Obliczenia wymienników ciepła wykonano wykorzystując bilansowy model matematyczny oraz model VDI Heat Atlas [10]. Model bilansowy zastosowano do kondensacyjnego wymiennika ciepła z poziomym układem rur chłodzących oraz do wielobiegowego wymiennika ciepła, natomiast model VDI zastosowano do kondensacyjnego wymiennika ciepła z krzyżowym układem rur chłodzących. Model VDI opisuje procedurę obliczania wymienników ciepła bazującą na modelu Colburna-Hagena. 3.1 Bilansowy model matematyczny wymiennika ciepła W celu określenia podstawowych parametrów cieplno-przepływowych oraz gabarytów wymiennika ciepła przeprowadzono obliczenia bilansowe. Aby uwzględnić proces kondensacji wymiennik ciepła podzielono na część bezkondensacyjną oraz część kondensacyjną. Schemat blokowy pokazany jest na rys. 1. Założono, że z jednej strony do wymiennika wpływają oczyszczone w elektrofiltrze spaliny wilgotne o zadanej temperaturze T1 , składające się z gazu inertnego o strumieniu qmsps i pary wodnej o strumieniu X1 qmsps . W wymienniku ciepła spaliny ulegają schłodzeniu do temperatury T2 i płyną dalej do instalacji odsiarczania spalin. Jeżeli temperatura spalin T2 jest wyższa od temperatury nasycenia to strumienie obu gazów nie ulegają zmianie. W przypadku, gdy temperatura spalin T2 jest niższa od temperatury nasycenia, zaczyna się proces kondensacji pary. Na skutek wykraplania się wody ze spalin zmianie ulega ciśnienie parcjalne pary, co pociąga za sobą zmianę strumienia pary wodnej do wartości X2 qmsps . Ciepło odpadowe przekazywane jest do wody, która wpływa do wymiennika strumieniem masy qmw o temperaturze t1 . W wymienniku woda podgrzewa się do temperatury t2 i następnie wypływa. Temperatura 16 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs Rysunek 1. Schemat wymiennika ciepła z kondensacją pary wodnej zawartej w spalinach t2 jest ważnym parametrem, decydującym o możliwości wykorzystania wody do podgrzewu powietrza wlotowego, układu regeneracji lub sieci ciepłowniczej. Na podstawie przyjętej struktury wymiennika ciepła (rys. 1)otrzymano równanie bilansowe w następującej postaci: iw1 qmw + isps1 qmsps + ip1 X1 qmsps = iw2 qmw + isps2 qmsps + ip2 X2 qmsps , (1) w którym iw = cpw t to entalpia wody chłodzącej, isps = csps T oznacza entalpię spalin suchych obliczona na podstawie składu spalin, ip entalpię pary wodnej wyznaczoną dla temperatury spalin, a t to temperatura wody chłodzącej, T to temperatura spalin, cpw , csps oznaczają odpowiednio ciepło właściwe wody i gazu inertnego, wskaźniki 1,2 odnoszą się do wlotu i wylotu. Z równania (1) otrzymano strumień masy wody chłodzącej wymiennik ciepła, natomiast strumień masy kondensatu wyraża równanie qmk = qmsps (X1 − X2 ) , (2) gdzie X1 i X2 oznaczają współczynniki zawilżenia spalin. Po przekształceniu równania bilansowego (1) otrzymano entalpię wody w miejscu, w którym spaliny osiągają temperaturę nasycenia iw2 qmw − qmsps (isps1 − isps2 ) + (X1 ip1 − X2 ip2 ) . (3) iw12 = qmw Strumień ciepła, Q, przenikający od spalin do wody chłodzącej poprzez powierzchnię wymiany ciepła, A, w części bezkondensacyjnej określony jest równaniem Q = kA∆T , (4) Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 17 w którym k jest współczynnikiem przenikania ciepła, a ∆T średnią efektywną różnicą temperatur. Średnia efektywna różnica temperatur zależy od szczegółowej konfiguracji przepływów w wymienniku ciepła i dla wymiennika ciepła przeciwprądowego określona jest równaniem ∆T = F ∆Tlog = F (T1 − t2 ) − (T2 − t1 ) (T1 −t2 ) ln (T 2 −t1 ) , (5) gdzie F jest współczynnikiem korekcyjnym zależnym od konfiguracji przepływów w wymienniku ciepła. Dla wymienników ciepła z przepływem mieszanym współczynnik F przyjmuje wartości mniejsze od 1, czyli dla tego typu wymienników efektywna średnia różnica temperatur stanowiąca siłę napędową wymuszającą przepływ ciepła jest mniejsza od średniej logarytmicznej różnicy temperatur. W przypadku wymiennika ciepła z czysto przeciwprądowymi przepływami płynów współczynnik korekcyjny ma wartość równą 1, a średnia efektywna różnica temperatur jest równa logarytmicznej różnicy temperatur. Stąd wymiennik tego typu jest najbardziej efektywny. Współczynnik korekcyjny F dla wielobiegowych wymienników ciepła, tzn. z wielokrotnym zawracaniem strug płynów w obu obiegach, zależy od liczby nawrotów płynów w obu obiegach oraz od temperatur na końcach wymiennika ciepła i może być wyznaczony teoretycznie[1,2] √ 1−Px ln 2 1−RPx R +1 2 . (6) F = √ −1−R+ R2 +1 R−1 Px √ ln 2 −1−R− R2 +1 Px W równaniu (6) parametr Px określa wzór Px = 1− R− RS−1 S−1 RS−1 S−1 1 Ns 1 Ns , (7) w którym bezwymiarowe wielkości R i S zależą od temperatury na końcach wymiennika ciepła t2 − t1 , (8) S= T1 − t1 T1 − T2 R= , (9) t2 − t1 18 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs a Ns jest liczbą opisującą krotność przepływu spalin przez wymiennik ciepła na całej jego długości. W przypadku części bezkondensacyjnej transport ciepła odbywa się na drodze konwekcji pomiędzy płynami a ścianką rozdzielającą oraz na drodze przewodzenia ciepła przez ściankę. Całkowity współczynnik przenikania ciepła, k, określony jest zależnością [9] 1 1 1 = + Rw + , (10) k α1 α2 w której α1 i α2 są współczynnikami wnikania ciepła po obu stronach powierzchni wymiany ciepła, a Rw opornością cieplną ścianki. Konwekcyjna wymiana ciepła pomiędzy płynem a ścianką uzależniona jest przede wszystkim od charakteru przepływu płynu oraz jego rodzaju. W przypadku przepływów laminarnych przyjmowane jest, że liczba Nusselta ma wartość stałą i dla stałego strumienia ciepła osiąga wartość około Nulam = 4, 364 [10]. Do obliczania współczynnika wnikania ciepła po stronie wody chłodzącej zastosowano zależność [9] " 2/3 # ξ RePr d 8 r Nuturb = , (11) 1+ L ξ 2/3 1 + 12, 7 8 Pr − 1 gdzie Re i Pr oznaczają liczby Reynoldsa i Prandtla, d i L są odpowiednio średnicą zewnętrzną i długością rury, a ξ określone jest równaniem [9] ξ = (1, 8 log 10 Re − 1, 5)−2 . (12) Do obliczenia współczynnika wnikania ciepła po stronie wody dla przepływów przejściowych, liczbę Nusselta obliczono jako sumę liczb Nusselta obliczonych z formuł dla przepływu laminarnego i turbulentnego [9] Nutran = (1 − γ)Nulam + γNuturb , (13) gdzie zależny jest od liczby Reynoldsa współczynnik γ i dany jest równaniem γ= Re − 2300 . 104 − 2300 (14) Konwekcja po stronie spalin opisana jest zależnościami pomiędzy tymi samymi liczbami podobieństwa, jednak określenie właściwej formuły oraz współczynników w niej występującychjest znacznie trudniejsze z uwagi na skład spalin oraz przekrój przepływowy kanału spalin z wymiennikiem ciepła. Na podstawie przeglądu Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 19 badań oraz formuł stosowanych w takich przypadkach spośród eksperymentalnie wyznaczonych formuł eksperymentów do obliczenia konwekcji po stronie spalin wybrano formułę opracowaną przez Kozlova [5] s 0.6 Re0,777 Pr0.4 , (15) Nu = 0, 0032 d gdzie s jest podziałką pomiędzy rurami zależną od układu rur, a d jest średnicą zewnętrzną rury. Formuła ta wyznaczona została dla pęku rur poziomych opływanych przez powietrze dla liczb Reynoldsa w zakresie 4000 < Re < 50000. W definicjach liczb Reynoldsa i Nusselta jako wymiar charakterystyczny przyjęto zastępczą średnicę hydrauliczną wyznaczoną na podstawie pola przekroju przepływowego oraz obwódu zwilżonego. W części kondensacyjnej wymiennika istotna jest wartość ciepła utajonego, QL , które wydzielane jest w czasie procesu kondensacji pary wodnej: QL = qmk r , (16) gdzie r jest ciepłem parowania. W kondensacyjnym wymienniku ciepła transport ciepła spowodowany jest działaniem dwóch mechanizmów: konwekcji oraz transportu masy. Istnieją zatem dwie siły napędowe wymuszające przepływ ciepła, jedna to różnica temperatur, a druga to różnica stężeń pary wodnej przekładająca się na różnicę jej ciśnień parcjalnych. W przypadku kondensacji pary wodnej w spalinach bardzo duże znaczenie ma obecność gazów inertnych, która powoduje, że sam proces kondensacji nie przebiega w stałej, lecz zmiennej temperaturze. Obecność gazu inertnego w parze bardzo silnie pogarsza współczynnik wnikania ciepła w stosunku do kondensacji czystej pary wodnej. Liczne badania pokazały, że udział masowy powietrza już na poziomie 4% powoduje zmniejszenie współczynnika wnikania ciepła o ok. 80% w stosunku do kondensacji czystej pary wodnej [1]. W przypadku spalin wylotowych pochodzących z bloku energetycznego udział masowy gazu inertnego wynosi aż 75%, co powoduje, że dominującym mechanizmem przekazywania ciepła jest dyfuzja cząsteczek pary przez warstwę gazu inertnego. Dodatkowo stężenie gazu inertnego jest największe na końcu wymiennika ciepła, tam gdzie spaliny mają najniższą temperaturę. W tym miejscu występuje także największe ciśnienie parcjalne gazu inertnego. Warstwa tego gazu stawia opór dyfuzyjny wnikającej parze. W związku z powyższym przyjęto, że strumień ciepła przekazywany od spalin do ścianki określony jest następującym równaniem [1]: Q = A (αsp ∆T + rβsp ∆π) , (17) 20 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs gdzie αsp jest współczynnikiem przejmowania ciepła dla spalin, βsp współczynnikiem wnikania masy, a ∆π bezwymiarowym modułem napędowym. Zakładając, że kondensa∆π można wyrazić jako stosunek ciśnień parcjalnych pary oraz stopni zawilżenia spalin w sposób następujący: ∆π = ln X1 ppk , X2 ppr (18) w którym X1 jest początkowym, a X2 końcowym stopniem zawilżenia spalin, natomiast ppk i ppr to ciśnienia parcjalne pary odpowiednio przy warstwie kondensatu oraz w rdzeniu. Do wyznaczenia współczynnika wnikania masy, βsp , posłużono się analogią pomiędzy transportem masy a konwekcją wymuszoną. Zakładając te same warunki przepływu równania opisujące oba zjawiska można zapisać w postaci: Nu = C Rea Prb , (19) Sh = C Rea Scb , (20) gdzie Sh jest liczbę Sherwooda, a Sc liczbą Schmidta, współczynnik C jest współczynnikiem proporcjonalności, natomiast a, b to wykładniki w równaniach (19) i (20). Po podstawianiu wzorów definicyjnych liczb podobieństwa do równań (19) i (20) i podzieleniu ich stronami otrzymano stosunek współczynnika wnikania ciepła αs p oraz wnikania masy betas p zdefiniowany nową zmienną, która zależy od liczb podobieństwa Prandtla i Schmidta związanych z właściwościami płynów. λsp αsp = φ= βsp δspp Pr Sc b , (21) gdzie λsp – współczynnik przewodzenia spalin, a δspp – dynamiczny współczynnik dyfuzji pary wodnej przez gaz inertny. Dla mieszaniny pary i powietrza stosunek ten w niewielkim stopniu zależy od temperatury. Dodatkowo ze względu na rozdzielenie obu procesów przekazywania ciepła otrzymane wyniki będą tym dokładniejsze im mniejsza zostanie przyjęta wartość ∆T . 3.2 Model matematyczny VDI Podobnie jak w modelu bilansowym wymiennik ciepła podzielono na dwie części, część pierwszą bezkondensacyjną i drugą z kondensacją pary wodnej ze spalin (rys. 1). Parametrem dzielącym wymiennik ciepła jest temperatura spalin i temperatura powierzchni rur, przy której rozpoczyna się kondensacja pary wodnej. Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 21 Obliczenia wymiany ciepła w części bezkondensacyjnej wymiennika ciepła przeprowadzono podobnie jak dla podgrzewacza wody w kotle z paleniskiem pyłowym. Do obliczeń przyjęto założenia przedstawione w rozdz. 2, z których najważniejszym jest wartość temperatury spalin wylotowych z części bezkondensacyjnej wymiennika, przy której występuje kondensacja pary na rurach w części kondensacyjnej. Na podstawie obliczeń iteracyjnych (równania (27) i (28)) ustalono, że temperatura ta wynosi 78 o C. Obliczenia wymiany ciepła w części kondensacyjnej oparte zostały na ideowym modelu uwzględniającym: współczynnik wnikania ciepła od warstwy granicznej gazu do skroplin, αG ; współczynnika wnikania ciepła od warstwy skroplin do ściany rury, αF ; oraz opór cieplny ściany i współczynnik wnikania ciepła od ściany do wody chłodzącej, αK . Biorąc pod uwagę poszczególne przyczynki sumaryczny współczynnik przenikania ciepła można przedstawić w postaci k= 1 s 1 1 + + + αG αF λ αK −1 . (22) Spośród powyższych współczynników jedynie obliczenie oporu warstwy granicznej gazu 1/αG , stanowi problem. Spowodowane jest to koniecznością obliczenia ciśnienia parcjalnego pary wodnej w warstwie granicznej w pobliżu ścianki rury. Zagadnienie to dodatkowo komplikuje występowanie przegrzanej pary wodnej w spalinach. W modelu VDI [10] jednostkowy strumień ciepła przekazywany od spalin do warstwy kondensatu tworzącego się na ściance wynosi (rys. 2) q̇G = αG ET (TG − tF ) , (23) gdzie αG to współczynnik wnikania ciepła od gazu do warstwy kondensatu, tF i TG to odpowiednio temperatura kondensatu i spalin, ET jest współczynnikiem korekcyjnym Ackermanna, φT (24) ET = 1 − e−φT C̃p1 ỹ2F i oznacza bezwymiarowe natężenie przepływu masy φT = 0,6 ln ỹ2B , gdzie C̃p2 Le C̃p – molowe ciepło właściwe przy stałym ciśnieniu, ỹ – udział molowy składnika w spalinach, Le – liczba Lewisa (wskaźniki: F – warstwa kondensatu, B – środek strugi, 1 – para wodna, 2 – gaz inertny). Współczynnik korekcyjny umożliwia uwzględnienie w obliczeniach wymiany masy zachodzącej równocześnie z wymianą ciepła. 22 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs s TG aG aF Tw TK tF ~ y1B aK ~ y1F l Rysunek 2. Profile temperatury i koncentracji w warstwie kondensatu i w jej pobliżu: TK – temperatura czynnika chłodzącego, TW – temperatura ścianki, TG – temperatura spalin, tf – temperatura kondensatu, s – grubość ścianki, ỹ1B – udział molowy pary wodnej w rdzeniu przepływu spalin, ỹ1F – udział molowy pary wodnej przy warstwie kondensatu Strumień ciepła przekazywany czynnikowi wyraża się równaniem q̇ = k′ (tF − TK ) , (25) gdzie współczynnik przenikania ciepła, k′ , od warstwy kondensatu o temperaturze tF do czynnika chłodzącego o temperaturze TK obliczany jest na podstawie wzoru 1 1 s 1 = + + . ′ k αF λ αK (26) W celu określenia strumienia kondensującej pary wodnej oraz mocy cieplnej wymiennika niezbędne jest określenie temperatury warstwy kondensatu na powierzchni rury, tF . Wykorzystuje się do tego następujące równanie bilansowe ! T − t ∆ h̃ G F 1 + k′ (tF − TK ) = αG φT , (27) 1 − e−φT C̃p1 gdzie: ∆h̃1 – molowe ciepło kondensacji; C̃p1 – molowa pojemność cieplna pary wodnej. W celu określenia powierzchni wymiany ciepła niezbędna jest znajomość mechanizmu dominującego w procesie kondensacji pary wodnej. W tym celu konieczna jest znajomość temperatury warstwy kondensatu na wlocie i wylocie ze Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 23 strefy kondensacji wymiennika (równanie (27)). Następnie korzystając z równania bilansu cieplnego otrzymujemy q̇ = k(tT − TK ) = k′ (tF − TK ) = αGD (TT (ỹ1B ) − tF ) , (28) przy czym TK < tF < tT , gdzie: tT (ỹ1B ) – temperatura wodnego punktu rosy dla udziału pary wodnej w rdzeniu strugi spalin, αGD – zastępczy współczynnik ′ wnikania ciepła. Z równania (28) k′ obliczane są wartości αGD oraz αkGD , przy czym wiadomym jest, że wlot Jeżeli obliczona wartość k′ αGD k′ αGD wylot < wlot wylot k′ αGD . wylot < 0, 5, to cały proces kondensacji może być traktowany jako kontrolowany przez mechanizm wymiany ciepła. Powierzchnię wymiany ciepła można obliczyć wówczas z równania A= Q̇ k′ ∆Tlog (29) , gdzie ∆Tlog jest logarytmiczną różnicą temperatury wlotowej i wylotowej warstwy kondensatu oraz wody chłodzącej. Z kolei dla wartości αkGD > 2 cały proces wlot kondensacji jest kontrolowany przez mechanizm wymiany masy i powierzchnię wymiany ciepła można obliczyć z równania ′ ỹ2F,wylot ṄG2 ỹ2F,wylot A= − + ln nG βG ỹ2F ỹ2B,wlot ỹ2B,wylot ỹ2F,wylot ỹ2B,wlot ỹ2F,wylot ỹ2B,wylot −1 −1 , (30) gdzie: ṄG2 – molowy strumień gazu inertnego, nG – gęstość molowa gazu inertnego, βG – współczynnik wymiany masy w gazie inertnym, ỹ2F – udział molowy gazu inertnego w pobliżu warstwy kondensatu, ỹ2B – udział molowy gazu inertnego w rdzeniu strugi spalin. W przypadku, gdy na wlocie do strefy kondensacji mechanizmem dominującym jest wymiana ciepła, a na wylocie – wymiana masy, to powierzchnię wymiennika należy obliczyć z równań (29) oraz (30) i uśrednić. 24 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs 4 Wyniki obliczeń otrzymane z rozwiązania modelu matematycznego 4.1 Wielobiegowy wymiennik ciepła Obliczenia bilansowe przeprowadzono dla wielobiegowego wymiennika ciepła typu Ns -Nt . Liczby Ns i Nt oznaczają krotność przepływu całej długości wymiennika ciepła odpowiednio przez spaliny i wodę chłodzącą (ile razy spaliny lub woda chłodząca przepływają całą długość wymiennika). Liczba Nt powinna być równa 2Ns lub wielokrotność 2Ns . Zastosowanie wielokrotnych nawrotów strug płynów daje w równaniu (7) po stronie spalin większe wartości współczynnika korekcyjnego F , natomiast nawroty po stronie wody chłodzącej wpływają na zwiększenie prędkości przepływu, co pociąga za sobą wzrost współczynników wnikania ciepła α i lepszą wymianę ciepła pomiędzy płynami. Do obliczeń przyjęto następującą konfigurację wymiennika ciepła 2-8 i 3-6. Konfigurację takiego typu wymienników ciepła przedstawiono schematycznie na rys. 3. i 4. Należy dodać, że dla założonych temperatur na króćcach wymiennika ciepła nie istnieje konfiguracja typu 1-2 oraz wielokrotne, czyli 1-4, 1-6 itd. Wymiary wymiennika ciepła obliczone dla temperatur przyjętych na jego końcach, przy założeniu schłodzenia spalin do temperatury nasycenia pary odpowiadającej jej ciśnieniu parcjalnemu. W praktyce oznacza to moment rozpoczęcia kondensacji. W tabeli 3. przedstawiono wyniki obliczeń oraz geometrię wymiennika ciepła dla obu konfiguracji przy tej samej średnicy rury wody chłodzącej. Rysunek 3. Wymiennik ciepła w konfiguracji 2-8 Rysunek 4. Wymiennik ciepła w konfiguracji 3-6 Zastosowanie nawrotów strumienia spalin zwiększyło efektywną różnicę temperatur, jednak największy zysk związany jest z turbulentnym charakterem przepływu wody chłodzącej, a tym samym dużymi wartościami współczynnika wnikania ciepła po stronie wody. Prosty układ rur umożliwia łatwe czyszczenie Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 25 Tabela 3. Wyniki obliczeń dla wielobiegowych wymienników ciepła w konfiguracji 2-8 i 3-6 Wielkość Średnica rury Powierzchnia wymiany ciepła Liczba rur Długość rury Podziałka Jedn. Konfiguracja wymiennika 2-8 3-6 mm m2 10 12 012 10 10 267 – m mm 26 736 14,3 67 20 052 16,3 77,1 powierzchni wymiany ciepła poprzez ich spłukiwanie, co ma istotne znaczenie w związku z zapyleniem spalin. Zasadniczym problemem jest jednak jednokrotne lub dwukrotne zawrócenie strugi spalin, które przy strumieniach masy wynoszących ponad 1000 kg/s staje się technicznie niemożliwe do realizacji. Wyjściem z sytuacji mogłoby być wydzielenie z całego strumienia spalin pewnej jego części poprzez równoległe obejście. Jednak wówczas zmniejszeniu ulegnie również strumień ciepła. Stąd konfiguracja tego typu wymiennika ciepła nie nadaje się do odzyskiwania dużych strumieni ciepła ze spalin wylotowych. 4.2 Wymiennik ciepła w układzie krzyżowym Wykonano obliczenia wymiennika w układzie krzyżowym, w którym wewnątrz wężownic przepływa woda chłodząca, a na zewnątrz przepływają spaliny. Strumienie czynników przecinają się wielokrotnie, co schematycznie pokazano na rys. 5. Przyjęto, że wymiennik zbudowany jest z rur wykonanych z tworzywa sztucznego (PFA) (tetrafluoroetylen perfluoroalkilowinyloeter) o średnicy zewnętrznej 13,5 mm i grubości ścianki 1,8 mm. Podziałki poprzeczna i podłużna rur równe są 40,5 mm. Średnia prędkość spalin osiąga 15 m/s, a ciśnienie spalin równe jest 0,1 MPa. Założono, że w układzie funkcjonuje tylko jeden wymiennik, przez który przepływa cała struga spalin, oraz że prędkość wody chłodzącej płynącej w rurach wynosi ok. 1 m/s. Prędkości te wynikają z przyjętego strumienia wody chłodzącej oraz obliczonej ilości rur włączonych równolegle. Przyjęto ochłodzenie spalin ze 170 do 60 o C. W celu przeprowadzenia obliczeń wymiennik ciepła podzielono na dwie części tak, jak pokazano to na rys. 1. Założono, że kondensacja pary wodnej rozpocznie się na powierzchni ścianki w momencie, gdy jej temperatura będzie niższa od temperatury punktu rosy. Obliczono, że w momencie rozpoczęcia kondensacji na ściance temperatura spalin w rdzeniu będzie wynosić 78 o C. Część pierwszą 26 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs wlot wody chłodzącej wylot wody chłodzącej wlot spalin wylot spalin część bezkondensacyjna część kondensacyjna kondensat Rysunek 5. Schemat wymiennika krzyżowego wymiennika obliczono stosując formuły jak dla spalinowego podgrzewacza wody, natomiast w części drugiej, kondensacyjnej, wykorzystano model [1]. Obliczenia prowadzone były dla wartości średnich parametrów termodynamicznych spalin i wody chłodzącej pomiędzy wlotem i wylotem z wymiennika. Zastosowano specjalne funkcje na obliczanie np. lepkości dynamicznej i przewodności cieplnej dla mieszanin gazów inertnych i pary wodnej [10]. Do obliczeń wykorzystano tablice numeryczne właściwości gazów i pary wodnej [11]. Wyniki obliczeń dla kondensacyjnego wymiennika ciepła z krzyżowym układem rur chłodzących przedstawiono w tab. 4, w której zamieszczono geometrię oraz jego moc cieplną. Tabela 4. Wyniki obliczeń dla wymiennika ciepła w układzie krzyżowym Wielkość Jednostka Wartość Moc cieplna MW 250,6 Powierzchnia wymiany ciepła m2 25 655 Liczba rur szt. 8 322 Liczba rur w rzędzie szt. 393 Podziałka podłużna i poprzeczna mm 40,5 Wymiar kanału spalin z wymiennikiem ciepła (SxW) m 16 x 8 Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 4.3 27 Przeciwprądowy wymiennik ciepła z poziomym układem rur Otrzymane z rozwiązania równań bilansowych wyniki posłużyły również do przeprowadzenia obliczeń przeciwprądowego wymiennika ciepła z poziomym układem rur. Tego typu wymiennik charakteryzuje się równością średniej efektywnej różnicy temperatur oraz średniej logarytmicznej różnicy temperatur. Dodatkowo prosta konstrukcja wymiennika umożliwia łatwe czyszczenie powierzchni wymiany ciepła oraz serwisowania, a poziomy układ rur sprzyja ich montowaniu wzdłuż kanału spalin, przez co rury mogą mieć większą długość niż w przypadku krzyżowego wymiennika ciepła. Założono, że spaliny są schładzane do temperatury poniżej temperatury nasycenia pary wodnej przy jej ciśnieniu parcjalnym, czyli dla węgla brunatnego do temperatury T2 = 60 o C. W tym przypadku wymiennik ciepła również podzielono na dwie części bezkondensacyjną i kondensacyjną. W części bezkondensacyjnej schładzanie spalin następuje do temperatury nasycenia pary wodnej dla danego ciśnienia parcjalnego. Dla węgla brunatnego jest to temperatura T2 ≈ 65 o C. W tabeli 5 przedstawiono otrzymane wyniki obliczeń oraz parametry geometryczne kondensacyjnego wymiennika ciepła dla spalin pochodzących z węgla brunatnego. Ze względu na duży strumień masy spalin oraz duży strumień wody chłodzącej otrzymano przepływ wody chłodzącej z zakresu przejściowego. Dalsze zwiększenie liczby Reynoldsa wody chłodzącej możliwe jest tylko poprzez jej zawrócenie, co z kolei wiąże się z koniecznością zawracania spalin. Możliwe jest także zmniejszenie średnicy przewodu jednak zaniechano tej możliwości ze względu na brak na rynku standardowych rur stalowych o średnicach mniejszych niż 10 mm. Dodatkowo przy mniejszych średnicach przewodu istniałoby większe prawdopodobieństwo ich zatkania lub zmniejszenia pola przekroju przepływowego w wyniku tworzenia się osadów. Dobrano wymiar kanału spalin tak, aby prędkość spalin zbliżona była do wartości 15 m/s, sosowanej przy projektowaniu kanałów spalin. Z przeprowadzonych obliczeń wynika, że przekazywanie ciepła w procesie kondensacji poprzez transport masy jest ponad pięciokrotnie większe niż przez konwekcję. Pole wymiany ciepła dla części kondensacyjnej jest w takim przypadku 4 razy mniejsze od pola wymiany ciepła dla części bezkondensacyjnej, natomiast strumienie przekazywanego ciepła są takie same. Wymiana ciepła w obecności gazu inertnego odbywa się poprzez transport masy i konwekcję. Przy czym dominującym mechanizmem przekazywania ciepła jest dyfuzja masy. Wielkość dyfuzji zależy od stopnia zawilżenia spalin, który w bezpośredni sposób wpływa na wartość ciśnień parcjalnych pary, a to z kolei powoduje, że bezwymiarowy moduł napędowy ∆π wzrasta. 28 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs Tabela 5. Wyniki obliczeń przeciwprądowego kondensacyjnego wymiennika ciepła z poziomym układem rur Wielkość Średnica rur Liczba rur Liczba rur w rzędzie Podziałka Całkowita długość rury Wartość mm 13,5 – 22 500 – 150 mm 53,9 m 28,0 Wymiar kanału spalin z wymiennikiem ciepła m 8,2 Całkowita powierzchnia wymiany ciepła m2 26 690 Moc cieplna wymiennika ciepła MW 250 kg/m2 s 0,148 Bezwymiarowy moduł napędowy, ∆π – 0,0653 Stosunek mechanizmu transportu masy do konwekcji – 5,461 Współczynnik wnikania masy, βsp 5 Jedn. Podsumowanie W pracy opisano przykłady zastosowania odzysku ciepła odpadowego ze spalin w blokach energetycznych elektrowni węglowych w Polsce i na świecie. Przedstawiono zagadnienie modelowania wymienników ciepła z zastosowaniem modelu bilansowego oraz modelu VDI [10]. Wykorzystując wspomniane modele matematyczne wykonano obliczenia cieplno-przepływowe dla wybranych konstrukcji wymienników ciepła. Przeanalizowano zalety i wady zastosowania danej konstrukcji wymiennika ciepła do odzysku ciepła odpadowego ze spalin. Wykazano, że najbardziej efektywne są wielobiegowe wymienniki ciepła, w których spaliny są 2–3 krotnie zawracane w płaszczu wymiennika ciepła. Jednak ze względu na dużą prędkość przepływu spalin wymienniki ciepła tego typu mogą mieć zastosowanie tylko w przypadku małych strumieni masy spalin, poprzez zabudowanie wymiennika w oddzielnym kanale obejściowym. Dla dużych strumieni masy spalin lepsze są wymienniki ciepła, w których nie występuje zawracanie strugi spalin, czyli np. z poziomym układem równoległych rur chłodzących lub też z równoległym układem wężownic. W wymienniku ciepła z poziomym układem rur chłodzących mamy do czynienie z typowymi przepływami przeciwprądowymi, czyli największą średnią efektywną różnicą temperatur. Podstawową wadą takiego wymiennika ciepła są jednak duże długości rur chłodzących, a tym samym długość wymiennika. Wady tej pozbawiony jest wymiennik ciepła z przepływem krzyżowym, w którym spaliny omywają układ równoległych wężownic. Zatem wymiennik ciepła tego ty- Porównanie wybranych konstrukcji wymienników ciepła. . . 29 pu stanowi też punkt wyjścia do szczegółowych badań nad odzyskiem ciepła ze spalin. Podziękowania Wyniki przedstawione w pracy uzyskano w badaniach współfinansowanych przez Narodowe Centrum Badań i Rozwoju w ramach umowy SP/E/1/67484/10 – Strategiczny Program Badawczy – Zaawansowane technologie pozyskiwania energii: Opracowanie technologii dla wysokosprawnych „zero-emisyjnych” bloków węglowych zintegrowanych z wychwytem CO2 ze spalin. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2013 r. Literatura [1] Levy E. i in.: Recovery of water from boiler flue gas. DOE Award Number DE-FC2606NT42727, 2008. [2] Jeong K. Ii in.: Analytical modeling of water condensation in condensing heat exchanger. Int. J. Heat Mass Transfer 53(2010), 2361–2368. [3] Colburne A.P., Hougen A.: Design of Cooler Condensers for Mixtures of Vapors with Noncondensing Gases. Ind. Engineering Chemistry, 1934. [4] Razgaitis R. i.in.: Condensing Heat Exchanger Systems For Residential/Commercial Furnaces and Boilers Phase III. U.S. Department of Energy No. DE-AC02-76CH00016, 1984. [5] Osakabe M.: Latent Heat Recovery from Oxygen-Combustion Flue Gas. The American Institute of Aeronautics and Astronautics Inc., 2000. [6] Shi X. i in.: An investigation of the performance of compact heat exchanger for latent heat recovery from exhaust flue gases. Int. J. Heat Mass Transfer 54(2011), 606–615. [7] Liang Y.: Effect of vapor condensation on forced convection heat transfer of moistened gas. Heat Mass Transfer 43(2007), 677–686. [8] Jia L. i in.: Effects of water vapor condensation on the convection heat transfer of wet flue gas in vertical tube. Int. J. Heat Mass Transfer 44(2001), 4257–4265. [9] Hobler T.: Ruch ciepła i wymienniki. WNT, Warszawa 1986. [10] Verein Deutscher Ingenieure VDI-Gesellschaft Verfahrenstechnik und Chemieingenieurwesen (GVC). VDI Heat Atlas, Springer-Verlag, Berlin Heidelberg 2010. [11] Modliński Z.: Biblioteki numeryczne właściwości fizykochemicznych gazów. Politechnika Wrocławska, Wrocław 2012. 30 P. Szulc, T. Tietze, P. Rączka i K. Wójs Comparison of selected designs of heat exchangers operating in heat recovery systems from flue gases Summary This paper describes the state-of-the-art on the methods of waste heat recovery from flue gases in coal-fired power units. The different types of heat exchangers for recovery waste heat from the flue gases in the coal-fired plants were compared. The calculations use two mathematical models for calculations one is based on the balance mean values and the second one on the VDI model with the Colburn-Hagen method. The results of calculations for heat exchangers operating in the cross flow configuration, as well as with horizontal tubes or the multi-pass were compared. tom XLIII(2013), nr 1-2, 31–40 Andrzej Sitka Wiesław Jodkowski Kazimierz Wójs∗ Politechnika Wrocławska Instytut Techniki Cieplnej i Mechaniki Płynów Metody obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego W pracy przedstawiono wyniki badań skuteczności metod odwadniania wywaru gorzelnianego w zakładach przemysłowych. Na podstawie pobranych próbek. można stwierdzić iż najkorzystniejszą metodą odwodnienia wywaru jest wykorzystanie prasy ślimakowej. Otrzymywany placek ma niską wilgotność, która umożliwia jego dalsze wykorzystanie jako biopaliwa. 1 Wstęp W procesie produkcji bioetanolu jako źródło energii cieplnej, potrzebnej do destylacji alkoholu, najczęściej wykorzystuje się paliwo kopalne, jakim jest gaz ziemny lub olej opałowy. Sam proces destylacji jest bardzo energochłonny. Bilans energetyczny produkcji bioetanolu jest dodatkowo obciążony potrzebą zagospodarowania produktu ubocznego, jakim jest wywar gorzelniany. Na każdy kilogram wyprodukowanego etanolu powstaje 8,7 kg wywaru gorzelnianego, zawierającego zaledwie 5–8% suchej masy. Wywar ten jest odwadniany mechanicznie do poziomu 30–35% suchej masy a następnie suszony termicznie. Energia cieplna zużyta na suszenie wywaru stanowi jedną trzecią całej energii zużywanej w produkcji bioetanolu [13]. Rolnicze wykorzystanie wywaru gorzelnianego jest obecnie w Polsce głównym sposobem jego zagospodarowania. Wywar gorzelniany wysuszony do poziomu ok. 90% suchej masy znajduje zastosowanie jako składnik paszy białkowej dla zwierząt hodowlanych. ∗ E-mail: [email protected] 32 A. Sitka, W. Jodkowski i K. Wójs W polskich warunkach, w niewielkich gorzelniach rolniczych źródłem energii do procesu destylacji etanolu jest najczęściej węgiel. Średnie zużycie węgla wynosi 0,8 kg na 1 dm3 etanolu [14]. Energetyczne wykorzystanie wywaru gorzelnianego, jako źródło energii do produkcji bioetanolu pozwoli rozwiązać kilka problemów: • zastąpić paliwa kopalne paliwem biomasowym, • uniezależnić gorzelnie od kłopotów ze zbytem suszonego wywaru do celów wykorzystania rolniczego, • uzyskać oszczędności na kosztach paliwa potrzebnego do procesu produkcji bioetanolu. Wywar gorzelniany w postaci zawiesiny cząstek stałych w cieczy odwadnia się poprzez usunięcie zawartości wody do końcowej wartości od 50–88%. Proces odwadniania polega na rozdzieleniu zawiesiny na odciek i suchy placek. Istnieją metody naturalne i mechaniczne odwadniania wywaru. Odwadnianie mechaniczne w wirówkach lub prasach jest bardziej efektywne od metod naturalnych (poletkach, lagunach) [1–4]. Do czynników wpływających na efektywność procesu odwadniania należą: • właściwości osadu (ściśliwość, opór filtracji, masa osadu), • rodzaj i dawka środka kondycjonującego, • typ urządzenia odwadniającego, • stopień czystości osadu [5]. 2 Metody odwadniania wywaru gorzelnianego Do mechanicznego sposobu odwadniania stosuje się wirówki, prasy oraz jako dodatkowy stopień wyparki. Warunki procesu separacji zależą od: zagęszczenia cieczy, klaryfikacji, odwodnienia, odseparowania i ponownego stworzenia pulpy oraz od rodzaju przebiegającego procesu (ciecz–ciecz, ciecz–ciało stałe), wielkości siły odśrodkowej, stopnia odwodnienia zawiesin, zawartości cząstek stałych w cieczy wylotowej, temperatury produktu, lepkości, odczynu pH. Wymienione czynniki decydują o wyborze odpowiedniej wirówki do odwodnienia wywaru gorzelnianego. Wirówki dekantacyjne posiadają wiele zalet, do których zalicza się małą powierzchnię montażu, wysoką zarówno efektywność jak i przepustowość. Używane są głównie do odwadniania włóknistej pulpy i klarowania wywaru. Parametry pracy wirówki dekantacyjnej powinny być oparte na rzeczywistych danych, stąd Metody obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego 33 konieczność indywidualnego projektu do każdego systemu. Błędne założenie wartości pewnych parametrów negatywnie wpływa na proces odwadniania. W konsekwencji może zwiększyć się procentowy udział cząstek stałych w zawiesinie oraz przepływ objętościowy zawiesiny [6]. Istnieją dwa typy wirówek do odwadniania: z pionową i poziomą osią obrotu. Wirówki z pionową osią obrotu zapewniają ciągłość klarowania cieczy z zawiesin, w których ilość cząstek stałych nie przekracza 2%. Ze względu na przeciążenie rzędu 3000–20000 g wirówki te stosuje się do separacji dwóch cieczy lub zawiesin. Cząstki stałe usuwa się manualnie lub automatycznie przez otwór znajdujący się pośrodku wirówki. Wirówka dekantacyjna z poziomą osią obrotu jest przeznaczona do separacji zawiesin, w których wielkość cząstek stałych waha się w przedziale 1–50 µm [7]. W wirówkach dekantacyjnych zapewniona jest kontrola nad: • strumieniem dopływającego wywaru, który dostosowany jest do optymalnego czasu przebywania wywaru w wirówce; • wysokością przelewu, którą kontroluje objętość płynu i głębokość w zbiorniku; • momentem obrotowym, który reguluje różnicę prędkości pomiędzy cylindrem, a przenośnikiem ślimakowym. Zwiększenie momentu obrotowego poprzez zmniejszenie różnicy prędkości pomiędzy cylindrem wirówki a przenośnikiem ślimakowym wydłuża czas przebywania cząstek stałych w zbiorniku odwadniającym oraz podwyższa zawartość cząstek stałych w pulpie. Im większa zawartość cząstek stałych w pulpie, tym mniejszy procent efektywności ich wyłapywania. Wirówki dekantacyjne są wykorzystywane do mechanicznego odwadniania zawiesin, gdy: • wykorzystywane są duże przeciążenia rzędu 4000–20000 g, • dostarczany płyn ma dużą zawartość cząstek stałych, • istotna jest ciągła praca, • ważny jest ciągły odbiór cząstek stałych. Punkt pracy wirówki może się zmienić przez odkładanie nieprzeniesionych cząstek w części cylindrycznej. Większa zawartość cząstek mających charakter ścierny może spowodować niszczenie ruchomych elementów, np. śruby ślimakowej. W celu poprawy klarowności roztworu wyjściowego dodawane są koagulanty lub flokulanty. Ich zadaniem jest połączenie mniejszych cząstek w skupiska. 34 A. Sitka, W. Jodkowski i K. Wójs Prasa ślimakowa (rys. 1) przeznaczona jest do separacji i odwadniania cząstek stałych z zawiesiny. Głównym elementem prasy jest ślimakowy zespół separującoodwadniająco-prasujący oraz transportowy napędzany wspólnym motoreduktorem. Odwadnianie i prasowanie cząstek stałych odbywa się na stożkowym wkładzie z sita szczelinowego, znajdującym się wewnątrz korpusu [9]. Rysunek 1. Prasa ślimakowa Proces odwadniania i czyszczenia prasy odbywa się przy wykorzystaniu tego samego napędu: podczas fazy odwadniania napędzany jest ślimak transportujący i odwadniający osad, a podczas fazy płukania silnik zmienia kierunek obrotu – napędzany jest bęben, który ulega przepłukaniu przez nieruchome dysze. Ponadto następuje wsteczny ruch przenośnika ślimakowego, a szczczotki oczyszczają rewersyjnie wewnętrzną powierzchnie bębna. Podczas procesu płukania automatycznie zatrzymana jest praca pompy osadu. Po zakończeniu cyklu płukania kierunek obrotów silnika ponownie zmienia się i uruchamiany jest transporter ślimakowy urządzenia. Maszyna nachylona jest pod kątem 15o , co ułatwia odpływ filtratu i popłuczyn, a także minimalizuje efekt zasysania zwrotnego wody przez odwodniony osad. Zużycie medium płuczącego zależy od rodzaju medium i liczby cykli płuczących [8]. Prasy przeponowe dzielone są na prasy nisko- (350–850 kPa) i wysokociśnieniowe (700–1400 kPa). Prasa składa się z szeregu przylegających do siebie płyt z wgłębieniami. Tego typu prasy znajdują zastosowanie tam, gdzie występuje potrzeba usunięcia nadmiaru płynu z różnego rodzaju osadów i zawiesin, które mogą być transportowane systemami pompowymi. Prasa wywiera stopniowy, stały i długotrwały nacisk na mokrą zawiesinę, co powoduje zmniejszenie ilości płynu oraz zapobiega przetłaczaniu cząstek stałych przez sito, którym odpływa płyn. Zaletą pras przeponowych jest prostota konstrukcji, łatwość obsługi i sto- Metody obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego 35 sunkowo mała ilość mechanizmów wymagających obsługi technicznej [10]. Prostota działania prasy oraz łatwość sterowania procesem odwadniania umożliwia bardzo proste włączenie jej w każdy system automatycznego sterowania w dowolnych procesach technologicznych. Podstawowymi zaletami stosowania pras przeponowych są: • małe gabaryty urządzeń, • możliwość łączenia pras w baterie, co powoduje uzyskanie większych wydajności, • automatyczny cykl pracy, • możliwość zastosowania zdalnego systemu sterowania pracą prasy, • brak mechanizmów szybko zużywających się, • niskie zużycie energii na jednostkę suchej masy osadu, • niskie zużycie flokulantu, • wysoka efektywność odwodnienia, • niskie zużycie wody (ścieki oczyszczone) do płukania prasy w odniesieniu do pras taśmowych i wirówek, gdzie zużycie wody jest wielokrotnie większe. 3 Badanie obniżenia wilgotności wywaru gorzelnianego W celu porównania skuteczności różnych mechanicznych metod obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego, przeprowadzono badania z użyciem 3 urządzeń odwadniających: wirówki dekantacyjnej, prasy ślimakowej i prasy przeponowej. Z każdego z tych urządzeń pobrano próbki wywaru surowego, placka filtracyjnego oraz odcieku. Dla pobranych prób oznaczono zawartość suchej masy metodą suszenia termicznego. Następnie przeprowadzono analizę własności energetycznych próby placka filtracyjnego w postaci roboczej. Oznaczono zawartość popiołu, zawartość części lotnych, ciepło spalania i analizę elementarną CHNS. Na postawie oznaczeń obliczono wartość opałową próby w postaci roboczej. Dla każdej z metod odwadniania oznaczono jednostkowe zużycie energii elektrycznej, w kWh/1000 kg surowego wywaru gorzelnianego. Wyznaczono niepewność względną δB pomiarów skuteczności odwadniania, w oparciu o bilans masowy, obliczony na podstawie pomiarów strumieni masy i oznaczeń zawartości suchej masy δB = Bws − (Bp + Bo )/Bws · 100% , (1) 36 A. Sitka, W. Jodkowski i K. Wójs gdzie: Bws – zawartość suchej masy w strumieniu wywaru surowego, Bp – zawartość suchej masy w strumieniu placka filtracyjnego, Bo – zawartość suchej masy w strumieniu odcieku. Próbki wywaru, placka filtracyjnego i odcieku z wirówki dekantacyjnej pobrano w Zakładzie Produkcji Bioetanolu w Goświnowicach, zainstalowanej w hali wirówek, pracującej w ruchu ciągłym. Dane pomiarowe odnośnie zużycia energii elektrycznej pochodzą z systemu sterowania zainstalowanego w Zakładzie. Wyniki pomiarów zamieszczono w tab. 1 i tab. 2. Tabela 1. Wyniki pomiarów odwadniania na wirówce dekantacyjnej (strumienie masy przeliczone na 1000 kg wywaru surowego) Wywar surowy masa [kg] 1000 zawartość suchej masy [%] 12,4 Bws [kg] 124 masa [kg] Placek Oodciek 189 zawartość suchej masy [%] 32,98 Bp [kg] 62,5 masa [kg] 573 zawartość suchej masy [%] 8,64 Bo [kg] 49,5 Niepewność względna pomiaru [%] 9,7 Zużycie energii elektrycznej [kWh/1000 kg] 2,35 Tabela 2. Własności energetyczne próbki placka filtracyjnego z wirówki dekantacyjnej Zawartość wilgoci Wr [%] 67,02 Zawartość popiołu 650 o C [%] Zawartość popiołu 815 o C [%] Zawartość części lotnych Vm [%] C [%] H [%] N [%] S [%] 2,2 2,0 82,16 48,7 5,74 6,12 0,47 Ciepło spalania badane wg [12] wynosi 7,63 MJ/kg, a wartość opałowa 5,41 MJ/kg. Zużycie energii elektrycznej wyniosło 2,35 kWh na 1000 kg wywaru surowego. Próby odwadniania na prasie ślimakowej przeprowadzono na instalacji doświadczalnej, zbudowanej na terenie gorzelni rolniczej w Opolu Lubelskim, gdzie pobrano próby wywaru, placka filtracyjnego i odcieku. Pomiaru zużytej energii elektrycznej dokonano licznikiem energii elektrycznej zasilającej prasę. Wyniki pomiarów zamieszczono w tab. 3 i tab. 4. Metody obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego 37 Tabela 3. Wyniki pomiarów odwadniania na prasie ślimakowej (strumienie masy przeliczone na 1000 kg wywaru surowego) masa [kg] 900 100 zawartość suchej masy [%] 13,8 13,8 Bws [kg] 124,2 13,8 masa [kg] 240 20 zawartość suchej masy [%] 40,6 40,8 Bp [kg] 97,40 8,16 masa [kg] 660,0 88,7 zawartość suchej masy [%] 6,22 6,00 Bo , [kg] 41,00 5,32 Niepewność względna pomiaru [%] 11,0 2,3 Zużycie energii elektrycznej [kWh/1000 kg] 1,0 – Wywar surowy Placek odciek Tabela 4. Własności energetyczne próby placka filtracyjnego z wirówki dekantacyjnej Zawartość wilgoci Wr [%] 59,4 Zawartość popiołu 650 o C [%] Zawartość popiołu 815 o C [%] Zawartość części lotnych Vm [%] C [%] H [%] N [%] S [%] 1,3 1,2 85,43 49,3 6,21 6,23 0,47 Ciepło spalania badane wg [12] wynosi 7,63 MJ/kg, a wartość opałowa 8,59 MJ/kg. Zużycie energii elektrycznej wyniosło 1,0 kWh na 1000 kg wywaru surowego. Próby odwadniania wywaru gorzelnianego na prasie przeponowej przeprowadzono na ćwierćtechnicznej przeponowej prasie odwadniającej. Użyte do badań sito posiadało 27 otworów szczelinowych o szerokości 1 mm usytuowanych w 5 rzędach. Pomiaru zużytej energii elektrycznej dokonano licznikiem energii elektrycznej zasilającej urządzenie. Wyniki pomiarów zamieszczono w tab. 5 i tab. 6. Ciepło spalania badane wg [12] wynosi 8,32 MJ/kg, a wartość opałowa 6,15 MJ/kg. Zużycie energii elektrycznej wyniosło 2,14 kWh na 1000 kg wywaru surowego. 4 Podsumowanie Porównano skuteczność odwadniania wywaru gorzelnianego przy pomocy wirówki dekantacyjnej, separacyjnej prasy ślimakowej oraz prasy przeponowej pneumatycznej. Zbadano. zawartość suchej masy w placku filtracyjnym, zawartość 38 A. Sitka, W. Jodkowski i K. Wójs Tabela 5. Wyniki pomiarów odwadniania na prasie przeponowej (strumienie masy przeliczone na 1000 kg wywaru surowego) masa [kg] zawartość suchej masy [%] Bws [kg] masa [kg] zawartość suchej masy [%] Placek Bp [kg] masa [kg] zawartość suchej masy [%] Odciek Bo [kg] Niepewność względna pomiaru [%] Zużycie energii elektrycznej [kWh/1000 kg] Wywar surowy 21,00 11,80 2,48 4,40 43,00 1,89 15,40 3,80 0,58 0,40 2,14 Tabela 6. Własności energetyczne próby placka filtracyjnego z prasy przeponowej Zawartość wilgoci Wr [%] 63,23 Zawartość popiołu 650o C [%] 1,6 Zawartość popiołu 815o C [%] 1,4 Zawartość części lotnych Vm [%] C% H% N% S% 83,72 49,1 6,11 6,20 0,47 pozostałości części stałych w odcieku pofiltracyjnym, określano jednostkowe zużycie energii elektrycznej na odwodnienie stałej objętości wywaru (rys. 2). Na rys. 3 porównano otrzymane wartości ciepła spalania i wartości opałowej placka filtracyjnego. Najlepsze wyniki uzyskano dla prasy ślimakowej. Uzyskane wyniki pozwalają stwierdzić, że najbardziej efektywnym urządzeniem okazała się prasa ślimakowa, daje największą zawartość suchej masy w placku filtracyjnym oraz zapewnia najmniejsze jednostkowe zużycie energii elektrycznej na odwodnienie 1 m3 wywaru. Najmniej efektywna okazała się metoda odwadniania za pomocą wirówki dekantacyjnej. Przeprowadzone próby wykazały, że zastosowanie optymalnej metody odwadniania wywaru pozwala uzyskać w warunkach przemysłowych paliwo o wilgotności poniżej 60%, co podwyższa jego wartość opałową do ok. 6,5 MJ/kg. Omówione badania współfinansowało Narodowe Centrum Badań i Rozwoju w ramach umowy SP/E/4/65786/10. Strategiczny Program Badawczy – „Zaawansowane technologie pozyskiwania energii”, zadanie badawcze nr 4 pt. „Opracowanie Metody obniżania wilgotności wywaru gorzelnianego 39 Rysunek 2. Zużycie energii elektrycznej w procesie odwadniania Rysunek 3. Porównanie ciepła spalania i wartości opałowej otrzymanych z poszczególnych instalacji zintegrowanych technologii wytwarzania paliw i energii z biomasy, odpadów rolniczych i innych”. Praca wpłynęła do redakcji w październiku 2013 r. Literatura [1] Komorowska M.: Prasy filtracyjne do odwadniania osadów ściekowych. WodociągiKanalizacja 19(2005), 11. 40 A. Sitka, W. Jodkowski i K. Wójs [2] Spinosa L.: Design and operation of dewatering equipment. Proc. of the Course Notes at 4th World Filtration Congress, Ostend 1986. [3] Beveridge T., Harrison J.E., Gayton R.R.: Decanter centrifugation of apple mash: effect of centrifuge parameters, apple variety and apple storage. Food Res. Int. 25(1992), 2, 125–130. [4] Leung W., Shapiro A.: Dewatering of fine-particle slurries using a compound beach decanter with cake flow control. Miner. Metall. Process. 19(2002), 10. [5] Heidrich Z., Witkowski A.: Urządzenia do oczyszczania ścieków, projektowanie, przykłady obliczeń. Seidel-Przywecki Sp. z o.o., Warszawa 2005. [6] Altieri G.: Comparative trials and an empirical model to assess throughput indices in olive oil extraction by decanter centrifuge. J. Food Eng. 97(2010), 1, 46–56. [7] Schlip R., Leung W., Hegarty S., Ismar M., Kluge R.: Continuous slurry dewatering and drying — all in one machine. Fluid-Part. Sep. J. 13(2000), 85–96. [8] Wills B.A., Napier-Munn T.: 378–399. Mineral Processing Technology, 7th edn., Elsevier, 2005, [9] Turci P.: Dewatering high moisture organics. BioCycle 41(2000), 5, 41. [10] Mestil Z.M.: Automatyczna przeponowa prasa odwadniająca komunalne osady ściekowe. Gorzów Wielkopolski 2011. [11] www.prasa-odwadniajaca.pl/dzialanie.htm [12] PN-81/G-04513. Paliwa stałe. Oznaczanie ciepła spalania. [13] Cassman K., et al.: Convergence of Agriculture and Energy: Implications for Research and Policy. College of Agricultural Science and Technology, 2006. [14] Łączyński B: Skrócony kurs gorzelnictwa rolniczego. Wydawnictwo Sigma-NOT, Warszawa 1993. Methods of dehumidification in distillers Summary Article presents the methods for stillage dewatering in existing industrial plants. Research was accomplished on the samples. It can be concluded that the most preferred method of the compound dewatering is by application of the screw press. The resulting cake is featuring a low moisture and allow its use as a biofuel. tom XLIII(2013), nr 1-2, 41–48 Janusz Rogula∗ Politechnika Wrocławska Instytut Inżynierii Lotniczej, Procesowej i Maszyn Energetycznych Wpływ spadku temperatury i ciśnienia w rurociągu na przeciek przez przemysłowy zawór kulowy Zawory kulowe stosowane są w miejscach, gdzie jest konieczne otwieranie lub zamykanie strumienia przepływu. Przeciek przez zamknięty zawór ma wpływ na sprawność całego układu przesyłu danego medium. W artykule przedstawiono wyniki badań pomiaru szczelności nowego zaworu kulowego w zakresie temperatury od -60 o C do 20 o C. Do pomiaru szczelności zastosowano metodę chromatografii gazowej, przy zastosowaniu helu jako gazu nośnego. Zmierzono przeciek wewnętrzny (pomiędzy kulą a uszczelnieniem. zczelność zaworu mierzono przy nadciśnieniu azotu od 0,5 MPa do 5 MPa. 1 Wstęp W najbliższej perspektywie gospodarka narodowa potrzebować będzie zaworów o wysokim poziomie szczelności, szczególnie podczas eksploatacji w niskiej temperaturze. Budowa terminalu gazowego, przesył rurociągami gazu łupkowego wymagają budowy nowych, szczelnych instalacji. Zwiększenia szczelności zaworów można dokonać przez modernizację węzłów uszczelniających, po przeprowadzeniu badań ich szczelności w warunkach zbliżonych do całorocznych warunków atmosferycznych a nawet ekstremalnych (do −60 o C). Zastosowanie chromatografii gazowej do oceny szczelności zaworów umożliwia wykonywanie pomiarów w temperaturze ujemnej przy przepływie dowolnego medium oraz pozwala w sposób ilościowy określić wyciek. Wyznaczenia wielkości wycieku z zaworu metodą chromatografii gazowej w temperaturze −60 o C dokonano po raz pierwszy w Polsce [1]. Znajomość wartości wycieku z zaworów w temperaturze ujemnej może być cenną informacją dla producentów zaworów. ∗ E-mail: [email protected] 42 2 J. Rogula Uszczelnienie kuli w zaworze kulowym Budowę zaworu kulowego z kulą „pływającą” oraz funkcje jakie spełniają poszczególne elementy przedstawiono w [2], natomiast w niniejszym rozdziale opisano mechanizm uszczelnienia kuli w zaworze kulowym oraz wpływ ciśnienia roboczego na jego działanie. Na rys. 1 przedstawiono zawór z kulą „pływającą” z zamkniętym przelotem, gdy kula obciążona jest ciśnieniem czynnika od strony wlotu do zaworu. Szczelność wewnętrzną gwarantują współpracujące z kulą uszczelnienia 3 i 5, będące równocześnie podporami kuli. Uszczelnienia wykonane z czystego teflonu (politetrafluoroetyleny – PTFE) lub jego kompozytów, są osadzone w metalowym korpusie z obu stron kuli i dociskane do niej przez połączenie śrubami obu części korpusu 2. Obrót kuli 1 następuje po przyłożeniu momentu obrotowego do wystającej z kadłuba końcówki trzpienia 4. Rysunek 1. Zawór z kulą „pływającą” [2]; 1 – kula zaworu, 2 – stalowy korpus zaworu, 3 – uszczelnienie na wylocie, 4 – trzpień, 5 – uszczelnienie na wlocie do zaworu Przy zamkniętym przelocie ciśnienie czynnika oddziałując na powierzchnię kuli, przesuwa ją, powodując powstanie szczeliny. Szczelina między kulą a uszczelnieniem 5 ułatwia dostęp czynnika pod ciśnieniem do uszczelnienia trzpienia 4 i do uszczelnienia 3. Niedokładności wykonania promienia zaokrąglenia uszczelnień i ich chropowatość są przyczyną przecieku czynnika na stronę wylotową zaworu. Materiał, z którego wykonane są uszczelnienia (PTFE i jego kompozyty) posiada niższą twardość niż materiał kuli, co przy zwiększeniu ciśnienia czynnika powoduje powiększenie szczeliny i równoczesnye wzrost nacisku stykowego kuli na uszczelnienie 3. Z kolei wzrost nacisku stykowego przy różnicy twardości materiałów prowadzi do deformacji uszczelnienia 3 i zmniejszenie różnic w niedopasowaniu powierzchni styku kuli z uszczelnieniem. W przestrzeni między uszczelnieniami po ustaniu działania ciśnienia czynnika od strony wlotu Wpływ spadku temperatury i ciśnienia. . . 43 do zaworu następuje powrót kuli do położenia pierwotnego, w którym oś kuli pokrywa się z osią trzpienia. Powstała szczelina między kulą a uszczelnieniem 3, przy braku powrotu sprężystego materiału uszczelnienia, prowadzi do przecieku na stronę wlotu i wylotu czynnika zgromadzonego między uszczelnieniami. Przy braku powrotu sprężystego materiału uszczelnienia szczelina pozostaje co może powodować utratę szczelności przy wzroście ciśnienia od strony wlotu do zaworu. Przeprowadzone badania miały na celu ustalenie, czy wraz ze wzrostem ciśnienia czynnika wyciek wzrasta czy maleje oraz czy temperatura ma wpływ na jego wielkość. 3 Obiekt badań Przedmiotem badań był przemysłowy zawór kulowy [6] ze stali nierdzewnej o średnicy DN40, stosowany w instalacjach wydobywania siarki w zakresie temperatury od −60 o C do +20 o C. Jest to zawór odcinający, nierozbieralny z pełnym przelotem, w którym zastosowano rozwiązanie z tzw. „kulą pływającą”, gdzie do uszczelnienia kuli zastosowano czysty teflon (PTFE). a) b) Rysunek 2. Zawór DN 40: a) na stanowisku podczas badań w temperaturze −60 o C; b) przekrój: 1 – korpus, 2 – uszczelnienie kuli, 3 – kula zaworu kulowego Celem badań była ocena szczelności wewnętrznej i określenie wpływu temperatury na pracę uszczelnień kuli. Badany zawór dozbrojono poprzez dokręcenie kołnierzy zamykających umożliwiających podłączenie butli ze sprężonym azotem 44 J. Rogula i sprężonym helem oraz do chromatografu gazowego. Zdjęcie zaworu podczas badań w temperaturze −60 o C przedstawiono na rys. 2a, a na rys. 2b jego przekrój. Badania prowadzono zgodnie z opracowaną w Laboratorium Techniki Uszczelniania i Armatury Politechniki Wrocławskiej procedurą opartą o normę PN-EN 15848:2006 „Armatura przemysłowa – procedury pomiaru, badań i kwalifikacji dotyczące przecieków substancji szkodliwych” [3]. Przed przystąpieniem do badania szczelności zaworu wykonano wzorcowanie mieszaniny strumienia azotu w strumieniu helu z zastosowaniem metody dynamicznej. Tą metodą można wyznaczyć krzywe wzorcowania dla różnych gazów w stałym strumieniu gazu nośnego. Metodę charakteryzuje duża powtarzalność [4]. 4 Stanowisko badawcze do pomiaru wielkości wycieku z zaworu Stanowisko badawcze do oceny wycieku, (rys. 3) składa się z komory chłodniczej 6 pozwalającej na schłodzenie obiektów do −70 o C, wewnątrz której umieszczony jest badany zawór 1, do którego podłączono z jednej strony kołnierza przewód 7, doprowadzający sprężony azot z butli 2. Wartość ciśnienia azotu była regulowana na podstawie wskazań manometru 5. Hel o znanej wartości strumienia gazu z butli 3 doprowadzano do zaworu przewodem 8, a do chromatografu 2 z butli 10. Z badanego zaworu przewodem 9 mieszanina helu i azotu doprowadzona jest do chromatografu w celu wyznaczenia ilości azotu w mieszaninie (chromatogram). Długość przewodu od komory do chromatografu wynosząca 3 m zapewnia ogrzanie mieszaniny azotu i helu do temperatury otoczenia. Ze względu na warunki panujące na stanowisku, w celu zabezpieczenia przewodów przed pokryciem lodem spowodowanym przez wilgoć zawartą w powietrzu, badany zawór przed podłączeniem do chromatografu najpierw był przepłukiwany azotem z butli, a później sprężonym helem w temperaturze otoczenia. 5 Wyniki badania wycieku z zaworu Badania szczelności przeprowadzono w temperaturze: −60 o C, −40 o C, −20 o C i 20 o C, przy zachowaniu stałej wartości strumienia objętości gazu nośnego równej 65 cm3 /min. Na rys. 4 przedstawiono sumaryczny wykres wartości wycieku z zaworu DN 40 w zależności od ciśnienia doprowadzonego do komory zaworu przy położeniu kuli zapewniającej zamknięcie przelotu. Szczelność zaworu mierzono dla pięciu wartości ciśnienia azotu: 0,5 MPa, 1 MPa, 2 MPa, 3 MPa, 4 MPa i 5 MPa. Wpływ spadku temperatury i ciśnienia. . . 45 Rysunek 3. Stanowisko do badania szczelności zaworu: 1 – badany zawór, 2 – chromatograf gazowy, 3 – butla z azotem, 4 – butla z helem, 5 – manometr, 6 – komora chłodnicza, 7 – przewód doprowadzający sprężony azot, 8 – przewód doprowadzający gaz nośny, 9 – przewód odprowadzający mieszaninę gazu do chromatografu, 10 – butla z helem do chromatografu W przypadku badanego zaworu stwierdzono wzrost wycieku wraz z obniżaniem temperatury. Średnia wartość wycieku w temperaturze otoczenia wynosi ok. 0.012 cm3 /min, a w temperaturze −60 o C od 0,1 do 1,4 cm3 /min co daje 116-krotny przyrost wycieku. Gwałtowny wzrost wielkości wycieku zauważono poniżej temperatury −40 o C. Wielkość wycieku w temp. −60 o C była 3-krotnie większa niż w temperaturze −40 o C i 16-krotnie większa niż w temperaturze −20 o C. Wyciek osiągał wartość maksymalną przy ciśnieniu 2 MPa, w temperaturach 20 o C i −60 o C, a przy ciśnieniu 1 MPa w temperaturach −20 o C i −40 o C. Przy dalszym wzroście ciśnienia wyciek malał. 46 J. Rogula Rysunek 4. Wyciek z zaworu DN 40 dla zakresu ciśnienia od 0,5 MPa do 5 MPa przy temperaturach od −60 o C do 20 o C 6 Wnioski i uwagi końcowe Na podstawie analizy uzyskanych wyników można stwierdzić, że: 1. Zastosowanie chromatografii gazowej (azot – gaz roboczy, hel – gaz nośny) umożliwia ilościowe określenie wartości przecieku przez zawór. 2. Wartość przecieku określona w temperaturze otoczenia jest mała, a zatem szczelność badanego zaworu jest wysoka. 3. Wyciek z zaworu rośnie wraz ze spadkiem temperatury. 4. Krotność zmiany wielkości przecieku wraz ze zmianą temperatury pozwala stwierdzić, że na jego wielkość wpływa zmiana rozszerzalności cieplnej (w tym wypadku skurcz materiału spowodowany spadkiem temperatury). Materiały, z których wykonano poszczególne części zaworu i jego uszczelnienia (metal, PTFE) charakteryzują się różną rozszerzalnością cieplną. Wpływ spadku temperatury i ciśnienia. . . 47 Niewielkie różnice mogą mieć ogromny wpływ na wielkość wycieku. Dla przykładu, obliczona [5] wartość skurczu stali nierdzewnej i PTFE, wynikającego ze schłodzenia próbki o początkowej długości równej 40 mm, od temperatury 20 o C do −60 o C wynosi odpowiednio: stal nierdzewna – 0,025 mm, PTFE – 0,095 mm. Skokowa różnica zmierzonego przecieku między temperaturą −40 o C i −60 o C może świadczyć o możliwej zmianie geometrii styku między kulą a uszczelnieniem (np. zmiana promienia zaokrąglenia powierzchni roboczej uszczelnienia lub zmiana promienia kuli, zmiana średnicy gniazda osadzenia uszczelnienia, pofalowanie powierzchni uszczelnienia). 5. Wyciek przez kulę, w zaworze DN 40, zwiększał się wraz ze wzrostem ciśnienia do 2 MPa następnie malał. Wzrost ciśnienia działającego na powierzchnię kuli powodował jej docisk do uszczelnienia po stronie wylotowej z zaworu i zmniejszenie wartości przecieku. 6. Z przeprowadzonych badań wynika potrzeba: • dalszych badań na poligonie doświadczalnym, w celu potwierdzenia zastosowanej metody do pomiaru wycieku różnych mediów, • analizy wpływu zmiany rozszerzalności cieplnej poszczególnych elementów zaworu na tolerancje kształtu i położenia, co pozwoli na opracowanie zaworu o zwiększonej szczelności. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Literatura [1] Gawliński M., Rogula J., Wolko K.: Wyciek wewnętrzny i zewnętrzny w zaworze kulowym eksploatowanym w zakresie temperatury 20 o C do -50 o C. Mat. XII Międzynarodowej Konf. N-T: Uszczelnienia i Technika Uszczelniania Maszyn i Urządzeń, Wrocław-Kudowa Zdrój, 26-28 maja 2010 (M. Gawliński, red.), SIMP Ośrodek Doskonalenia Kadr, Wrocław 2010, 163–168. [2] http://knapp.pb.edu.pl/RobertBorowik/zawor.php?czynnosc=zawory [3] PN-EN 15848:2006 Armatura przemysłowa — procedury pomiaru, badań i kwalifikacji dotyczące przecieków substancji szkodliwych. [4] Cowper C.J., DeRose A.J.: Chromatograficzna analiza gazów. WNT, Warszawa 1988. [5] http://www.vermet.com.pl/teflon.html. [6] http://www.andrex.com.pl/produkty.php#kurki− kulowe 48 J. Rogula Influence of the temperature and pressure drop in the pipeline on the internal leakage in the industrial ball valve Summary The ball valves are used in these places of pipelines where the turn on/off of steam flow is required. The leakage from the valve influences the system efficiency. Paper presents the results of investigations of the ball valve tightness. The basic assumption needed to be verified was, whether the leakage through a seal with the temperature variation will change. The gas chromatography was used to determine the leakage flow. Helium was used as the carrier gas. Very important assignment was to build a measuring facility which would enable leakage detection from the ball valve at nitrogen overpressure range 0,5–5 MPa in the temperature range from −60 o C to 20 o C. In the experiment the internal leakage was measured. tom XLIII(2013), nr 1-2, 49–59 Robert Kielian Mariusz Lipiński∗ Włodzimierz Obaleński Instytut Automatyki Systemów Energetycznych – IASE sp. z o.o. Centrum Badawczo-Rozwojowe Wrocław Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie do optymalizacji układu automatycznej regulacji poziomu wody w walczaku pracującego w warunkach zrzutu obciążenia na potrzeby własne W artykule przestawiono model poziomu wody w walczaku zaprojektowany w środowisku MATLAB/Simulink, który pozytywnie zweryfikowano podczas badań symulacyjnych w różnych warunkach ruchowych typowych dla obiektu energetycznego o mocy 200 MW, a następnie wykorzystano do modyfikacji układu automatycznej regulacji poziomu wody w walczaku w warunkach zrzutu obciążenia bloku do poziomu potrzeb własnych. Uzyskano wyraźną poprawę jakości regulacji poziomu wody w walczaku w tych warunkach zrzutu. 1 Wprowadzenie Szybki rozwój możliwości obliczeniowych komputerów oraz powszechne wprowadzenie w elektrowniach i elektrociepłowniach systemów cyfrowego sterowania otworzyły z jednej strony zupełnie nowe pola zastosowań modelowania matematycznego, a z drugiej wykreowały zapotrzebowanie na zaawansowane algorytmy projektowania urządzeń i instalacji oraz wspomagania eksploatacji. Obszar nowych zastosowań jest niezwykle szeroki, dlatego też poświecono im szereg projektów badawczych. ∗ E-mail: [email protected] 50 R. Kielian , M. Lipiński i W. Obaleński W pracy [1] rozważane jest również opracowanie i zbudowanie symulatora bloku energetycznego dla szkolenia obsługi ruchowej. Budowa symulatora wymaga wiedzy o automatyzowanym obiekcie, którą trzeba zdobyć w czasie jego normalnej eksploatacji. Następnym krokiem jest opracowanie algorytmów sterowania i ich uruchomienie. Blok energetyczny nie jest miejscem, na którym można dowolnie eksperymentować i sprawdzać opracowane algorytmy, należy to robić na „symulatorach umieszczonych w komputerze. Wiedza o obiekcie wprowadzana jest w postaci plików (realizacji rzeczywistych) i w postaci modelu obiektu natomiast układ sterowania jest modelowany. Eksperyment symulacyjny jest szybszy niż badania na obiektach rzeczywistych oraz całkowicie bezpieczny. Symulacyjny trening umożliwia opanowanie procesu sterowania w wymaganych przedziałach zmian zmiennych procesowych i zadanych uwarunkowaniach [2]. Mając na względzie współczesne tendencje rozwojowe sektora energetycznego Instytut Automatyki Systemów Energetycznych sp. z o.o. opracował wybrane modele cieplnych obiektów energetycznych a także sposoby ich współpracy z różnymi systemami automatyki cyfrowej. Realizowane zadanie obejmowało: 1. Stworzenie, rozbudowę i doskonalenie wybranych modeli cieplnych obiektów energetycznych z wykorzystaniem oprogramowania MATLAB. 2. Opracowanie sposobu współpracy oprogramowania MATLAB z różnymi rozproszonymi systemami sterowania DCS (ang.distributed control system), istniejącymi na blokach energetycznych. 3. Przeniesienie wybranych modeli cieplnych obiektów energetycznych do systemów DCS. 4. Próby obiektowe i testy optymalizacyjne (uzyskanie podobnych odpowiedzi wielkości modelowanej i rzeczywistej obiektu na te same zakłócenia w różnych warunkach pracy bloku). 5. Przeniesienie zestrojonego modelu na obiekcie rzeczywistym do środowiska MATLAB/Simulink [3] i modyfikację układu automatycznej regulacji modelowanego parametru (tworzenie specjalnych członów korekcyjnych) w celu uzyskania poprawy jakości regulacji, w szczególności w trudnych warunkach ruchowych bloku energetycznego. 6. Implementację i strojenie na obiekcie rzeczywistym stworzonego specjalnego członu korekcyjnego. Powyższy tok postępowania został wykorzystany do optymalizacji układu automatycznej regulacji poziomu wody w walczaku, w warunkach zrzutu obciążenia na Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie. . . 51 potrzeby własne, jak również może zostać wykorzystany do optymalizacji innych, trudnych obwodów regulacji w różnych warunkach ruchowych (praca normalna, rozruch, zrzut obciążenia na potrzeby własne itp.) Wykorzystywanie opracowanych procedur uzasadnia potrzeba ograniczenia do minimum eksperymentów obiektowych, których przeprowadzenie zawsze wiąże się z różnego rodzaju ryzykami, a ponadto eksperymenty symulacyjne można prowadzić szybciej niż na obiektach rzeczywistych. Symulacyjny trening umożliwia opanowanie procesu sterowania w wymaganych przedziałach zmian zmiennych procesowych i zadanych uwarunkowaniach [2,4]. 2 Model poziomu wody w walczaku opracowany w środowisku MALTAB/Simulink Bazując na wspomnianych wyżej koncepcjach i doświadczeniu obiektowym [2,4] oraz dokonując analizy literaturowej [5–9] stworzono model poziomu wody w walczaku w postaci bloków funkcyjnych za pomocą środowiska MATLAB/Simulink Następnie model ten został przetestowany przy użyciu danych w postaci cyfrowej pozyskanych z pracy jednego z obiektów energetycznych o mocy 200 MW, ze szczególnym uwzględnieniem zrzutu obciążenia do poziomu potrzeb własnych. Podczas testów zmieniano strukturę i dobierano odpowiednie nastawy (między innymi stałe czasowe i wzmocnienia poszczególnych elementów składowych modelu), najczęściej uśredniając je tak, by były uniwersalne dla wszystkich analizowanych ciągów czasowych, aby w sposób najdokładniejszy przebiegi czasowe poziomu wody rzeczywistego w walczaku (z działającym układem regulacji) i zamodelowanego były zgodne z przebiegami rzeczywistymi. Schemat ogólny modelu poziomu wody w walczaku bloku energetycznego przedstawiono na rys. 1, a wyniki badań symulacyjnych będących efektem końcowym optymalizacji nastaw powyższego modelu dla różnych zrzutów obciążeń [2,4] zilustrowano na rys. 2 (zestawienie przebiegów czasowych modelowanego i rzeczywistego poziomu wody w walczaku). 3 Model poziomu wody w walczaku opracowany w środowisku MALTAB/Simulink Po dokonaniu pozytywnej weryfikacji (rys.2) stworzonego modelu poziomu wody w walczaku w środowisku MATLAB/Simulink przeniesiono stworzony model do istniejącego systemu DCS na bloku energetycznym o mocy 200 MW (innego 52 R. Kielian , M. Lipiński i W. Obaleński Rysunek 1. Schemat ogólny modelu poziomu wody w walczaku bloku energetycznego. Wejścia do modelu (z dane uzyskane z obiektu energetycznego): 1 – paliwa – przepływ paliwa do kotła [t/h], 2 – (Fw) – strumień wody zasilającej [t/h], 3 – rzeczywisty poziom wody w walczaku [mm], 4 – uchyba ciśnienia pary świeżej [MPa]. Wyjścia z modelu: 1 – porównanie przebiegów rzeczywistego i zamodelowanego sygnału poziomu wody w walczaku [mm], 2 – zamodelowany poziom wody w walczaku [mm], 3 – wyjście ze specjalnego człony korekcyjnego (SCK) uzależnionego od przepływu paliwa w postaci przepływu wody zasilającej uzyskanego w wyniku działań optymalizacyjnych. Pozostałe oznaczenia: F-pary – przepływ pary świeżej do turbiny [t/h], Fw-model (Fw-inercja) – strumień wody zasilającej przetworzony w członach inercyjnych wyższego rzędu, dFw – różniczka przepływu wody zasilającej związana ze zmianą temperatury wody zasilającej podczas zrzutu, F-pary model – przepływ pary świeżej do turbiny z uwzględnieniem akumulacji (udział pęcherzy pary w wodzie) [t/h], udział od F-paliwa – udział poziomu wody w walczaku od zmian strumienia paliwa do kotła [mm], kFw – wzmocnienie strumienia wody zasilającej, KFp – wzmocnienie strumienia pary, Tc – czas całkowania, inercja – człon inercyjny pierwszego rzędu od tego, z którego pozyskiwano dane wejsciowe do modelu, aby był on bardziej uniwersalny), po uprzednim opracowaniu sposobu współpracy oprogramowania MATLAB z tym systemem [2,4]. Po tej operacji również stwierdzono podob- Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie. . . 53 L[mm] t[s] Rysunek 2. Model poziomu wody w walczaku bloku energetycznego: porównania przebiegu modelowanego – 1 i rzeczywistego – 2 dla dwóch różnych zrzutów obciążenia na potrzeby własne ne odpowiedzi modelu wymuszone zakłóceniami wewnętrznymi i zewnętrznymi w porównaniu do odpowiedzi obiektu rzeczywistego na te same zakłócenia. Następnie dokonano ich strojenia podczas badań obiektowych w różnych warunkach pracy bloku. Podczas strojenia modelu poziomu wody w walczaku (badania obiektowe) dobrano nastawy dla modelu kotła uwzględniające (poprzez odpowiedzi skokowe i wymuszenia naturalne) wpływ zmian strumienia wody i pary oraz udziału strumienia paliwa tak, aby przy stałym ciśnieniu pary osiągnąć stan równowagi. Następnie dobrano nastawy dla udziału akumulacji (ciśnienia pary). Wprowadzono również w tym przypadku regulator korekcyjny, który mając wpływ na przepływ wody zasilającej uzupełniał bilans poziomu wody. Podczas testów obiektowych okazało się, że najbardziej zbliżone wyniki modelu poziomu wody w walczaku, w odniesieniu poziomu do rzeczywistego, uzyskano przy stałej wartości początkowej wyjścia tego regulatora, co jest dowodem na to, że nie jest ono sprzężone z wielkościami wchodzącymi w skład tego modelu, a powyższy regulator kompensuje zakłócenia, które nie wchodzą w skład tego modelu. Wyniki badań obiektowych zostały przedstawione na rys. 3, na którym pokazano przebiegi czasowe wielkości mających wpływ na poziom wody w walczaku 54 R. Kielian , M. Lipiński i W. Obaleński oraz porównanie wartości modelowanej i rzeczywistej tego poziomu dla jednego z obiektów energetycznych o mocy 200 MW. Duże podobieństwo zamodelowanych i rzeczywistych sygnałów dla modelowanych parametrów świadczy o poprawności stworzonych modeli [2,4]. Rysunek 3. Przebieg wielkości mających wpływ na poziom wody w walczaku oraz porównanie wartości modelowanej i rzeczywistej tego poziomu dla obiektu energetycznego o mocy 200 MW bez statycznej kompensacji warunków początkowych: 1 – udział poziomu wody w walczaku od strumienia pary [-250 – +250 mm], 2 – rzeczywisty poziom wody w walczaku [-100 – +100 mm], 3 – ciśnienie w walczaku [12–15 MPa], 4 – zamodelowany poziom wody w walczaku [-100 – +100 mm], 5 – całkowity przepływ wody zasilającej do kotła [0–800 t/h], 6 – udział poziomu wody w walczaku od wody zasilającej [-250 – +250 mm], 7 – udział poziomu wody w walczaku od paliwa [0–250 mm], 8 – wyjście regulatora korekcyjnego modelu poziomu wody w walczaku [-250 – +250 mm] 4 Praktyczne wykorzystanie zamodelowanego sygnału poziomu wody w walczaku do jego optymalizacji podczas zrzutu obciążenia na potrzeby własne Model poziomu wody w walczaku odwzorowuje zjawiska fizyczne zachodzące w walczaku, które mają wpływ na poziom wody. Model generuje sygnał będący Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie. . . 55 miarą zbilansowania wody zasilającej i pobieranej pary przez turbinę. Wpływ poszczególnych wielkości fizycznych na modelowany poziom wody w walczaku (strumień wody zasilającej, strumień pary, ciśnienie pary, strumień paliwa) umożliwia – podczas badań obiektowych – analizę przebiegu rzeczywistego, a w szczególności zakłóceń, które nie zostały uwzględnione w procesie modelowania. Ułatwia to strojenie i dobór nastaw w układzie regulacji poziomu wody w walczaku, a w szczególności kształtowanie wielkości regulacyjnej, jaką jest najczęściej strumień wody zasilającej. W pracy przedstawiono wykorzystanie stworzonego i zoptymalizowanego modelu poziomu wody w walczaku do optymalizacji układu automatycznej regulacji (UAR) podczas zrzutu obciążenia na potrzeby własne, procesu szczególnie ważnego podczas przejścia bloku energetycznego na obszar wydzielony. Związane jest to ze wzrostem znaczenia bezpieczeństwa energetycznego, a tym samym zapewnienie niezawodnego dostarczania energii elektrycznej odbiorcom, który spowodował powstanie formalnych wymagań stawianych elektrowniom w zakresie przystosowania bloków energetycznych do świadczenia usługi gotowości do obrony przed skutkami awarii systemowych i odbudowy krajowego systemu elektroenergetycznego (KSE) po zaniku napięcia w sieci elektroenergetycznej na dużym obszarze (ang. blackout) [10]. W takich awaryjnych sytuacjach ruchowych istnieje bardzo duże prawdopodobieństwo przekroczenia wartości dopuszczalnych przez poziom wody w walczaku. Właśnie dlatego (z wykorzystaniem stworzonego uprzednio modelu) układ automatycznej regulacji poziomu wody w walczaku został poddany działaniom optymalizacyjnym w oprogramowaniu MATLAB/Simulink poprzez takie dodawanie wielkości regulacyjnej (strumień wody zasilającej uzależniony od przepływu paliwa do kotła) aby przez okres około 5 min. po zrzucie obciążenia (okres, gdy istnieje bardzo duże prawdopodobieństwo zadziałania zabezpieczeń od nadmiernego wzrostu poziomu wody w walczaku) uzyskać przebieg poziomu wody w walczaku bliski wartościom ±50 mm. Podczas testów zmieniano strukturę i dobierano odpowiednie nastawy (między innymi stałe czasowe i wzmocnienia poszczególnych elementów składowych modelu i członu korekcyjnego), najczęściej uśredniając je aby były uniwersalne dla analizowanych ciągów czasowych, oraz aby w wyniku działań optymalizacyjnych uzyskiwać poziom wody w walczaku bliski wartościom ±50 mm, czyli w granicach dalekich od zadziałania zabezpieczeń. Rysunek 4 przedstawia strukturę, w oprogramowaniu MATLAB/Simulink, członu korekcyjnego strumienia wody zasilającej, uzależnionej od przepływu paliwa do kotła. Wyniki działań optymalizacyjnych dla przykładowego zrzutu obciążenia na potrzeby własne dla jednego 56 R. Kielian , M. Lipiński i W. Obaleński z obiektów energetycznych (z którego były pozyskiwane dane do stworzenia modelu) przedstawia rys. 5 [4]. Rysunek 4. Model poziomu wody w walczaku bloku energetycznego ze specjalnym członem korekcyjnym zadanego strumienia wody zasilającej uzależnionym od przepływu paliwa do kotła: Fpaliwa - strumien paliwa do kotła [t/h], TAM – przetworzony strumień paliwa za pomocą członów inercyjnych wyższego rzędu [t/h], Ktam – wzmocnienie członu TAM, RTAM – różniczka członu TAM, K – wzmocnienie sumy wzmocnienia i różniczki członu TAM, którego wyjściem jest specjalny człon korekcyjny – SCK (korekta strumienia wody zasilającej [t/h] Rysunek 5. Model poziomu wody w walczaku bloku energetycznego: porównania przebiegu modelowanego – 1, rzeczywistego – 2 i modelowanego po korekcji strumieniem wody zasilającej uzależnionej od strumienia paliwa – 3 dla dwóch różnych zrzutów obciążenia na potrzeby własne Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie. . . 57 Rysunek 6. Przebiegi czasowe wybranych wielkości obiektowych podczas zrzutu obciążenia na potrzeby własne dla jednego z obiektów energetycznych o mocy 200 MW: 1 – skorygowany poziom wody w walczaku [-250 – +250 mm], 2 – ciśnienie w walczaku [0–22 MPa], 3 – skorygowany przepływ wody do kotła [0–800 t/h], 4 – przepływ paliwa [0100 t/h], 5 – przepływ wody zasilającej [0–800 t/h], 6 – ciśnienie pary świeżej przed turbiną [0–16 MPa], 7 – moc czynna bloku [0–250 MW], 8 – przepływ pary świeżej [0–700 t/h], 9 – położenie zaworu regulacyjnego RS [0–100%], 10 – wartość zadana poziomu wody w walczaku [-250 – +250 mm], 11 – sygnał korekcyjny poziomu wody w walczaku uzależniony od przepływu paliwa [-10 – +10 t/h], 12 – sumaryczne wysterowanie podajników [0–100%] Uzyskując zadawalające wyniki optymalizacyjne w oprogramowaniu MATLAB/ /Simulink, zgodnie z przyjętą uprzednio metodyką, przystąpiono do implementacji specjalnego członu korekcyjnego w systemie DCS na obiekcie energetycznym o mocy 200 MW, z którego pozyskiwane były dane do optymalizacji układu automatycznej regulacji poziomu wody w walczaku. Kolejnym etapem była tu optymalizacja (dobór nastaw członów korekcyjnych) zmodyfikowanego układu UAR 58 R. Kielian , M. Lipiński i W. Obaleński podczas zrzutu obciążenia. Na rys. 6 widoczny jest końcowy efekt tej procedury – przebieg czasowy wybranych wielkości obiektowych podczas zrzutu obciążenia na potrzeby własne wykonanego na obiekcie rzeczywistym, łącznie z sygnałem generowanym przez zaprojektowany człon korekcyjny. Można tu zaobserwować utrzymanie poziomu wody w walczaku w granicach dalekich od zadziałania zabezpieczeń. 5 Wnioski 1. Modyfikacja UAR poziomu wody w walczaku dokonana przy użyciu przedstawionej metody, polegającej na wykorzystaniu modelu poziomu wody w walczaku do doboru specjalnego członu korekcyjnego, w sposób skuteczny zmniejsza prawdopodobieństwo potrzeby zadziałania zabezpieczeń przed nadmiernymi zmianami poziomu wody w walczaku powodującymi definitywne wyłączenie bloku. Zostało to potwierdzone podczas zrzutu obciążenia na potrzeby własne na jednym z obiektów energetycznych o mocy 200 MW. Taka modyfikacja pozwala to spełnić wymogi stawiane blokom energetycznym, zawarte w Instrukcji Ruchu i Eksploatacji Sieci Przesyłowej [10]. 2. Przedstawiony model umożliwia poznanie zjawisk fizycznych zachodzących w walczaku, mających wpływ na poziom wody w urządzeniu. Sygnał pomocniczy wypracowany w modelu może być wykorzystany do diagnostyki pracy podgrzewacza wody w celu wykrycia jego nieszczelności. 3. Omówione etapy postępowania optymalizacji poziomu wody w walczaku oraz innych parametrów istotnych dla pracy cieplnego obiektu energetycznego mogą w znacznym stopniu ograniczyć ilość testów obiektowych, a także przynieść wymierne korzyści ekonomiczne w postaci redukcji nakładów poniesionych na etapie projektowania i uruchomienia układu automatycznej regulacji wybranych parametrów cieplnych obiektów energetycznych. 4. Zastosowany tok postępowania może zostać wykorzystany do optymalizacji innych, trudnych obwodów regulacji w różnych warunkach ruchowych (praca normalna, rozruch, zrzut obciążenia na potrzeby własne itp.). Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Model poziomu wody w walczaku oraz jego praktyczne wykorzystanie. . . 59 Literatura [1] Wybrane modele matematyczne w diagnostyce i symulacji procesów cieplnoprzepływowych w instalacjach energetycznych. Praca zbiorowa pod redakcją R. Laskowskiego i J. Lewandowskiego Warszawa 2008. [2] Adamowicz A., Fennig W., Kielian R., Lipi?ski M., Obale?ski W., Wierzbicki Z. (Instytut Automatyki Systemów Energetycznych sp. z o.o.): Opracowanie modeli cieplnych obiektów energetycznych i sposobów ich współpracy z różnymi systemami automatyki cyfrowej. Sprawozdanie z realizacji pracy naukowo-badawczej nr 966, Wrocław 2010. [3] MATLAB/Simulink, wersja R2009b. Oprogramowanie Naukowo-Techniczne (ONT Poland). [4] Adamowicz A., Fennig W., Kielian R., Lipi?ski M., Obale?ski W., Wierzbicki Z. (Instytut Automatyki Systemów Energetycznych sp. z o.o.): Opracowanie modeli cieplnych obiektów energetycznych i sposobów ich współpracy z różnymi systemami automatyki cyfrowej. Sprawozdanie z realizacji pracy naukowo-badawczej nr 972, Wrocław 2011. [5] Rakowski J.: Automatyka cieplnych urządzeń siłowni. WNT, Warszawa 1976. [6] Janiczek R.: Eksploatacja elektrowni parowych, WNT, Warszawa 1992. [7] Findeisen W.: Technika regulacji automatycznej. PWN, Warszawa 1965. [8] Chorowski B.: Kocioł walczakowy jako obiekt regulacji poziomu wody. Zeszyty Naukowe Politechniki Wrocławskiej. Energetyka 1(1965), 92–103. [9] Laudyn D., Pawlik M., Strzelczyk F.: Elektrownie. WNT, Warszawa 1990. [10] Polskie Sieci Elektroenergetyczne S.A.: Instrukcja Ruchu i Eksploatacji Sieci Przesyłowej. Warszawa 2012. The drum water level model and its application to automatic control system optimization of water level during load dump to cover own demand requirements Summary The paper presents the drum water level model implemented in MATLAB/SIMULINK. The model was positively verified during simulations under different operating condition, typical for 200 MW power plant. Subsequently the model was used to modify the drum water level control system during the dump of the unit load to the level corresponding to the case of covering the own demand requirements. An improvement of the drum water level quality of control was achieved. tom XLIII(2013), nr 1-2, 61–74 Krzysztof Jesioneka∗ , Jarosław Krona , Witold Zakrzewskib , Daniel Sławińskib , Sebastian Kornetb,c , Paweł Ziółkowskib,c, Janusz Badurb a Wrocław University of Technology Faculty of Mechanical and Power Engineering b The Szewalski Institute of Fluid-Flow Machinery Polish Academy of Sciences, Gdańsk c Gdańsk University of Technology Conjoint Doctoral School at the Faculty of Mechanical Engineering Modelling of the Baumann turbine stage operation Part II. Free and kinetic vibrations In this paper has been presented a methodology of validation a novel mathematical model dedicated to evaluation and prediction of material degradation and damage of steam turbine elements such as blades, valves, and pipes due to three mechanisms: stress-corrosion, high-temperature creep and low-cyclic fatigue. The validation concept is based on an experimental setup manufactured in the Laboratory of Faculty of Mechanical and Power Engineering, Wrocław UT. The concept of validation by comparison of measured and numerically predicted eigen-frequencies and eigen-modes of different turbine elements within laboratory conditions are presented, and mathematical models of three damage mechanisms have been described. Using the mentioned method of experimental validation based on comparisons of eigen-frequencies, we could calibrate yet unknown coefficients in the turbine damage model. A practical aim is an implementation of a novel life-time module for the BOTT (block of thermal stresses restriction) system. In particular the stress-corrosion factor will be added for the advanced numerical control system, creating in such way a universal, flexible and a complete tool for monitoring degrees of degradation, corrosion and damage of critical points in a steam turbine. Nomenclature A, n, Rn cα ∗ – – constants of the calibrated model chemical reaction product, where α =H2 Ca, CaO Corresponding Author. E-mail: [email protected] 62 K. Jesionek et al. Dijkl D dij E F J2 Jistress , Jichem , Jicycle – – – – – – – Re Rw ∞ Rw c s – – – – sij sα T, Tref αij β εij εel ij – – – – – – – λ µ, λ ν σHM H σij φ – – – – – – Subscripts (˙) δij – – time derivative Kronecker delta elements of viscosity tensor damage parameter components of deformation tensor, where i, j = x, y, z Young’s module domain elastic response second Cauchy invariant based on deviator stress diffusion fluxes coming: stress, chemical components and cycle damage, where i = 1, 2, 3 yield limit isotropic strengthening limits of the hardening source of corrosion formed local chemical reactions, where c =H2 Ca, CaO components of stress deviator, i, j = x, y, z chemical source product temperature, respectively: actual and referential kinematic strengthening heat transfer coefficient components of total strain tensor components of strain tensor, where el, p, θ, c, ch, T P, P T respectively: elastic, plastic, thermal, creep, chemical, plastic strain induced by changes phase and changes phase induced by plastic strain parameter of the plastic flow Lame’s elastic constants Poisson’s ratio reduced stress, Huber-Mises-Hencky components of the stress tensor, i, j = x, y, z potential of plastic flow Modeling of the Baumann turbine stage operation. . . 1 63 Introduction This study extends the previous works of Modeling of the Baumann turbine stage [10]. Here, our intention is to develop a universal research tool based on CSD† (computational solid dynamics), whose purpose is verification of stresses, temperature and dynamics, inaccessible to measurement in the critical points and other places in turbines or valves. The aim is to obtain a complete system for evaluation and online supervision of sensitive parts in the turbogenerator, e.g. blades of first and last stages, a part of rotor located near to the inlet and outlet steam in HP, MP turbine(high and medium pressure), screen in valves, body valves and nozzles and gates in valves. This model should contain construction modules, which are fully verified with measurements performed in situ. This monitoring and control module should be capable of estimating the degree of corrosion‡ — first of all the corrosion induced by stresses, high temperature, and low cyclic. More insight to this problem the reader can find in our papers [1–3,12]. Taking into account a highly complex nature of turbine damage, a dedicated mathematical model for damage evolution and estimation of irreversible strain should correctly describe thermal, creep, instantaneous plastics, rate of local chemical reactions and respectively, rate of strain phase transition induced by plasticity and other phenomena [5,6]. Such an extensive diagnostic tool requires, due to a number of generally undefined coefficients, a significant volume of experimental verifications. So, the extensive diagnostic tools require, due to generally undefined coefficients for calibration, more experimental verification. This article presents a concept of the model verification and calibration based on numerical and experimental comparison of dynamics of blades in different state — from a completely new blade to the blades after one, two, three and more years of operation. The first step of our concept is a designation of referential (new, not used) state for the blade under consideration. Next, the differences in work CSD (computational solid dynamics) is an authorial name created 25th years ago by prof. Janusz Badur. This methodology is based on the equations of balance mass, momentum and energy (by the analogy to computational fluid dynamics), resolved simultaneously on a one finite volume or finite element method discretization. This suggestion was the basis of the methodology developed of the Energy Conversion Energy Department, 25th years ago. ‡ Stresses induced corrosion – it is a case when corrosion is modeled by a function the concentration of components, for instance, hydrogen which is manifested by the so-called hydrogen embrittlement [8]. Thermal induced corrosion, generally due to high temperature chemical reactions, depends mainly on the temperature and chemically aggressive compounds like HCl and H2 S. Low-cyclic induced corrosion – it has been modeled by a electrochemical corrosion progress function. It depends mainly on variable thermomechanical loads for cycle, start up, nominal operation, shut down, and stopping. † 64 K. Jesionek et al. conditions in the laboratory, at a turbine and in the numerical model should be explained. Further, based on the measurements of the old blades, by comparison with the progressive simulated, damage, stress-corrosion and low-cycle fatigue, we will be ready for verification of the mathematical model and its implementation to a commercial FEM code [1]–[8]. 2 The experimental setup As the referential blade there has been adopted a penultimate stage blade takenoff from the steam turbine K200-130 [9,13]. This blade is located in the Laboratory of Faculty of Mechanical and Power Engineering, Wrocław University of Technology. All relevant, referential blade data were taken at that location. A set of vibration measurements were performed by using professional tools Vibxpert [4] on the experimental setup, which enables to impose various boundary conditions. The first one is a rigid fixing of a blade foot and in a second one, a rigid fixing of food blades simultaneously with the rigid fixing of a surface of the shelf for steam flow separation. As the experimental setup cannot simulate stiffness coming from the damping wire, therefore we take the wires only as a possibility in the CSD simulation. In Fig. 1 there has been shown a photo of the referential blade, and its geometry used in the CSD analysis. Figure 1. The reference blade for the Baumann stage: a) photo, b) 3D geometry used in CSD analysis. In the vibration diagram (Fig. 2) there has been shown two peaks identified as a first and second natural frequencies of a free vibration blade. The first one is 106 Hz and it can be identified as a bending mode. Modeling of the Baumann turbine stage operation. . . 65 Figure 2. The measured curve obtained from the experimental setup for the blade rigidly fixed in a foot blade and rigidly fixed on a surface of the steam flow separator. The first obtained eigen-frequencies are: f1 = 106 Hz, f2 = 265 Hz. The second peak is 256 Hz and it is also interpreted to be a bending mode. A specific blade fixing approaching the experimental setup and excitation has been made by a modal hammer, excludes the possibility of torsion modes excitation. It is worth nothing that the range of frequencies obtainable with the used modal hammer does not exceed the maximum of 400 Hz, therefore that restriction may have influenced our measurement and the overall performance of the presented verification method. 3 Numerical results by CSD approach Numerical analysis of the eigenvalue problem has been performed using a standard finite element method (CSD-equation of balance resolved simultaneously on the finite element discretization region) commercial tools [10], assumed to carry out harmonic computational simulation by using four type of blade fixing. In the first type, the numerical fixing of boundary nodes corresponds to the fixing used at the experimental setup. The second type is due to additional extra fixing in a hole for the damping wire. Third one is similar for the first numerical fixing, modified with adding rotation at 3000 rpm, and the last type, similar to the second numerical fixing with added rotation at 3000 rpm. Results from the second, third and fourth numerical fixing types there are compared to the first numerical 66 K. Jesionek et al. fixing type that is verified by the experimental measurement. Such methodology has been applied due to the fact that it was impossible to reflect real conditions of operating blade in the experimental setup. Therefore, we are using this numerical analogy between the first and the other fixing type, for which experimental measurements have been used for verification. The comparison of the results of numerical and experimental analysis is shown in the Tab.1. In the experimental measurements have been found two natural frequencies: first one is 106 Hz and second 265 Hz, being a third natural frequency. It means that in the experiment there has not been found a second mode. In the second column the frequencies resulting from validation of the numerical CSD model with experimentally obtained results have been shown. Values of the first and third frequencies follow the experimental results very accurately. Note that at the time of experimental analysis the third mode has been treated to be a second mode. Such situation is not found in the experiment, because this mode is a torsional one. It means that the torsional mode, in the first type of fixing, cannot be excited. Value of its this natural frequency is 239 Hz. Modes of vibration corresponding to the natural frequencies for the first fixing type are presented in Fig. 3. The first mode (Fig. 3a) is a bending mode, whereas the second one (Fig. 3b) being a torsional one, and they cannot by excited using the experimental setup. The last mode (Fig. 3c) is a bending mode of a higher order. In the third column of Tab. 1. a frequency referring to the additional wire fixing with the hole is shown. Value of the frequency increased from 377 Hz to 521 Hz. When the blade rotation was added (rotation speed 3000 rpm) to the second type fixing, frequency decreased from 377 and 421 Hz to 341 and 516 Hz respectively with lower frequency values corresponding to fourth fixing (which is the best approximation to the real operating blade in the turbine stage). This anomaly is caused by a complex geometry of this blade§ (strong angular torsion and strong profile blade changes). The Campbell vibration diagram for the analyzed blade with all types of fixings is presented in Fig. 4. Note, that full dots represent the measurement data, one star (*) (see f1*, f2*, f3* in the diagram) refer to the results of simulation with the first type fixing applied (for 0 rpm) and the third type fixing (for 3000 rpm). Double stars (**) (f1**, f2**, f3** in the diagram) refer to results of simulation used second fixing type (for 0 rpm) and fourth fixing type (for 3000 rpm). Doublestarred lines (**) show analogical results to those achieved during the experiment. A strong angular torsion, causing by turbine blade and strong blade profile changes, causes introduction (apart from the tension force, acting always perpendicular for rotating axis) bending force (component of vector force), causing stronger amplitude of vibration in the high fields blade (see: Badur et al. [4]). § Modeling of the Baumann turbine stage operation. . . 67 Table 1. Results of experimental and numerical (computational solid dynamics) analysis. No. Experiment [Hz] First fixing [Hz] Second fixing [Hz] Third fixing [Hz] Fourth fixing [Hz] 1 106 95 377 149 341 2 – 239 505 271 499 3 265 267 521 293 516 Figure 3. Mode of natural frequencies for the first fixing type. Natural modes resulting from the use of the second fixing type can be inspected in Fig. 5. It is worth noting that the second mode is changing from a torsional to a bending one. Natural frequency of this (second) mode is 505 Hz. As this value exceeds the maximum frequency value obtainable with modal hammer excitation, great care must be taken while constructing analogy as intended. Furthermore, the diagram in Fig. 5 cannot be treated as a precise Campbell diagram of the Baumann blade for design purposes, since the working conditions of a 200 MW steam turbine are quite different. It must be remembered that the laboratory facility never reproduces the real conditions in which the blade 68 K. Jesionek et al. Figure 4. The Campbell vibrational diagram of the Baumann blade: m1 and m2 (full dots in the diagram) denote experimental measurements, f1*, f2*, f3* are results for first fixing type and added rotation 300 rpm (validation with the experiment), f1**, f2**, f3** are second fixing type (added fixing at the hole of wire damping) and added rotation 3000 rpm, k3–11 is a harmonic number. Modeling of the Baumann turbine stage operation. . . 69 Figure 5. Mode of natural frequencies for the second fixing type. is working in the turbine stage. During experimental measurement, we can only determine the frequency of the blade corresponding to the fixing found in the Laboratory. For such case, we can verify the numerical model. Next, we can add rotation and the boundary conditions reflecting the damping wire. 4 Mathematical model of the operational degradation Having a set of different blades that have spent a different time in a real turbine conditions, we can identify numerous sources of damage and the decrease of the life-time. The most important are irreversible (permanent) contributions to the deformation state, coming mainly from inelastic contributions to the deformation tensor. 4.1 Decomposition of the rate of strain Mathematical model of material degradation, partially developed in papers by Bielecki, Dudda, Kucharski, et al. [1–8], is now scrutinised. Our aim is to use it 70 K. Jesionek et al. for developing of the advanced BOTT modules. Bearing in mind, that elements of steam turbines undergo only small deformations we shell assume an additive decomposition rate of the strain tensor into elastic and inelastic parts [5,6] p θ c ch TP PT dij = ε̇ij = ε̇el ij + ε̇ij + ε̇ij + ε̇ij + ε̇ij + ε̇ij + ε̇ij + . . . i, j = x, y, z , (1) where: ε̇ij – rate of total strain, analogous to the deformation tensor dij ; ε̇el ij – rate of elastic strain tensor, compatible with the Hooke law, Eq. (‘2); ε̇pij = λ̇∂φ/∂sij – rate of incompressible plastic flow, where λ̇ is a parameter of plastic flow; ε̇θij = β(Ṫ − Ṫref )δij – rate of spherical thermal strain tensor; ε̇cij = ε̇cr sij – rate of creep strain, compatible with the Norton law for ε̇cr ; ch ε̇ch ij = ε̇ (cα δij , ∂i cα ∂j cα , sα ) – rate of spherical chemical strain tensor induced by a local deformation of chemical reaction products cα , α =H2 ,Ca,CaO, etc.; ε̇TijP,P T – rate of plastic strain tensor induced by changes phase and changes phase induced by plastic strain. These two strains describe degradation of alloy steel undergoing cyclic changes phase. Details of this model are presented in papers by Bielecki et al. [1], Kucharski and Badur [2], Dudda and Badur [6]. Adducted summing by single formulas, does not exclude all contributions of individual phenomena, which may be coupled by evolution equation, and not by momentum balance equation. For example the Mroz model cannot be applied for a creep of material having plastic strain, as this type of coupling needs to describe rate of creep strain through a separate evolution equation. Other type of coupling have been developed and described in [2,5,6]. 4.2 Definition of elastic deformations Typical materials used in power plants exhibit a linear isotropic relationship of strain and stress tensor represented by the Hooke law for isotropic materials [11] el el σij = Dijkl εel kl = 2µij + λkk δij , (2) where σij is the elastic stress tensor, Dijkl is the element of the elastic tensor (i, j, k, l = 1, 2, 3,), the Lamè coefficients µ, λ are coupled with the Young module, E, and Poisson constant, ν, by the formulae [10] λ = νE/(1 + ν)(1 − 2ν), µ = E/2(1 + ν) . Traditionally, modules E, ν depends on temperature. (3) Modeling of the Baumann turbine stage operation. . . 4.3 71 Definition of plastic strain An essential element of the Prandtl-Reuss plastic-flow theory is the possibility of extending the 0D experimental relationship for the rate of incompressible plastic flow, ε̇p = f (σ), to the 3D case. This can be described by the plastic flow model [9] ε̇pij = ε̇p ∂F/∂sij , (4) where the stress deviator is defined as: sij = σij − (1/3)σkk δij , and F describes a domain of elastic response. This theory assumes a direction of the plastic flow, namely ε̇pij , should be perpendicular to the surface of plasticity, which can be written by Huber-Mises-Hencky (HMH) formulas: p (5) F (σij , αij , Rw ) = 3/2J2 − Rw − Re = 0 , J2 = 1/2(sij − αij )(sji − αji ) , i, j, k = x, y, z , (6) where J2 is the second Cauchy invariant based on the difference of the deviator stress and αij is the kinematic strengthening tensor, Rw is the isotropic strengthening, and Re is the plastic yield, resulting from one axis, static tensile experiment. Plasticity writing by the Hubber-Mises-Hencky condition, determines the minimal value of shape deformation energy, evolving by kinematic and isotropic strengthening. Kinematic and isotropic strengthening evolution equation has been written by the Prager-Ziegler formula [11] ∞ p α̇ij = 2/3Rw ε̇ij − aε̇p αij , ∞ ), Ṙw = ε̇p b(1 − Rw /(Rw (7) ∞ is a natural limit of hardening, and a, b are dimensional coefficients, where Rw α̇ij , Ṙw is the rate of evolution, respectively kinematic and isotropic strengthening. 4.4 4.4.1 Evolution of the damage parameter Damage in the third creep phase by the Gurson-Bielecki model Parameter of damage rate Ḋ occurring in nonlinear strain models, was conceived as a supplement law of material degradation in the locations of maximal stresses. This parameter, adapted to description of the third phase creep from the damage takes the form [1,7]: σHM H (1 + εc ) n , (8) Ḋ = A Rn (1 − D) 72 K. Jesionek et al. where A, n, Rn are constants of the model calibrated by Bielecki for P91 steel [1] and σHM H is the so-called Huber reduced stresses whereas εc is the scalar of creep deformation. For the Kachanov damage model, the parameter of damage does not participate in additional decomposition of the rate of strains, but affects the rate of strain obtained by the changes in the Young module and the Poisson constant [8]. E = E0 (1 − D), ν = ν0 (1 − D) , (9) where E0 , ν0 are values for the material at the beginning. 4.4.2 Low-cycle damage by the Dudda model Other degradation and damage mechanism is found by the Dudda formulae [5,6]. This mechanism has been applied for the low-cyclic damages, induced by thermal gradients and stress corrosion, reattaching and solely local plastic strengthening. As the criterion determining damage in the material was adopted the maximal energy dissipation value, progressive in the every load working cycle. When this energy (we mean energy dissipation) reaches a critical value, construction in this field should be running to degradation. This model has been adapted to numerical CSD simulation writing damage construction by working cycle [5,6]: start up – nominal work – shut down – stopping. 4.4.3 Stress-corrosion damage by the Kucharski model Universal Kucharski model (i.e., diffusion-chemical model) is described in [2,7,8]. In this model have been adopted modules having the following effects: • environmental impact through concentration participation of the chemical components, • environmental impact through pH and electrical potentials, • environmental impact through corrosion induced by the stop time working turbine, • impact of the products of chemical reaction which accompany stress corrosion. Progression of damage parameter in Kucharski model has been written by formula [2,8]: ∂ Jistress + Jichem + Jicycle + sc , i = 1, 2, 3 , (10) Ḋ = ∂xi Modeling of the Baumann turbine stage operation. . . 73 where D is the damage parameter, Jistress + Jichem + Jicycle are diffusion fluxes coming from stresses, chemical components of corrosion and a cycle damage contribution, and sc is the source of corrosion formed by local chemical reactions. 5 Summary and conclusions In the paper have been presented some results of validation of the numerical model, which has been used by the Advanced Numerical Control System [1–9]) implemented to BOTT, developed for the on-line controls and monitoring of a degree of degradation and damage of critical turbine elements. All experimental measurements have been performed on the setup manufactured at the Laboratory in Faculty of Mechanical and Power Engineering, Wrocław University of Technology. The comparison of experimental measurement and results of CSD simulations enables validation of a basic model for referential blade, taken off from the Baumann stage turbine of K200-130 type. The differences caused by the blade fixing conditions, as well as for the setup experiment, and fixing conditions in a turbine during real time working have been shown. Although the damage model validation is not a simple task, as for instance a validation by direct comparison of numerical and measurement data, it has been possible to (by using a proposed analogy for numerically fixed blade) simulate appropriate conditions for real working blade in turbine. Finally, mathematical models that are the base for the ANCS modules have been described, however these modules need an experimental validation. Received in September 2012 References [1] Bielecki M., Karcz M., Radulski W., Badur J.: Thermo-mechanical coupling between the flow of steam and deformation of the valve during start-up of the 200 MW turbine. TASK Quarterly 5(2001), 125–140. [2] Kucharski R., Badur J.: On thermodynamically consistent stress corrosion damage model, partially based on a set of reaction-diffusion equations: Theory, numerical im-plementation, calibration on the experimental data and applications. In: Proc. 35th Solid Mechanics Conf., Cracow, 4-8 Sep., 2006, 217–219. [3] Badur J., Karcz M., Kucharski R., Lemański M.: Numerical modeling of degradation effects in a gas turbine silo-combustion chamber. In: Technical Economic and Environmental Aspects Combined Cycle Power Plants (Z. Domachowski Ed.). Gdańsk UT Press, Gdańsk 2005, 135–143. 74 K. Jesionek et al. [4] Badur J., Sołodov V., Karcz M., Kucharski R.: Numerical simulation CFD/CSD interaction by steam-stage turbine by the including steam outlet in the last stage. In: Modeling and diagnostic mechanical, aerodynamic and magnetic interaction ( J. Kiciński, Ed.). Wyd. IMP PAN, Gdańsk 2005, 472–497. [5] Dudda W., Badur J.: Numerical simulation of degradation alloy steel in cyclic changes phase. In: Proc. Symp. of Mechanical Damage and Construction, Augustów, 23-26 May, 2001, 39–46. [6] Dudda W., Badur J.: Numerical simulation of elasto-plastic adaptation (shakedown) in the high temperature environment. Sci. Papers Białystok UT, 24(2001), 145–152. [7] Kucharski R., Badur J., Banaszkiewicz M., Ostrowski P.: Stress corrosion modeling in steam turbine blades. In: Technical Economic and Environmental Aspects Combined Cycle Power Plants (Z. Domachowski, Ed.). Gdańsk UT Press 2005, 145–153. [8] Kucharski R.: Modeling ductile damage of steel in aggressive environment. Task Quart. 4(2006), 417–425. [9] Zakrzewski W., Nastalek L., Badur J., Jesionek K., Straś K., Masłyk M.: Modeling of the Bau-mann turbine stage operation. Part 1-Flow. Archiwum Energetyki 42(2012), 175–183. [10] Zienkiewicz O.C.: Finite Element Method. J. Willey, London 1969. [11] Olszak W., Perzyna P., Sawczuk A.: Theory of Plasticity. PWN, Warsaw 1965 (in Polish). [12] Jesionek K.: Forecasting of flow separation for conical diffusers (of turbomachinery and flow installations). Ed. J. Badur, et. al. Wyd. IMP PAN, Gdańsk 1997, 141–146. [13] Kietliński K., Czerwiński P.: Retrofit of 18K370 steam turbine on the units 7-12 at Belchatów Power Plant. Archiwum Energetyki 41(2011), 77–96. Modelowanie pracy turbinowego stopnia Baumanna, część II – drgania swobodne i wymuszone kinetycznie Streszczenie Niniejszy artykuł jest kolejnym z cyklu, którego celem jest opracowanie numerycznego narzędzia badawczego opartego na CSD (Computational Solid Dynamics). Zadaniem jego byłaby weryfikacja stanu wytrzymałościowego i dynamicznego trudnodostępnych dla pomiarów urządzeń w turbinie takich jak: rurociągi pary świeżej, zawory, wirniki czy łopatki. Narzędzie obserwowałoby rozwijające się mechanizmy: korozji, pełzania wysokotemperaturowego i niskocyklicznego zmęczenia. Ostateczną walidacje modeli numerycznych z eksperymentem zaplanowano wykonać w Laboratorium Wydziału Mechaniczno-Energetycznego Politechniki Wrocławskiej. W tej części cyklu artykułów pokazano m.in. walidację modelu numerycznego z pomiarami drgań, jakie wykonano na stanowisku badawczym oraz w skrócie opisano poszczególne moduły narzędzia. Po implementacji wszystkich modeli do systemu nadzorującego pracę turbozespołu o nazwie BOTT (Blok Ograniczeń Termicznych), powstanie zupełnie nowy, elastyczny i kompletny system monitorujący stopień degradowania się elementów turbozespołu o nazwie ANCS (Advance Numerical Control Systems) działający w sposób on-line. tom XLIII(2013), nr 1-2, 75–85 Maciej Pawlik∗ Politechnika Łódzka Instytut Elektroenergetyki Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne w krajowym systemie elektroenergetycznym W pracy przeanalizowano możliwy rozwój krajowego sektora wytwarzania energii elektrycznej w świetle najnowszego raportu Międzynarodowej Agencji Energetycznej, wskazującego potencjalne trendy i perspektywy w światowej energetyce. Na tle przewidywanego wzrostu zapotrzebowania na energię elektryczną do 2020 roku oraz planów inwestycyjnych sektora oceniono możliwości ograniczenia emisji CO2 o 20%. Wymaga to zrównoważonej struktury paliwowej z uwzględnieniem zarówno zaawansowanej technologii węglowej jak i technologii gazowej a także istotnego zwiększenia udziału odnawialnych źródeł energii. 1 Wprowadzenie Międzynarodowa Agencja Energetyczna opublikowała w listopadzie 2011 roku raport World Energy Outlook 2011 (WEO-2011) [1], w którym przeanalizowano możliwości i zagrożenia przed którymi stoi światowa energetyka oraz potencjalne scenariusze JEJ rozwoju. Paliwem, które znacznie zwiększa swój udział w światowym bilansie do 2035 r. jest gaz ziemny (w tym gaz niekonwencjonalny). Mimo niekorzystnych wskaźników emisyjnych przewiduje się także wzrost światowego zużycia węgla (do poziomu 25% powyżej zużycia w 2009 roku). Oczywiście dalej rozwijać się będą odnawialne źródła energii, które w sektorze elektroenergetyki stanowić będą ok. połowy nowych mocy zainstalowanych [1]. Z prognozy WEO-2011, przedstawionej na rys. 1 wynika także, że elektrownie opalane węglem i gazem będą w 2035 roku stanowić również ok. połowy całkowitego przyrostu mocy zainstalowanej w świecie. ∗ E-mail: [email protected] 76 M. Pawlik Rysunek 1. Zmiany mocy światowych elektrowni, istniejących w 2010 r. oraz przyrost nowych mocy z uwzględnieniem technologii wytwórczych do roku 2035, wg [1] Powyższe stwierdzenia są ważnymi wskazówkami dla dalszego rozwoju krajowego sektora wytwórczego energii elektrycznej. Struktura paliwowa krajowej elektroenergetyki (tzw. „energymix”) wymaga odejścia od monostruktury węglowej, co wynika zarówno z potrzeby spełnienia wymagań pakietu klimatyczno-energetycznego Unii Europejskiej do roku 2035, określanego skrótowo 3×20% do 2020 roku, jak i związanego z tym zachowania bezpieczeństwa dostaw energii elektrycznej dla krajowej gospodarki. Wzorem – zapewne niedościgłym w dającym się przewidzieć okresie czasu – jest struktura paliwowa elektroenergetyki Unii Europejskiej, w której aż 46% energii elektrycznej jest wytwarzane z wykorzystaniem technologii bez emisji CO2 (30% z energii jądrowej i 16% ze źródeł odnawialnych)[2]. Wymagania pakietu klimatyczno-energetycznego w odniesieniu do polskiego sektora wytwarzania energii, tj. wzrost udziału odnawialnych źródeł energii w 2020 roku (do 15% w odniesieniu do energii finalnej) oraz ograniczenie emisji CO2 o 20% budzą w Polsce obawy czy wyznaczone cele są realne. Przeprowadzona poniżej analiza wskazuje na możliwość ich spełnienia w obszarze krajowej elektroenergetyki drogą zrównoważonego rozwoju dostępnych technologii, tworzących optymalny „energymix”. 2 Źródła odnawialne i jądrowe Konieczność dalszego rozwoju odnawialnych źródeł energii w Polsce nie budzi wątpliwości. Zdaniem specjalistów istnieje możliwość zainstalowania w krajowym systemie elektroenergetycznym do roku 2020 ok. 7000 do 11000 MW mocy w elek- Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne. . . 77 trowniach wiatrowych (do kwietnia 2011 r. przyłączono ok. 2000 MW). W zależności od stopnia realizacji tych zamierzeń można oczekiwać w 2020 roku wolumenu produkcji energii elektrycznej w elektrowniach wiatrowych w przedziale 12,5–17,5 TWh rocznie. Na szeroką skalę powinna być stosowana w Polsce biomasa, głównie pozyskiwana z upraw rolniczych (agroenergetyki). Wydaje się też ponadto, że biomasa powinna być w dużej części przetwarzana na biogaz, bowiem w kogeneracyjnych źródłach biogazowych (agregatach kogeneracyjnych spalinowych) jest szansa na użyteczne wykorzystanie 85% energii paliwa biogazowego. Reasumując, możliwe jest – według szacunków autora – uzyskanie w kraju w 2020 roku poziomu 25,5–31 TWh energii elektrycznej ze źródeł odnawialnych (z wiatru 12,5–17,5 TWh, z biomasy ok. 10 TWh i z wody ok. 3–3,5 TWh). Podobny poziom przewidywany jest w dokumencie Ministerstwa Gospodarki [6]. Należy także wziąć pod uwagę możliwość pojawienia się do 2020 roku, z istotnym udziałem, niezwykle dynamicznie rozwijającej się już w UE fotowoltaiki. Energetyka jądrowa, podobnie jak odnawialne źródła energii, pod względem oddziaływania na środowisko traktowana jest jako źródło bezemisyjne. Po awarii w Fukushimie przeciwnicy opcji jądrowej uzyskali poparcie dla swych tez o ryzykowności stosowanych rozwiązań, mimo tego energetyka jądrowa rozwija się nadal ze względu nas jej potencjał w ograniczaniu emisji CO2 i spełnianiu celów narodowych w tej dziedzinie. W światowym „energymix” paliwowym energia jądrowa stanowi 18%, w Unii Europejskiej zaś nawet 30% [2]. W sierpniu 2011 roku, w 31 krajach świata znajdowało się w eksploatacji 434 elektrowni jądrowych o łącznej mocy ok. 387 GW, w budowie znajduje się dalsze 59, a ok. 200 jest planowanych do uruchomienia do roku 2030 [2]. Europa z 183 blokami jądrowymi stanowi blisko połowę aktywów jądrowych świata, w 16 krajach są budowane bądź planowane nowe bloki jądrowe. Energia jądrowa zapewne nieuchronnie stanie się nowym składnikiem krajowego bilansu energetycznego i stanowić będzie w przyszłości jeden ze stabilizatorów bezpieczeństwa dostaw energii dla gospodarki. Rząd RP jest zdeterminowany uruchomić pierwszą elektrownię jądrową w Polsce przy czym realnym terminem uruchomienia pierwszego bloku jądrowego wydaje się najwcześniej rok 2022. A zatem obecnie jest już pewne, że do roku 2020 w bilansie energii elektrycznej w kraju nie pojawi się jeszcze energia z elektrowni jądrowej. 78 3 M. Pawlik Utrzymująca się znacząca rola węgla w świecie W roku 2010 import węgla do 27 krajów Unii Europejskiej wyniósł 134 mln t, podczas gdy rok wcześniej był na poziomie 125 mln t, a wszystko to mimo ograniczeń polityki energetyczno-klimatycznej. Niestety wydobycie węgla w Polsce maleje (w 2010 roku zaledwie ok. 65 mln t), rośnie natomiast import, który w minionym roku wyniósł 14 mln t. Ponieważ każdy kraj stara się wykorzystywać przede wszystkim rodzime zasoby paliw, Polska nie może rezygnować z energetyki węglowej, lecz powinna dalej ją rozwijać. Zasoby rodzimych paliw (głównie węgla kamiennego i brunatnego) decydują o tym, że Polska jest dziś w gronie najbardziej bezpiecznych energetycznie krajów UE. Uzależnienie od importu surowców energetycznych całej Unii Europejskiej (UE 27) wynosi 53,1%, podczas, gdy Polska z uzależnieniem w wysokości 25,5% jest w pierwszej trójce krajów europejskich. Dla Polski, której energetyka oparta jest na węglu, niezwykle istotne jest, m.in. jednoznaczne stwierdzenie raportu WEO-2011 wskazujące, że technologia wychwytywania i składowania CO2 (CCS – carbon capture and storage) zacznie odgrywać rolę dopiero pod koniec okresu objętego prognozą, tj. przed rokiem 2035. Raport wskazuje natomiast na możliwość istotnego ograniczenia emisji CO2 drogą zastąpienia przestarzałych, nieefektywnych elektrowni węglowych, nowymi blokami energetycznymi w zaawansowanej technologii na parametry nadkrytyczne i ultra-nadkrytyczne. Ta opcja rozwoju energetyki węglowej jest wskazywana jako podstawowa także przez VGB PowerTech e.V. (Stowarzyszenie Eksploatatorów Dużych Elektrowni, do którego należy 478 firm z 34 krajów, reprezentujących elektrownie o mocy 520 GW). Względne zmniejszenie zużycia paliwa (δb), a tym samym emisji CO2 , uzyskane drogą zastąpienia starego bloku energetycznego o sprawności netto η 1 nowym blokiem o sprawności η 2 określa prosta zależność δb = δCO2 = 1 − η1 . η2 (1) Dla wartości sprawności η1 = 32% oraz η2 = 45% uzyskuje się zmniejszenie zużycia węgla oraz emisji dwutlenku węgla o 28,9%. Redukcja ciepła odpadowego (δQstr ), głównie odprowadzonego z wodą chłodzącą skraplacz, którą określa wzór δQstr = δb , 1 − η1 (2) jest jeszcze większa i dla podanych wyżej wartości sprawności wynosi aż 42,5%. Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne. . . 79 Utrzymywanie odpowiedniego poziomu bezpieczeństwa dostaw energii elektrycznej dla krajowej gospodarki i ustabilizowanie go w przyszłości wymusi dalszy rozwój krajowego parku elektrowni węglowych. Musi jednak nastąpić znaczący postęp technologiczny (ukierunkowany na rozwój niskoemisyjnych technologii węglowych), aby poza bezpieczeństwem elektroenergetycznym i efektywnością ekonomiczną sprostać rosnącym wymaganiom ochrony klimatu. Każdy kolejny krajowy blok energetyczny, opalany węglem powinien być blokiem nadkrytycznym z „rodziny 600 o C”, tzn. na parametry z górnego przedziału osiąganych dziś temperatur dla materiałów konstrukcyjnych opartych na stali, tj. 600–620 o C, a być może wkrótce 650 o C. Gwarantuje to osiągnięcie sprawności netto wytwarzania energii elektrycznej na poziomie 45–46%, co wiąże się z ograniczeniem emisji CO2 do poziomu poniżej 750 kg/MWh, czyli o blisko 30% mniejszego (patrz wzór (1)) od wycofywanych z eksploatacji bloków węglowych o sprawności 32–33%. Musi to być ponadto blok zaprojektowany w wersji captureready przewidujący wychwytywanie i składowanie dwutlenku węgla (technologie CCS) w przyszłości, kiedy instalacje takie będą wreszcie opanowane technicznie, dostępne komercyjnie i znajdą uzasadnienie ekonomiczne. Aktualnie elektrownie węglowe z CCS postrzegane są jako inwestycje o bardzo dużym stopniu niepewności, także z uwagi na niejasności w obszarze legislacji emisyjnej i handlu pozwoleniami na emisje węglowe. PGE Elektrownia Opole wybrała już w przetargu wykonawcę dwóch bloków energetycznych na węgiel kamienny o mocy po 900 MW każdy, spełniających powyższe wymagania. Koncern EdF (właściciel Elektrowni Rybnik) ogłosił decyzję o budowie nowego bloku nadkrytycznego o mocy 900 MW opalanego węglem kamiennym, podpisując umowę na dostawę urządzeń dla nowego bloku z firmą Alstom. Rozstrzygnięty został przetarg na budowę bloku o mocy do 1000 MW w Elektrowni Kozienice (grupa ENEA). Bliski rozstrzygnięcia jest przetarg grupy PGE w Elektrowni Turów (blok klasy 450 MW na węgiel brunatny). W przetargach znajdują się jeszcze dalsze projekty dużych bloków energetycznych opalanych węglem kamiennym. Grupa ENERGA ogłosiła krótką listę potencjalnych wykonawców bloku 850–1000 MW w Elektrowni Ostrołęka – priorytetowego elementu krajowego systemu elektroenergetycznego (KSE) dla stabilności pracy systemu w północno-wschodniej Polsce. Grupa TAURON zamierza wybudować blok o mocy 800–910 MW w Elektrowni Jaworzno III (podpisana umowa na przyłączenie z PSE Operator), natomiast Elektrownia Północ, należąca do Kulczyk Investment, planuje w 2012 roku zakończyć drugi etap przetargu na wykonawcę dwóch bloków o mocy 780–1050 MW. Ambitne plany budowy wraz z partnerem biznesowym elektrowni węglowej o podobnej mocy ma także Kompania Węglowa, 80 M. Pawlik inwestor spoza branży energetycznej (w końcu czerwca 2012 r. podpisany został list intencyjny z partnerem azjatyckim). Gdyby wszystkie wspomniane inwestycje zostały zrealizowane, wówczas do roku 2010 pojawiłoby się w KSE ok. 8600 MW nowych mocy w wielkoskalowych blokach węglowych. 4 Era gazu ziemnego Zarówno czynniki po stronie podaży jak i popytu wskazują – według raportu WEO-2011 – na ogromną przyszłość gazu ziemnego, w tym gazu niekonwencjonalnego. Poziom światowego handlu gazem podwoi się do 2035 roku, z czego jedna trzecia przyrostu kierowana będzie do Chin. Na gaz ze źródeł niekonwencjonalnych (gaz łupkowy, gaz zamknięty (tight gas)) przypada aktualnie połowa szacowanych zasobów surowca. Korzystne z punktu widzenia bezpieczeństwa energetycznego jest to, że zasoby gazu niekonwencjonalnego są znacznie bardziej rozproszone geograficznie niż zasoby gazu konwencjonalnego. Przykładem jest tu Polska, na terytorium której znajdują się prawdopodobnie jedne z większych złóż gazu łupkowego. Bardzo wstępne wyniki wierceń są na tyle zachęcające, że resort gospodarki w przyszłym roku ma się zająć aktualizacją polityki energetycznej, z uwzględnieniem gazu łupkowego i co za tym idzie rozwoju elektroenergetyki opartej na gazie ziemnym. Aktualnie w Polsce, w elektrowniach i elektrociepłowniach opalanych gazem jest zainstalowanych ok. 880 MWe , co daje ok. 3% udział w strukturze paliwowej produkcji krajowego sektora wytwarzania energii elektrycznej, podczas, gdy w Unii Europejskiej udział ten jest na poziomie 20% [2]. Część ekspertów ocenia, że Polska już w latach 2015–2020 będzie znaczącym producentem gazu łupkowego, co powinno skłaniać do zmian w planach inwestycyjnych na korzyść energetyki gazowej. Warto tu zwrócić uwagę na fakt, że w świecie są dwa poziomy cen gazu: pierwszy, oparty na indeksie cen ropy naftowej, a drugi na kosztach wydobycia gazu niekonwencjonalnego. Ta druga cena jest obecnie znacznie niższa i nawet jej stopniowy wzrost nie powinien zniechęcać do inwestycji w moce wytwórcze na gazie. Gaz jako paliwo dla elektrowni ma trzy fundamentalne zalety: niską emisyjność, niskie nakłady inwestycyjne i krótki czas budowy. Emisja CO2 na jednostkę produkowanej energii w układach gazowych wynosi ok. 640 kg/MWh, zaś w układach kombinowanych gazowo-parowych tylko ok. 420 kg/MWh. Relatywnie niski koszt inwestycyjny oraz krótki czas budowy stwarza mniejsze ryzyko dla inwestora i pozwala stosunkowo szybko wypełnić lukę, wynikającą z długotrwałości procesu budowy wielkoskalowych źródeł węglowych, a tym bardziej jądrowych. Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne. . . 81 Istotną zaletą jest także najwyższa spośród elektrowni spalających paliwa organiczne sprawność (do 60% przy wytwarzaniu tylko energii elektrycznej oraz ok. 90% w kogeneracji). Ponadto elektrownie gazowe zdolne są pokryć zapotrzebowanie zarówno w podstawie wykresu obciążenia jak i w strefie szczytowej, a szybkość reakcji w czasie rzeczywistym czyni je też dobrym partnerem dla źródeł wiatrowych. Stąd też mimo znanych zagrożeń (ryzyko cen gazu, uzależnienie od zewnętrznych źródeł zaopatrzenia) przewiduje się dalszy wzrost ich udziału w produkcji energii elektrycznej w Unii Europejskiej. W 2010 roku w całej Unii przybyło blisko 53 GW nowych mocy, w tym największy udział, bo aż ponad 28 GW miały elektrownie opalane gazem (na drugim miejscu była fotowoltaika – 12 GW, a na trzecim energetyka wiatrowa – 9,3 GW). O planach budowy elektrowni opalanych gazem informują polskie grupy: PGE, TAURON i ENERGA, a także firmy spoza branży: PGNiG, PKN Orlen, KGHM, ZA Puławy. Realizowana jest budowa bloku gazowo-parowego klasy 430 MWe w Stalowej Woli (wspólna inwestycja grupy TAURON i PGNiG). Grupa TAURON ogłosiła ponadto przetarg na budowę bloku gazowo-parowego o mocy 135 MWe w EC Katowice, wspólnie z KGHM zamierza także realizować blok gazowy o mocy 850 MW w Elektrowni Blachownia. PGNiG po przejęciu aktywów Vattenfall Heat w Warszawie chce pobudować dwa bloki gazowo-parowe klasy 450 MWe w EC Żerań i EC Siekierki. Zarząd PGE ogłosił przetargi na budowę bloków gazowo-parowych kogeneracyjnych w Elektrowni Pomorzany (200–270 MWe ), w EC Bydgoszcz (tej samej mocy lub mocy 400–450 MWe oraz w EC Gorzów (100–140 MWe ). Zakłady Azotowe Puławy oraz Vattenfall i PGE podpisały, 31 maja 2011 r., umowę trójstronną o przeniesieniu praw do projektu budowy i eksploatacji elektrowni lub elektrociepłowni o mocy ok. 840 MW. GDF Suez podpisał z PSE Operator umowę o przyłączenie dwóch bloków gazowo-parowych w Płocku o mocy 456 MWe każdy. Grupa ENERGA przygotowuje budowę elektrowni gazowo-parowej o mocy 860 MWe w Grudziądzu, zaś PKN Orlen – budowę bloku gazowo-parowego o mocy 400–500 MWe we Włocławku. Wspomniane wyżej plany inwestycje przekraczają poziom 5200 MWe , tak więc ich realizacja choćby w połowie (zapewne bardziej realna) stworzy możliwość wyprodukowania (łącznie z już istniejącymi jednostkami gazowymi o mocy ok. 880 MW) co najmniej 17 TWh, tj. około 10% produkcji w 2020 roku. Gazowy boom energetyczny w kraju zależeć więc będzie od tego jak duży będzie udział gazu w pokrywaniu potrzeb energetycznych. Szacunki specjalistów są różne i mówią, że energetyka gazowa powinna dostarczać od ok. 10% do nawet 20% energii elektrycznej w 2020 roku. 82 5 M. Pawlik Jaki „energymix” krajowej elektroenergetyki? Gdyby zrealizowane zostały wszystkie wspomniane w rozdz. 3 i 4 inwestycje w bloki węglowe i gazowe, wówczas – z uwzględnieniem produkcji energii elektrycznej w trzech już istniejących blokach nadkrytycznych (Pątnów, Łagisza i Bełchatów), oraz produkcji energii ze źródeł odnawialnych na możliwym do osiągnięcia poziomie 30 TWh – można byłoby oczekiwać struktury paliwowej krajowej elektroenergetyki w 2020 roku takiej, jak na rys. 2. Rysunek 2. Możliwa struktura paliwowa krajowej elektroenergetyki przy pełnej realizacji zamierzonych inwestycji w nadkrytyczne bloki węglowe i bloki gazowo-parowe Struktura ta wydaje się mało realna, chociaż wydaje się atrakcyjna ze względu na istotną dywersyfikację oraz wskaźniki ekologiczne (tylko ok. 107 mln t emitowanego CO2 ), wskazuje bowiem dość jednoznacznie na zbędne przeinwestowanie przy jednoczesnym niewykorzystaniu istniejących elektrowni węglowych (tylko ok. 38 TWh produkcji przy potencjale ok. 25 GW jeszcze w 2020 r.). Konferencja klimatyczna ONZ w Durbanie nie wpłynęła na zmianę unijnych limitów emisji, w związku z tym – zgodnie z pakietem klimatyczno-energetycznym – obowiązuje zmniejszenie emisji CO2 o 20% do roku 2020. Jaka więc może być struktura paliwowa („energymix”), która zapewni wytworzenie w 2020 roku w kraju wymaganej ilości energii elektrycznej (ok. 170 TWh) przy jednoczesnym ograniczeniu emisji CO2 o 20% (do ok. 120 mln t) z uwzględnieniem dostępnych technologii: węglowej, gazowej i bazującej na odnawialnych źródłach energii (OZE). Wyniki analizy przeprowadzonej przez autora przedstawiono na rys. 3. Z diagramu na rys. 3 wynika, że dla ograniczenia emisji CO2 z sektora elektroenergetyki o 20% wymagany będzie udział źródeł gazowych na poziomie ok. 10% (17 TWh – zapewne osiągalne), czyli realizacja ok. 60% zamierzonych inwestycji oraz, że wystarczy 6–7 nowych bloków nadkrytycznych klasy 900 MW (np. Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne. . . 83 Rysunek 3. Struktura paliwowa krajowej elektroenergetyki w 2020 roku, wymagana dla ograniczenia emisji CO2 o 20% realizacja zapoczątkowanych inwestycji krajowych grup energetycznych oraz EdF w Rybniku) z produkcją na poziomie 40 TWh. W istniejących blokach węglowych zajdzie potrzeba wyprodukowania ok. 72 TWh energii elektrycznej. W ostatnim czasie obserwuje się w krajowej elektroenergetyce znaczne zahamowanie procesu przygotowania inwestycji, czy wręcz odstąpienie od realizacji nowych mocy wytwórczych, zwłaszcza wielkoskalowych bloków węglowych na parametry nadkrytyczne. Realizowane są już nowe bloki gazowo-parowe w Stalowej Woli i we Włocławku, zaawansowane realizacje kolejnych: w Płocku (przetarg na projekt budowlany), Grudziądzu (wybrany inżynier kontraktu) oraz w elektrociepłowniach Grupy PGE (Gorzów Wlkp., Bydgoszcz, Pomorzany – przetargi w toku) stwarzają realne podstawy do uzyskania w 2020 r. 10% produkcji energii elektrycznej z gazu, wszystko wskazuje jednak na to, że z planowanych 9 bloków na węgiel kamienny zrealizowane zostaną jedynie 4 (budowany blok 1075 MW w Elektrowni Kozienice, 2 bloki 900 MW w Elektrowni Opole i blok 900 MW w Elektrowni Jaworzno). W tej sytuacji dla ograniczenia w 2020 r. emisji CO2 z sektora elektroenergetyki o 20% niezbędne będzie zwiększenie udziału odnawialnych źródeł energii do poziomu 33 TWh oraz udziału istniejących bloków węglowych do poziomu 83 TWh (rys. 4). Przedstawiona na rys. 4 struktura paliwowa krajowej elektroenergetyki jest, zdaniem autora, możliwa do osiągnięcia. Uzyskanie wymaganej produkcji energii elektrycznej w istniejących elektrowniach węglowych nie powinno być – przy posiadanym potencjale — istotnym problemem. W odniesieniu do źródeł odnawialnych natomiast pewien optymizm może wynikać z faktu realizacji z wyprzedzeniem krajowego planu działania, określonego przez Ministerstwo Gospodarki [6]. Pewne nadzieje można także wiązać z dopiero zapoczątkowanym w kraju 84 M. Pawlik Rysunek 4. Struktura paliwowa krajowej elektroenergetyki w 2020 roku, wymagana dla ograniczenia emisji CO2 o 20%, przy znaczącym ograniczeniu inwestycji (a niezwykle dynamicznym w świecie) rozwojem fotowoltaiki oraz rozproszonej energetyki „prosumenckiej”. Źródła odnawialne pozostają wciąż na środku sceny energetyki światowej, dlatego przyśpieszenie ich rozwoju w kraju jest niezwykle istotne wobec nieuchronnego zaostrzania norm środowiskowych. 6 Podsumowanie Możliwe jest spełnienie przez krajowy sektor elektroenergetyki wymagań pakietu klimatyczno-energetycznego „3×20” do 2020 roku, a zwłaszcza ograniczenia o 20% emisji CO2 bez udziału energetyki jądrowej, także w warunkach radykalnego ograniczenia inwestycji w nowe źródła energii. Najskuteczniejszą drogą do osiągnięcia tego celu jest zrównoważona struktura paliwowa „energymix”, uwzględniająca udział wielkoskalowych bloków energetycznych na parametry nadkrytyczne (ok. 15%), rozwój odnawialnych źródeł energii ( udział ok. 20%) oraz zwiększenie udziału niskowęglowego paliwa jakim jest gaz (do poziomu co najmniej 10%). Panuje bowiem dość powszechne przekonanie, że szeroka struktura „energymix” stanowi najlepszą podstawę dla bezpieczeństwa elektroenergetycznego, przyjaznego środowisku i uzasadnia ekonomicznie koszty dostarczenia energii. Stworzy ona także podstawę dla dalszego rozwoju krajowego parku elektrowni, co jest szczególnie istotne wobec nieodwracalnego kierunku rozwoju niskoemisyjnej energetyki Unii Europejskiej. Przedstawione w artykule wyniki zostały uzyskane w badaniach współfinansowanych przez Narodowe Centrum Badań i Rozwoju w ramach umowy SP/E/1/67484 /10 – Strategiczny Program Badawczy – Zaawansowane technologie pozyskiwania Zaawansowane technologicznie bloki energetyczne. . . 85 energii: Opracowanie technologii dla wysokosprawnych „zeroemisyjnych” bloków węglowych zintegrowanych z wychwytem CO2 ze spalin. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Literatura [1] International Energy Agency: World Energy Outlook 2011. [2] VGB PowerTech: Zahlen Und Fakten – Energieerzeugung 2009/2010, 2011/2012. [3] ARE: Prognoza zapotrzebowania na paliwa i energię do 2030 roku (zał. 2 do projektu „Polityki energetycznej Polski do 2030 roku”). Warszawa, Ministerstwo Gospodarki, listopad 2009 r. [4] Majchrzak H.: Główne założenia i cele polityki energetycznej Polski do 2030 roku. Mat. Seminarium Komitetu Problemów Energetyki PAN, Warszawa, 7.05.2009. [5] Pawlik M.: “Energymix” krajowej elektroenergetyki w 2020 roku. Przegląd Elektrotechniczny 2010, nr 6, 89–92. [6] Ministerstwo Gospodarki: Krajowy plan działania w zakresie energii ze źródeł odnawialnych. Warszawa, maj 2010 r. Advanced power units in the national energy system Summary The paper analyzed is the further development of the national electricity generation sector including the latest report by the International Energy Agency, indicating the potential trends and prospects in the global energy sector. On the background of the anticipated increase in the electricity demand by 2020, and the power sector investment plans outlined was the possibility of reducing CO2 emissions by 20%. This development requires a balanced fuel mix, taking into account both the advanced coal anf gas technologies as well as a substantial increase in the share of renewable energy sources. tom XLIII(2013), nr 1-2, 87–99 Andrzej Wawszczak∗ Politechnika Łódzka Instytut Elektroenergetyki Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni cieplnych asynchronicznymi napędami falownikowymi średniego napięcia Omówiono możliwości regulacji wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni cieplnych napędzanych klatkowymi silnikami indukcyjnymi zasilanymi przemiennikami częstotliwości. Skupiono się głównie na napędach średnionapięciowych (6÷10 kV) dużej mocy. Przedstawiono aktualną ofertę przemienników czołowych światowych producentów. Oceniono możliwości wykorzystania tego typu napędów w dużych, nowoczesnych elektrowniach blokowych. 1 Wstęp Zmienność obciążenia systemu elektroenergetycznego, zmienność warunków pracy oraz wszelkiego rodzaju zakłócenia powodują konieczność pracy źródeł zasilających system elektroenergetyczny (również dużych bloków energetycznych) w zmiennych warunkach, które wymuszają zmiany wydajności poszczególnych urządzeń potrzeb własnych. Szczególną cechą urządzeń potrzeb własnych dużych elektrowni blokowych są duże strumienie energii przetwarzanych przez te urządzenia, a jednostkowa moc napędzających je silników może przekroczyć nawet 20 MW. Poza głównymi pompami wody zasilającej, które jako największe odbiory energii potrzeb własnych są najczęściej napędzane specjalnymi turbinami parowymi, wszystkie pozostałe urządzenia, w ogromnej większości, są napędzane elektrycznymi silnikami indukcyjnymi klatkowymi. Za stosowaniem tego rodzaju silników przemawia przede wszystkim ich prosta konstrukcja oraz bardzo duża ∗ E-mail: [email protected] 88 A. Wawszczak niezawodność i stosunkowo niewielkie koszty eksploatacji. Istotną wadą tych silników jest trudna w realizacji płynna regulacja ich prędkości obrotowej, którą można efektywnie realizować jedynie poprzez zmianę częstotliwości zasilającego je napięcia. Śledząc na przestrzeni ostatnich dwóch dekad rozwój dużej mocy napędów falownikowych SN można zauważyć znaczny postęp w ich rozwoju. Wydaje się, że dalszy wzrost zainteresowania „dużej energetyki” tego typu napędami spowoduje ich rozwój w kierunku zmniejszenia kosztów i gabarytów. Szczególne nadzieje należy wiązać z powszechnym zastosowaniem w dużej mocy napędach falownikowych SN półprzewodnikowych przyrządów energoelektronicznych wykonanych na bazie węglika krzemu (SiC) [ 2]. 2 Elektryczne napędy falownikowe Dynamiczny w ostatnich latach rozwój poszczególnych przyrządów, jak i całych systemów energoelektronicznych spowodował, że zmiana prędkości obrotowej klatkowych silników indukcyjnych poprzez zmianę częstotliwości zasilającego je napięcia jest coraz bardziej popularna. Staje się tak głównie ze względu na bardzo dobre właściwości regulacyjne oraz coraz niższe koszty tego rodzaju systemów. Ten sposób regulacji wydajności zdominował napędy silnikami indukcyjnymi niskiego napięcia (NN) – napięcia o wartości nie przekraczającej 1 kV. Liczne firmy produkujące tego typu systemy napędowe często oferują silniki małej mocy z dopasowanymi do nich konstrukcyjnie (bezpośredni montaż na silniku) i parametrycznie przemiennikami częstotliwości. Dla napędów większej mocy przemienniki częstotliwości są montowane w oddzielnie stojących niewielkich obudowach. Napędy zasilane średnim napięciem (SN) – napięcia o wartości przekraczającej 1 kV, zajmują znacznie więcej miejsca i ich zastosowanie powinno byc przewidywane już na etapie projektowania zasilających je rozdzielni. W polskiej energetyce indukcyjne silniki klatkowe, napędzające urządzenia największych i średnich mocy, są zasilane napięciem 6 kV, a coraz częściej również 10 kV. Główne cechy użytkowe jakimi powinny charakteryzować się przemienniki częstotliwości średniego napięcia wykorzystywane w układach potrzeb własnych dużych elektrowni blokowych to: • możliwość zasilania indukcyjnych silników klatkowych dużej mocy (do 20 MW) napięciem 6 kV lub 10 kV, najlepiej bez transformatora; • pełne zabezpieczenie pracy silnika przed uszkodzeniem przy jednoczesnym zapewnieniu odpowiednich dla urządzenia napędzanego właściwości regulacyjnych; Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni. . . 89 • zapewnienie możliwie najmniej odkształconego, w stosunku do sinusoidalnego, przebiegu napięcia i prądu zasilającego silnik; • generacja do sieci zasilającej możliwie jak najmniejszych zakłóceń, w szczególności wyższych harmonicznych prądu [7]. O właściwościach przemienników częstotliwości SN decydują głównie trzy czynniki: • rodzaj użytych półprzewodnikowych przyrządów mocy, • układ połączeń (topologia), • algorytm sterujący pracą przemiennika. Powszechne stosowanie w układach sterujących pracą przemienników wysokowydajnych mikroprocesorów spowodowało bardzo szerokie możliwości realizacji złożonych algorytmów regulacyjnych w czasie rzeczywistym. W szczególności każdy z oferowanych przemienników SN umożliwia sterowanie: • skalarne — U/f =const, gdzie U to napięcie o częstotliwości f zasilające silnik; • wektorowe — bezpośrednie sterowanie momentem obrotowym. Ponadto przemienniki częstotliwości mogą również w pełni zabezpieczyć silnik, jak i sieć zasilającą przed przeciążeniem oraz prądami zwarciowymi i często nie wymagają dodatkowych zabezpieczeń zewnętrznych. 2.1 Półprzewodnikowe przyrządy mocy Półprzewodnikowe przyrządy mocy w układach energoelektronicznych przetwarzających duże strumienie energii pracują głównie jako prostowniki napięcia przemiennego lub jako przełączniki pracujące w trybie komutacji, a więc przyjmują jedynie stany całkowitego przewodzenia (włączone) lub nieprzewodzenia (wyłączone) [4,11]. Półprzewodnikowe przyrządy mocy w zależności od rodzaju sterującego sygnału można podzielić na dwie zasadnicze grupy [3]: • ze sterowaniem prądowym, różnego rodzajów tyrystory: SCR – siliconcontrolled rectifier, GTO – gate turn-off thyristor, IGCT – integrated gate commutated thyristor, SGCT – symmetric gate commutated thyristor [3] • ze sterowaniem napięciowym, różnego rodzaju tranzystory: BJT – bipolar junction transistor, MOSFET – metal-oxide-semiconductor field-effect transistor, IGBT – insulated gate bipolar transistor, IEGT – injection-enhanced gate transistor [3]. 90 A. Wawszczak W napędach falownikowych SN obecnie są stosowane wymienione tu półprzewodnikowe przyrządy mocy poza tranzystorami bipolarnymi, MOSFET oraz niskonapięciowymi IGBT. Postęp i ciągły rozwój półprzewodnikowych przyrządów mocy jest głównie spowodowany dwoma czynnikami: • wzrostem mocy (prądu i napięcia), którą te przyrządy mogą przetwarzać; • wzrostem częstotliwości komutacji (przełączania) przy możliwie jak najmniejszych stratach przełączania. W zakresie najwyższych prądów i napięć są stosowane, konwencjonalne, nie w pełni sterowalne (załączane prądem bramki, wyłączane naturalnie), występujące w różnych odmianach tyrystory (SCR). Ich istotnymi zaletami są małe straty przewodzenia, duża gęstość prądu i niezawodność pracy. 7 4 ABB Dynex Fuji Hitachi Infineon IC [kA] 3 ITAV [kA] Dynex Infineon Mitsubishi 5 Ixys Mitsubishi Powerex Toshiba 2 ABB 6 Powerex 4 3 2 1 1 UDRM [kV] UCE [kV] 0 0 0 1 2 3 4 a) 5 6 7 0 2 4 6 8 10 12 b) Rysunek 1. Maksymalne wartości prądów i napięć półprzewodnikowych przyrządów mocy SN: a) tranzystory typu IGBT: IC – prąd kolektora, UCE – napięcie kolektor-emiter; b) tyrystory typu SCR: IT AV – średni prąd przewodzenia, UDRM – powtarzalne napięcie w stanie blokowania (na podstawie danych katalogowych (2011) [14]) W układach przetwarzających mniejsze moce stosowane są tyrystory wyłączalne prądem bramki (GTO) oraz ich udoskonalone wersje, tyrystory ze zintegrowaną bramką, asymetryczną (IGCT) i symetryczną (SGCT), które charakteryzują się krótszymi od zwykłych tyrystorów (SCR) czasami załączania i wyłączania oraz mniejszymi spadkami napięcia przewodzenia. Istotną wadą tyrystorów wyłączalnych prądem bramki jest konieczność wygenerowania wyłączającego impulsu prą- Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni. . . 91 dowego bramki w zakresie (0,25–1) prądu anodowego tyrystora. Komplikuje to układ sterowania tego typu tyrystorami [11]. W napędach falownikowych SN z tyrystorami coraz skuteczniej konkurują w pełni sterowalne tranzystory bipolarne z izolowaną bramką (IGBT) oraz ich odmiana ze specjalnej konstrukcji bramką o niskim poborze energii (IEGT). W tranzystorach tego typu zwykle uzyskuje się stan przewodzenia napięciem bramki +15 V, a zatkania -15 V [4,11]. Zaletą tranzystorów mocy jest możliwość ich pracy przy znacznie większych częstotliwościach przełączania w porównaniu z tyrystorami. Ma to istotne znaczenie ze względu na mniejsze generowanie wyższych harmonicznych prądów i napięć przez przemienniki częstotliwości konstruowane na bazie tranzystorów mocy. Obecnie istnieje szeroka oferta półprzewodnikowych przyrządów mocy SN. Na rys. 1 porównano wartości prądów i napięć przy jakich mogą pracować pojedyncze półprzewodnikowe przyrządy mocy oferowane przez różnych producentów. Jak widać występuje dość silna zależność między maksymalnymi wartościami prądów i napięć przy jakich mogą być wykorzystywane pojedyncze półprzewodnikowe przyrządy mocy. Wzrost maksymalnego napięcia pracy przyrządu pociąga za sobą wyraźne zmniejszenie prądu jaki może on przełączać. 2.2 Przemienniki częstotliwości W elektrycznych napędach falownikowych SN potrzeb własnych elektrowni (silniki indukcyjne klatkowe) stosowane są dwa rodzaje przemienników częstotliwości z falownikami zasilanymi ze źródła napięciowego (falowniki napięcia) lub prądowego (falowniki prądu). Cechą charakterystyczną obu rodzajów falowników jest pośrednictwo napięcia stałego między napięciem o stałej częstotliwości sieci zasilającej, a napięciem o zmiennej (regulowanej) częstotliwości zasilającej silnik indukcyjny [2,4,5,10,11,14]. W zależności od topologii przemiennika, w celu umożliwienia kompensacji mocy biernej, częściowej eliminacji wyższych harmonicznych oraz możliwości odzysku energii hamowania silnika (energia zwrotna) stosowane są prostowniki sterowane, dające możliwość odpowiedniej regulacji źródła napięciowego lub prądowego. Wówczas w prostowniku zamiast diod mocy stosowane są tyrystory lub tranzystory mocy. W przemiennikach częstotliwości SN powszechnie stosowaną metodą sterowania tranzystorów lub tyrystorów jest modulacja szerokości impulsu (PWM – pulse width modulation). Układ sterujący generuje ciąg impulsów prostokątnych, których szerokość jest modulowana według zadanej funkcji, najczęściej jest to funkcja sinus o określonej częstotliwości. Impulsy o odpowiednim czasie trwania można uzyskać porównując sygnał sinusoidalny z modulującym, najczęściej piłokształt- 92 A. Wawszczak nym sygnałem o nieco większej amplitudzie i o znacznie większej częstotliwości. Tak generowane impulsy sterują tranzystorami lub tyrystorami, wprowadzając je przemiennie w stan przewodzenia lub w stan zaporowy. Straty energii w półprzewodnikowym przyrządzie, w stanie przewodzenia ze względu na niewielki spadek napięcia są stosunkowo małe, w stanie zaporowym ze względu na bardzo mały prąd są pomijalnie małe, natomiast znacznie większe straty energii są generowane podczas przełączania, gdy w stanach przejściowych prądy oraz napięcia mogą być jednocześnie stosunkowo duże [10]. 2.2.1 Falowniki napięcia Najczęściej wykorzystywanym rodzajemprzemienników częstotliwości SN są przemienniki, w których trójfazowy falownik jest zasilany ze źródła napięciowego. W najprostszej realizacji będzie to przemiennik bezpośrednio podłączony do sieci zasilającej (bez transformatora) z 6-cio diodowym (pulsowym) prostownikiem bez zwrotu energii do sieci oraz 6-cio tyrystorowym lub tranzystorowym falownikiem. Tego typu przemiennik jest źródłem wyższych harmonicznych w prądzie zasilającym przemiennik oraz w napięciu zasilającym silnik. W celu wyeliminowania wyższych harmonicznych generowanych przez przemiennik stosuje się filtry oraz różne odmiany topologii połączeń przemiennika. W przemiennikach SN z falownikami napięcia stosowane są najczęściej dwa typy połączeń: wielopoziomowe oraz wielokomórkowe [14]. 2.2.2 Topologia wielopoziomowa Najprostszy, dwupoziomowy przemiennika częstotliwości wymaga zastosowania 6-cio diodowego prostownika oraz falownika z 6-cioma elementami przełączalnymi. W wielopoziomowym przemienniku częstotliwości napięcie wyjściowe o małej zawartości wyższych harmonicznych otrzymuje się dzięki kilku poziomom napięcia stałego oraz poprzez odpowiednie sterowanie półprzewodnikowymi przyrządami mocy. Układ trójpoziomowy wymaga dwukrotnego zwiększenia półprzewodnikowych przyrządów mocy oraz zastosowania trójuzwojeniowego transformatora zasilającego. Zwiększając liczbę poziomów napięcia uzyskuje się zmniejszenie zawartości wyższych harmonicznych w napięciu wyjściowym przemiennika oraz mniejszą stromość zmian tego napięcia w czasie, co pozytywnie wpływa na ochronę izolacji silnika przed przepięciami. Jednak wzrost liczby poziomów zwiększa stopień skomplikowania układu falownika oraz jego sterowanie. Falowniki pięciopoziomo- Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni. . . 93 we wymagają już 4 poziomów napięcia stałego oraz 24 elementów przełączających (tyrystorów lub tranzystorów mocy). W przemysłowych napędach SN wykorzystywane są trójpoziomowe przemienniki częstotliwości [14]. 2.2.3 Topologia wielokomórkowa Charakterystyczną cechą przemienników częstotliwości w topologii wielokomórkowej jest wielokrotne wykorzystanie oddzielnych jednofazowych przemienników zasilanych trójfazowo. Pozwala to na pewną unifikację konstrukcji przemiennika i eliminację wyższych harmonicznych. Szeregowe łączenie komórek w poszczególnych fazach, umożliwia zastosowanie w przemiennikach zasilających silników o wyższym napięciu (6 kV i 10 kV) oraz półprzewodnikowych przyrządów mocy o niższym napięciu, najczęściej są to tranzystory IGBT, ale a większym prądzie roboczym (rys. 1). Istotnymi wadami tego typu przemienników jeat skomplikowany system sterowania oraz konieczność stosowania wielouzwojeniowego transformatora. W transformatorze tym trójfazowe uzwojenie pierwotne jest łączone w gwiazdę albo trójkąt, natomiast trójfazowe uzwojenia wtórne, których bywa w zależności od wielkości napięcia zasilającego silnik od 6 do 18, są łączone w trójkąt, gwiazdę oraz zygzak i tak rozmieszczane, aby uzyskać przesunięcia fazowe między poszczególnymi napięciami, zapewniające maksymalne tłumienie wyższych harmonicznych, zarówno na zasilaniu silnika jak i na zasilaniu przemiennika [4]. 2.2.4 Falowniki prądu Przemienniki częstotliwości, w których trójfazowy falownik jest zasilany ze źródła prądowego, stanowią mniej liczną grupę wśród przemienników SN. W najprostszej konfiguracji, podobnie jak przemienniki z falownikami napięcia, przemienniki z falownikami prądu mają 6-cio diodowy prostownik i 6-cio tyrystorowy lub tranzystorowy falownik. Przemienniki z falownikami prądu są również oferowane w bardziej rozbudowanych konfiguracjach, ze sterowanymi, 12- lub 18-pulsowymi prostownikami zasilanymi odpowiednio z 3- lub 4-uzwojeniowych transformatorów, jak również z falownikami w topologii wielopoziomowej. Układy tego typu przede wszystkim pozwalają wyeliminować wyższe harmoniczne w prądach silnika oraz obciążających sieć zasilającą [12]. Istotną zaletą falowników prądu są stosunkowo niewielkie stromości zmian w czasie napięcia zasilającego silnik, co zapobiega przepięciom i chroni izolację silnika [13]. 94 A. Wawszczak 2.3 Średnionapięciowe napędy falownikowe potrzeb własnych elektrowni Dla napędów małej mocy (do 100 kW) powszechnie, i z coraz większym powodzeniem, stosowane są różnego typu przemienniki częstotliwości. Oferta rynkowa tego typu urządzeń jest bardzo duża i pozwala wybrać odpowiedni przemiennik zarówno dla już istniejącego lub modernizowanego napędu, jak również umożliwia wymianę całego urządzenia wraz ze starym (nieregulowanym) napędem na nowe z silnikiem oraz przystosowanym do jego regulacji przemiennikiem. Odmiennie wygląda sytuacja z napędami dużych mocy (powyżej 1 MW), szczególnie tymi, które są zasilane z sieci SN. W grupie producentów tego typu urządzeń można wymienić kilkanaście firm, których oferta jest skierowana również do energetyki. W tabeli 1 zestawiono wybrane przemienniki SN, które są predysponowane do zastosowań w napędach potrzeb własnych dużych elektrowni blokowych. Jako dodatkowe kryterium przyjęto możliwość bezpośredniego zasilania napędu napięciem ≥ 6 kV. Przedstawione w tab. 1 typy przemienników SN kilku wybranych producentów (ABB, Siemens, TMEIC) stanowią tylko pewną część ich oferty. Firmy te mają również szeroką ofertę klatkowych silników indukcyjnych SN z optymalnie dobranymi przemiennikami częstotliwości, stanowiącą kompleksową propozycję napędów o regulowanej prędkości obrotowej. Należy zaznaczyć, że takie zespóły napędowe (przemiennik + silnik) pozwalają uzyskiwać prędkość obrotową przekraczającą 3000 obr/min, co w pewnych wypadkach umożliwia wyeliminowanie przekładni mechanicznej. Dokonując przeglądu oferowanych przemienników częstotliwości SN można wymienić ich istotne, pozytywne cechy, takie jak: • możliwość kompensacji mocy biernej, • duża sprawność energetyczna, • duża niezawodność, • szerokie możliwości kontroli i diagnostyki, • praktycznie nieograniczone możliwości programowania i sterowania napędem, • zabezpieczenie napędu przed zakłóceniami od sieci zasilającej oraz procesu technologicznego. Zastosowanie w przemienniku częstotliwości sterowanego wielopulsowego prostownika pozwala osiągnąć wartości współczynnika mocy większą od 0,97 w zakresie obciążenia (0,2–1). Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni. . . 95 Tabela 1. Wybrane przemienniki częstotliwości SN predysponowane do zastosowań w dużych elektrowniach blokowych (na podstawie danych katalogowych [14]) Producent Typ ABB Silnik indukcyjny Topologia przemiennika Napięcie [kV] Moc [MVA] ACS-5000 6,0; 6,9 (2–7) (P) (5–22) (W) VSI, ml, IGCT Allen-Bradley PawerFlex7000 2,4 – 6,9 (0,15–3) (P)(2–7) (W) CSI, ml, SGCT Alstom CDM8000 6; 10 (4–11) (W) CSI, ml, GTO Ansaldo Sistemi Industriali Silicovert 4,16 – 7,2 (0,4–3) (P) (3–15) (W) VSI, ml, IGBT Converteam MV7000 3,3; 6,6 (3–33) (W) VSI, ml, IGBT Hitachi HIVECTOLHVI 2,4 – 6,6 (0,3–8) (P) VSI, mc, IGBT Yaskawa FSDrive-MV1S 3; 6 (0,13–2,5) (0,25–5) (P) VSI, ml, IGBT LS Industrial Systems LSMV 3 – 10 (0,16–9,3) (P) VSI, ml, IGBT Siemens ROBICON Perfect Harmony 2,3 – 13,8 (0,15–6) (P) (3-30)(W) VSI, mc, IGBT TMEIC TMdrive-MVG 3,3; 6,6; 11 (0,16–6) (P) (4–16)(W) VSI, mc, IEGT (P) – chłodzenie powietrzem, (W) – chłodzenie wodą, ml – (multilevel) wielopoziomowy, mc – (multicell) wielokomórkowy Dla oceny energetycznych korzyści, które może dać regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni z zastosowaniem napędów falownikowych, konieczne jest określenie sprawności zespołu napędowego składającego się z przemiennika częstotliwości i indukcyjnego silnika klatkowego w zmiennych warunkach pracy, przy zmiennym obciążeniu mocą czynną oraz zmiennej prędkości obrotowej (częstotliwości) [5,6,8,9]. Sprawność przemienników SN zmienia się w zakresie (0,92–0,97) dla obciążeń (0,1–1) (rys. 2) [1,8,13]. Generalnie bardziej sprawnymi są przemienniki częstotliwości wykorzystujące tyrystory zamiast tranzystorów mocy (mniejsze straty przewodzenia). Można zauważyć wpływ topologii przemiennika na jego sprawność. Przemienniki częstotliwości z falownikami napięcia są sprawniejsze od tych z falownikami prądu., jednak te różnice są niewielkie i nie przekraczają 2%. Obok wymienionych wcześniej zalet przemienniki średniego napięcia i dużej mocy mają również pewne cechy negatywne. Niewątpliwą wadą tych urządzeń 96 A. Wawszczak Rysunek 2. Zależność sprawności (η) przemiennika częstotliwości SN od obciążenia mocą czynną (P ), dla mocy Pn = 1 MW są ich względnie duże rozmiary. Jako kryterium oceny można przyjąć objętość i ciężar jednostkowy 1 MVA mocy przetwarzanej przez przemiennik. Na rys. 3 przedstawiono zależność objętości i masy jednostkowej różnego typu przemienników SN od ich mocy pozornej (Sp). Z wykresów wynika, że przykładowo przemiennik częstotliwości o mocy pozornej Sp = 10 MVA, chłodzony wodą, bez transformatora, będzie miał objętość (18–25) m3 , co przy jego konstrukcji w postaci wolnostojącego ciągu szaf o wysokości ok. 2,3 m i głębokości 1,2 m daje długość (szerokość) (6,5–9) m. Masa takiego przemiennika będzie się zawierała w granicach (6–8) t. Dodatkowo należy pamiętać, że poszczególne przemienniki, zgodnie z zaleceniami producentów, muszą być rozmieszczone w pewnej odległości od siebie, w zamkniętym, dobrze wentylowanym pomieszczeniu o wysokości co najmniej 3 m. W warunkach elektrownianych masa przemiennika SN nie stwarza istotnych problemów, natomiast jego gabaryty, zwłaszcza gdy jest potrzeba zainstalowania kilku przemienników dużej mocy, może być trudna w realizacji, szczególnie gdy planowana jest modernizacja już istniejącego obiektu i wcześniej nie było przewidziane miejsce na tego typu urządzenie. Napędy falownikowe mogą być również składane w konfiguracji, która pozwala zasilić i wspólnie sterować równolegle pracującymi urządzeniami, jak np.: dwa wentylatory powietrza, dwa wentylatory spalin itp. Wówczas przemiennik może Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni. . . 10 97 5 m3 9 MVA t MVA 8 4 7 6 3 5 4 2 3 2 1 1 Sp [MVA ] 0 0 5 10 a) 15 Sp [MVA ] 0 20 0 5 10 15 20 b) Rysunek 3. Zależność „objętości” (a) i „masy” (b) 1 MVA przemiennika od jego mocy pozornej Sp; ◦ – transformator zintegrowany z przemiennikiem, ♦ – transformator zintegrowany z przemiennikiem w topologii multicell, – transformator zewnętrzny lub przemiennik bez transformatora, symbole konturowe – chłodzenie powietrzem; symbole pełne – chłodzenie wodą Rysunek 4. Konfiguracja przemiennika częstotliwości w napędzie dwusilnikowym, S – silnik mieć pewne elementy wspólne, dla obydwóch napędów (rys. 4), co zmniejsza jego rozmiary oraz cenę, w stosunku do dwóch oddzielnych przemienników. Dla zasilania silników o bardzo dużej mocy (>10 MW) można również wykorzystać dwa lub więcej połączonych równolegle i wspólnie sterowanych przemienników częstotliwości. 3 Podsumowanie Dynamiczny rozwój urządzeń energoelektronicznych umożliwił ich coraz większe zastosowanie w energetyce. Różnego rodzaju przemienniki NN o małych i śred- 98 A. Wawszczak nich mocach (do 200 kW) są od wielu lat stosowane w napędach urządzeń potrzeb własnych elektrowni i elektrociepłowni. Natomiast zdecydowanie mniejsze jest wykorzystanie dużej mocy napędów falownikowych SN, które w układach regulacji wydajności przegrywają konkurencję ze sprzęgłem hydrokinetycznym lub innymi metodami regulacji (nastawne kierownice wlotowe, lub łopatki wirników pomp lub wentylatorów). Można wskazać dwie główne przyczyny tego zjawiska: • stosunkowo wysokie koszty, w przybliżeniu jest to ok. 1mln zł/1 MVA; • stosunkowo duże rozmiary, szczególnie dla mocy większych od 5 MVA. Należy zwrócić uwagę na fakt, że wymagania co do jakości regulacji wydajności dużych napędów potrzeb własnych elektrowni są stosunkowo łagodne, szczególnie w porównaniu z wymaganiami dla napędów wykorzystywanych w urządzeniach trakcyjnych. W dużych napędach potrzeb własnych elektrowni nie jest wymagany odzysk energii podczas hamowania urządzenia napędzanego, jak również ze względu na stosunkowo duże stałe czasowe procesów technologicznych elektrowni nie wymaga się od tych napędów dużej dynamiki działania. Wydaje się jednak, że ze względu na znaczne strumienie przetwarzanej energii, istotnym zagadnieniem w dużych napędach potrzeb własnych elektrowni jest ich efektywność energetyczna, pozwalająca osiągnąć możliwie maksymalną sprawności napędu przy zmiennej, wynikającej z procesu technologicznego, wydajności urządzenia napędzanego. Przedstawione wyniki uzyskano w badaniach współfinansowanych przez NCBiR w ramach umowy SP/E/1/67484/10. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Literatura [1] Angers P.: Variable Frequency Drive Testing. MEPSA 2009, Sydney, Australia, Feb 4th, 2009. [2] Barnes M.: Practical Variable Speed Drives and Power Electronics. Elsevier, 2003. [3] Błajszczak G., Wasiluk-Hassa M, Malinowski M., Kaźmierkowski M.P., Jasiński M.: Współczesne systemy przesyłu energii prądem stałym HVDC. Elektroenergetyka – Współczesność i Rozwój, 1(7)/2011. [4] Citko T.: Analiza układów energoelektroniki. Skrypt Politechniki Białostockiej, Białystok 1992. [5] Duda P.: Energo-elektronika w układach napędowych – problemy aplikacji i eksploatacji. Elektroenergetyka – Współczesność i Rozwój, 4(6)/2010. Regulacja wydajności urządzeń potrzeb własnych elektrowni. . . 99 [6] IEC/TS 60034-31: Rotating electrical machines – Part 31: Selection of energy-efficient motors including variable speed applications – Application guide. Int. Electrotechnical Commission. [7] IEEE 519-1992: IEEE Recommended Practices and Requirements for Harmonic Control in Electrical Power Systems. [8] Misiewicz W., Misiewicz A.: Napędy regulowane w układach pompowych źródeł ciepła. Krajowa Agencja Poszanowania Energii S.A., http://www.centrum.pemp.pl/ dokumenty/biblioteka/pemp seria wydawnicza 4.pdf [9] Natural Resources Canada: Variable frequency drives. Energy Efficiency Reference Guide, 2009 CEATI Int., http://oee.nrcan.gc.ca/sites/oee.nrcan.gc.ca/files/pdf/ industrial/equipment/vfd-ref/pdf/ variable-frequency-drives-eng.pdf. [10] Nowak M., Barlik R.: Poradnik inżyniera – energoelektronika. Warszawa, WNT 1998. [11] Rashid M.H. (red.): Power Electronics Handbook. Elsevier, 2007. [12] Rodriguez J., Dixon J., Espinoza J„ P. Lezana P.: PWM Regenerative Rectifiers: State of the Art. IEEE Trans. Ind. Electron., 52(2005), 1, http://ieeexplore.ieee.org/stamp/stamp.jsp?tp=&arnumber=1391089 [13] Wiechmann E.P., Aqueveque P., Burgos R., Rodrı́guez J.: On the Efficiency of Voltage Source and Current Source Inverters for High-Power Drives. IEEE Trans. Ind. Electron., 55(2008), 4, http://ieeexplore.ieee.org/stamp/stamp.jsp?tp= &arnumber=4455607 [14] Katalogi firm produkujących przemienniki częstotliwości SN dostępne w Internecie: ABB, Allen-Bradley (Rockwell Automation), Alstom, Amtech, Ansaldo Sistemi Industriali, Converteam, Eaton (Cutler-Hammer), Harvest, Hitachi, Hyundai, Ingeteam, LS Industrial, Systems, Schneider Electric, Siemens, TMEiC, WEG, Yaskawa. Variable speed drives with frequency converters in thermal power plant auxiliaries Summary The paper introduces current potential of variable speed drives (VSD) intended for squirrel cage induction motors supplied by frequency converters in thermal power plant auxiliaries. The paper is mostly focused on medium-voltage (6-10 kV) and high-power drives. Current tender of leading world producers in this field has been presented. Possibility to apply this type of drives in large, modern block-power plants has been considered. tom XLIII(2013), nr 1-2, 101–108 Marcin Wołowicz∗ Jarosław Milewski Wojciech Bujalski Janusz Lewandowski Politechnika Warszawska Instytut Techniki Cieplnej Wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych z kotła w bloku energetycznym klasy 900 MW W artykule przedstawiona została koncepcja wykorzystania ciepła ze spalin wylotowych z kotła do podgrzewu wody zasilającej i powietrza dla nadkrytycznego bloku węglowego. W celu przeprowadzenia analizy zbudowany został model bloku pracującego w zmienionych warunkach (off design) oraz wygenerowane zostały jego charakterystyki. Przedstawiono informacje na temat zaproponowanej koncepcji umieszczenia dodatkowego wymiennika w schemacie cieplnoprzepływowym rozpatrywanego bloku. Omówiona została również koncepcja wykorzystania ciepła ze spalin do podgrzewu powietrza wlotowego do kotła i na podstawie obliczeń zaproponowane zostały parametry takiego układu. 1 Wprowadzenie Wiele procesów przemysłowych generuje znaczne ilości ciepła odpadowego, najczęściej kierowanego do atmosfery lub traconego w inny sposób [1]. Bardzo często nośnik ciepła jest w postaci ciekłej, gazowej lub obu na raz o temperaturze na poziomie od bliskiej otoczeniu do dochodzącej nawet do 1000 o C. Temperatura oraz strumień spalin opuszczających obiekt definiuje ilość ciepła odpadowego oraz sprawność instalacji. Spaliny o wysokiej temperaturze oznaczają, iż ciepło odpadowe jest jedną z głównych strat. Odzysk (wykorzystanie) ciepła odpadowego pozwala na znaczne podniesienie sprawności istniejących instalacji. Głównie ∗ E-mail: [email protected] 102 M. Wołowicz, J. Milewski, W. Bujalski, J. Lewandowski polega to na zawróceniu części tego ciepła do instalacji głównej w miejsce najbardziej do tego odpowiednie lub dodatkową generację energii [2]. Stosowane obecnie technologie w zakresie wykorzystania ciepła dotyczą głównie wyższych zakresów temperatur niż temperatura spalin pochodzących z klasycznego bloku parowego. Współczesne metody odzyskiwania ciepła polegają na odzyskaniu ciepła za pomocą odpowiednich wymienników lub nawet kotłów zasilanych strumieniem zawierającym ciepło odpadowe [3]. Niestety, korzyści związane z pozyskaniem dodatkowego ciepła nie zawsze przekładają się na uzasadnioną ekonomicznie inwestycję. Ilość odzyskanego ciepła ze strumieni o stosunkowo niskich temperaturach jest ograniczone termodynamicznie. Kolejną barierą są zanieczyszczenia zawarte w strumieniu, z którego planuje się odebrać ciepło (korozja, erozja, działanie kwasów itp.). Najtrudniej jest odzyskać ciepło zawarte w strumieniach o temperaturach poniżej 121 o C, większość takiego ciepła przeważnie jest tracona. Poza samym poziomem temperatur istotna jest jeszcze dostateczna ilość odzyskanego ciepła aby opłacalne (i technicznie wykonalne) było zainstalowanie odpowiednich urządzeń do jego odzysku – chłodziarek absorpcyjnych, wymienników ciepła, osuszaczy, pomp ciepła itp. 2 Podstawowe założenia Podstawowym założeniem jest przyjęcie parametrów nośnika ciepła jakie może być odzyskane ze spalin. Celem jest zagospodarowanie odzyskanego ciepła w układzie cieplnym siłowni. W tab. 1 przyjęte parametry nośnika ciepła, które zostały zaczerpnięte z opracowania [4]. Zestawienie danych przedstawiono. Nośnikiem ciepła była w tym przypadku woda (jako obieg pośredni). Wymiennik został zainstalowany na ciągu spalinowym (spaliny-woda). Dość duże różnice w strumieniu masy wody dla bloków zasilanych węglem brunatnym i kamiennym należy tłumaczyć znaczną różnicą wilgotności węgla, gdyż w rozważanym przypadku wykorzystywane jest ciepło kondensacji, co ma istotny wpływ. Na podstawie danych z tab. 1 można określić maksymalne ilości ciepła jakie mogą być przekazane do układu. Z prostych wyliczeń (zależność na energię) wynika, że strumień ciepła do zagospodarowania w układzie cieplnym elektrowni opalanej węglem kamiennym to ok. 82 MW, a węglem brunatnym – ok. 287 MW. Strumień ciepła dla bloku na węgiel brunatny wynoszący 287 MW, dla bloku klasy 900 MW, stanowi istotną część wytwarzanego ciepła. Drugim istotnym elementem w rozważaniach jest strumień nośnika (wody) jaki musiałby przepływać przez wymiennik. Strumień pary świeżej dla bloku klasy 900 MW to ok. 640 kg/s. Strumień wody jaki musiałby przepływać przez wy- Wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych z kotła. . . 103 Tabela 1. Parametry nośnika ciepła odzyskanego ze spalin [4] Lp. Opis parametru Wartość 1 Temperatura czynnika na wyjściu z wymiennika 90 o C 2 Temperatura czynnika na wejściu do wymiennika 25 o C Strumień masy wody w obiegu pośrednim dla bloku 900 MW 3 Węgiel kamienny 302 kg/s = 1087 t/h 4 Węgiel brunatny 1053 kg/s = 3791 t/h miennik dla ciepła odzyskanego ze spalin to ponad 1000 kg/s. Wynika z tego, że przepływ ten jest blisko dwukrotnie większy niż przepływ pary świeżej. Zmianę sprawności dla węgla brunatnego i kamiennego przedstawiono odpowiednio na rys. 1 i 2. Sprawność deklarowana jako układ bazowy, jest to sprawność bloku brutto. Na obu wykresach sprawność układu bazowego jest identyczna, przyjęto bowiem że układem odniesienia będą bloki o takich samych parametrach, niezależnie czy są zasilane węglem brunatnym, czy kamiennym. Widać, że nie ma istotnej różnicy w przyroście sprawności dla bloku na węgiel brunatny w porównaniu do zmiany parametrów dla bloku na węgiel kamienny. Wynika to z faktu, że nie całe ciepło może być wykorzystane ze względu na ograniczenia temperaturowe. W związku z powyższym zdecydowano się nie analizować szczegółowo wymiennika dla bloku na węgiel brunatny, ze względu na zbyt duże ilości czynnika jakie musiałyby być wykorzystywane w tym wymienniku. Układ z odzyskiem ciepła Układ bazowy 48,3 48,2 Sprawność, % 48,1 48 47,9 47,8 47,7 47,6 47,5 47,4 480 500 520 540 560 580 600 620 640 Wydatek pary, kg/s Rysunek 1. Charakterystyka sprawnościowa bloku referencyjnego 900 MW na węgiel brunatny z wymiennikiem do odzysku ciepła ze spalin oraz bez tego wymiennika 104 M. Wołowicz, J. Milewski, W. Bujalski, J. Lewandowski Układ z odzyskiem ciepła Układ bazowy 48,3 48,2 Sprawność, % 48,1 48 47,9 47,8 47,7 47,6 47,5 47,4 480 500 520 540 560 580 600 620 640 Wydatek pary, kg/s Rysunek 2. Charakterystyka sprawnościowa bloku referencyjnego 900 MW na węgiel kamienny z wymiennikiem do odzysku ciepła ze spalin oraz bez tego wymiennika 3 Blok referencyjny 900 MW Schemat cieplno-przepływowy bloku referencyjnego opiera się na najnowocześniejszych blokach kondensacyjnych opalanych węglem. Wykorzystywany model [5] został zbudowany w oparciu o program GateCycle [6]. Bazowy schemat cieplno-przepływowy bloku klasy 900 MW pokazano na rys. 3. Podstawowe dane tego bloku zestawiono w tab. 2. Dla tego układu został zbudowany model dla warunków obliczeniowych. Został on skalibrowany, a następnie zbudowano model dla zmienionych warunków pracy. Opracowany model wykorzystuje metodę zaproponowaną przez Spencera, Cottona i Cannona (SCC) [7]. 4 Podgrzew skroplin z kondensatora Efektywne wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych wymaga przeprowadzenia analizy możliwości jego wykorzystania. Na rys. 4 przedstawiono charakterystyki temperatury wody zasilającej za poszczególnymi wymiennikami w zależności od wydatku pary świeżej. Linią poziomą ok. 90 o C zaznaczona została graniczna temperatura wody (maksymalna temperatura wody, która jest do dyspozycji). Należy wziąć również pod uwagę to, że temperatura ta będzie niższa ze względu na minimalną różnicę temperatur na gorącym końcu wymiennika. Z wykresu pokazanego na rys. 4 widać, że można ominąć dwa pierwsze wymienniki regeneracji niskoprężnej licząc od strony skraplacza. W rozpatrywanym przypadku wymienniki regeneracji niskoprężnej będą omijane poprzez wymiennik woda-woda. Rozważany układ połączenia wymiennika do odzysku ciepła ze spalin schema- Wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych z kotła. . . 105 Rysunek 3. Schemat bloku referencyjnego 900 MW na węgiel kamienny (K – kocioł, WP, SP, NP – część wysoko, średnio i niskoprężna turbozespołu, G – generator, S – skraplacz, ODG – odgazowywacz, P – pompa, W – wymiennik ciepła) Tabela 2. Podstawowe założenia do obliczeń obiegu cieplnego bloku klasy 900 MW Lp. Nazwa zakładanej wartości Wartość 1 Wydatek pary świeżej 644,089 kg/s 2 Ciśnienie pary świeżej 25,23 MPa 3 Temperatura pary świeżej 4 Ciśnienie w skraplaczu 0,006 MPa 5. Ciśnienie na wylocie z części WP turbiny 0,514 MPa 6. Ciśnienie za pompą kondensatu 7 Ciśnienie za pompą wody zasilającej 8 Minimalna różnica temperatur na gorącym końcu wymienników niskoprężnych 9 Przechłodzenie skroplin w wymiennikach niskoprężnych 550 o C 2,2 MPa 32,89 MPa 2,9 o C 5 oC tycznie zaprezentowano na rys. 5. Woda opuszczająca kondensator w proponowanym rozwiązaniu nie jest podgrzewana parą z upustu, lecz przy wykorzystaniu ciepła ze spalin. W tym przypadku nie występuje przepływ pary z upustów turbiny do obu omijanych wymienników. Temperatura wody przed wymiennikami wynosi 36,35 o C, natomiast za osiąga 74,76 o C. Wariant ten nie zapewnia zupeł- 106 M. Wołowicz, J. Milewski, W. Bujalski, J. Lewandowski za skraplaczem za wym. 1 za wym. 2 za wym. 3 za wym. 4 za odgaz. za wym. 5 za wym. 6 za wym. 7 Temperatura wody zasilającej, C 300 250 200 150 100 50 0 0 100 200 300 400 500 600 700 Przepływ pary świeżej, kg/s Rysunek 4. Charakterystyki temperatury wody zasilającej za poszczególnymi wymiennikami w zależności od wydatku pary świeżej Rysunek 5. Schemat układu połączeń dwóch wymienników wariant wykorzystania ciepła ze spalin z ominięciem Wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych z kotła. . . 107 nego wykorzystania parametrów czynnika (temperatura na wylocie z wymiennika 74,76 o C, a możliwa do wykorzystania temperatura wody uzyskanej z ciepła spalin to 90 o C). Zakładając minimalną różnicę temperatur na gorącym końcu wymiennika ok. 5 o C możliwe jest podgrzanie wody do temperatury ok. 85 o C. 5 Podgrzew powietrza W obecnie stosowanych układach powietrze wlotowe do kotła podgrzewane jest najpierw w podgrzewaczach parowych, a następnie w obrotowym podgrzewaczu powietrza (LUVO). Zamiana podgrzewu powietrza z parowego na podgrzew przy użyciu ciepła ze spalin nie wpływa na pracę kotła, natomiast podgrzew powietrza do innej temperatury niż temperatura uzyskiwana w parowym podgrzewaczu powietrza zmieniałby pracę kotła (przy temperaturze wyższej przed obrotowym podgrzewaczem wzrosłaby temperatura spalin za kotłem). Ilość ciepła ze spalin jest na tyle duża, że pozwala całkowicie wyeliminować parowy podgrzewacz powietrza, co bezpośrednio przekłada się na wzrost sprawności wytwarzania energii elektrycznej. Wymienniki woda-gaz, ze względu na dość niskie wartości współczynników wymiany ciepła od strony gazowej, mają stosunkowo duże wymiary. W rozważanym wariancie, dzięki temu że nie całe ciepło jest przekazywane do spalin, możliwe jest zaprojektowanie wymiennika o znacznie mniejszych gabarytach, niż w przypadku, gdy powietrze miałoby być podgrzewane do maksymalnej osiągalnej temperatury. Przy takim ograniczeniu temperatury powietrza średnia logarytmiczna różnica temperatur w wymienniku zapewnia jego efektywną pracę przy umiarkowanych gabarytach. Zastosowanie przedstawionej koncepcji zwiększy sprawność wytwarzania energii poprzez wyeliminowanie parowego podgrzewacza powietrza oraz odciążenie układu regeneracji niskoprężnej. Dodatkowo, nie będzie wymagane tworzenie wymiennika o znacznych rozmiarach. Zadaniem, które mają spełniać dodatkowe wymienniki ciepła, jest odebranie od czynnika grzejnego (obiegu pośredniego), którym jest woda pochodząca z układu odzysku ciepła ze spalin, możliwie dużej ilości ciepła. Ilość ciepła możliwa do odebrania jest ograniczona temperaturą oraz strumieniem czynnika odbierającego ciepło oraz właściwościami wymiennika. 6 Podsumowanie i wnioski Wykorzystanie ciepła ze spalin wylotowych z kotła wymaga odpowiedniego zagospodarowanie, co wiąże z koniecznością dogłębnej analizy układu cieplnego 108 M. Wołowicz, J. Milewski, W. Bujalski, J. Lewandowski siłowni. Ze względu na niskie wartości temperatur, możliwość wykorzystania tego ciepła jest ograniczona. W bloku kondensacyjnym możliwym praktycznym rozwiązaniem jest wykorzystanie odzyskanego ciepła w układzie regeneracji i do podgrzewu powietrza. Ze względu na niskie temperatury rozważana może być jedynie regeneracja niskoprężna. Porównanie sprawności wariantu bazowego ze sprawnością wariantu wykorzystującego ciepło ze spalin pokazało, że dla nominalnych warunków pracy zysk wynosi ok. 0,3%, co widać na rys. 1 i 2. Praca powstała na podstawie raportu z wykonania zadania badawczego w projekcie strategicznym Narodowego Centrum Badań i Rozwoju [4]. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Literatura [1] Sarunac N.: Flue gas heat recovery in power plants. Coal Power 101(2010), 1–10. [2] Chawla J.: Waste heat recovery from flue gases with substantial dust load. Chem. Eng. Process. 38(1999), 365–371. [3] Little A. B., Garimella S.: Comparative assessment of alternative cycles for waste heat recovery and upgrade, Energy 3(2011),1–13. [4] Lewandowski J., Badyda K., Bujalski W., Milewski J.,Wołowicz M., Futyma K., Kucowski J.: Opracowanie koncepcji układu do odzysku niskotemperaturowego ciepła odpadowego ze spalin wylotowych. Politechnika Warszawska, Warszawa 2012. [5] Badyda K., Milewski J., Wołowicz M.: Model kondensacyjnego bloku energetycznego klasy 800 MW z wykorzystaniem aplikacji GateCycle. Modelowanie Inżynierskie Tom 11/42, 2011. [6] GateCycle – Getting Started and Installation Guide – Optimization and Diagnostic Software, wersja 6.0, 2009. [7] Spencer R., Cotton K., Cannon C.: A method for predicting the performance of steam turbine-generators, 16000 kW and larger. ASME 1963. [8] Lewandowski J., Badyda K., Bujalski W., Milewski J., Wołowicz M., Futyma K.: Opracowanie technologii dla wysokosprawnych „zero-emisyjnych” bloków węglowych zintegrowanych z wychwytem CO2 . Instytut Techniki Cieplnej, Politechnika Warszawska, Warszawa 2011. The use of heat recovered from boiler flue gases in a 900 MW class power plant Summary The paper presents the concept of using heat recovered from flue gases to heat up feedwater and inlet air in supercritical coal-fired unit. This concept has been developed for the reference condensing unit of 900 MW – class. In order to enable the analyse the model of such unit was build and its characteristics were generated using the off design mode. The concept of an additional heat exchanger and its place in the unit scheme was provided. Also the concept of using heat recovered from flue gases to heat up the intake air to the boiler was discussed. Based on calculations the parameters of such system were proposed. tom XLIII(2013), nr 1-2, 109–116 Dariusz Urbaniak∗ Tomasz Wyleciał Politechnika Częstochowska Instytut Maszyn Cieplnych Wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efektywność mechanicznej aktywacji procesu odsiarczania spalin Przedstawiono możliwości wykorzystania rozdrabniania strumieniowego jako mechanicznej aktywacja sorbentu wapniowego. Połączenie procesów rozdrabniania i odsiarczania spalin daje pozytywne wyniki, przy czym efekt odsiarczania jest lepszy w odniesieniu do procesu rozdrabniania rozłącznego w czasie od procesu odsiarczania spalin. Efektywność procesu rozdrabniania zależy od wielu parametrów: wielkości związanych z rozdrabnianym materiałem, urządzeniem rozdrabniającym, sposobem doprowadzenia energii itp. W pracy przedstawiono wyniki charakteryzujące wpływ ciśnienia powietrza roboczego na końcowy efekt odsiarczania spalin bezpośrednio w komorze mielenia. 1 Wprowadzenie Spalanie paliw jest źródłem zanieczyszczeniem powietrza atmosferycznego. Jednym z istotniejszych składników zanieczyszczających spaliny są tlenki siarki, występujące w postaci SO2 i SO3 , które są gazami bardzo niebezpiecznymi. Obecność tlenków siarki i siarczanów w powietrzu ma ujemny wpływ na życie roślinne i zwierzęce [4]. W niskich temperaturach tlenki siarki uwadniają się i kondensują jako kwas siarkowy, który oddziałuje żrąco na błony śluzowe i powoduje zapalne podrażnienie płuc. Osadzanie się kwasu siarkowego na powierzchniach metalu stwarza poważne zagrożenie korozją. Tlenki siarki razem z tlenkami azotu powodują powstawanie kwaśnych deszczów. Zakwaszają one wody gruntowe i zbiorniki wodne oraz gleby. Zwiększenie kwasowości zbiorników wodnych prowadzi stopniowo do zubożenia życia biologicznego aż do jego całkowitego zniszczenia. Zakwa∗ E-mail: [email protected] 110 D. Urbaniak i T. Wyleciał szenie wód gruntowych powoduje wypłukiwanie potasu z gleby, co zmniejsza jej żyzność, oraz umożliwia rozpuszczenie w wodzie trujących metali ciężkich. Jednym ze sposobów wyeliminowania powyższych uciążliwości procesu spalania jest wychwytywanie tlenków siarki ze spalin przed ich wydaleniem do atmosfery. Do tego celu wykorzystywany jest m.in. sorbent wapienny – węglan wapnia CaCO3 . Wykorzystanie sorbentu wapniowego zależy znacząco od wielkości jego powierzchni właściwej. Sorbent nie jest materiałem jednorodnym, zawiera różnego rodzaju zanieczyszczenia. Ponadto w sorbentach występuje szereg różnego rodzaju defektów budowy. Wszystkie wyżej wymienione cechy pozwalają osiągnąć duże zmiany powierzchni właściwej sorbentu przy użyciu stosunkowo niedużych sił w porównaniu z siłami, które byłyby konieczne w celu wywołania analogicznych zmian w idealnym krysztale. Nadto ilość defektów może ulec zmianie. Zmiany koncentracji defektów w strukturze kamienia wapiennego aktywowanego mechanicznie mogą wzrosnąć od 15 do 60% w porównaniu z koncentracją defektów w kamieniu niepoddanym aktywacji [3,8]. 2 Aktywacja mechaniczna W ostatnich latach można zauważyć wzrost zainteresowań pracami poświęconymi mechanicznej aktywacji procesów energetycznych. Prowadzone są badania, których ideą jest wykorzystanie energii aktywacji mechanicznej, zachodzącej w procesie rozdrabniania substancji kruchych [1,2,5,7]. Wykazano, że połączenie procesów rozdrabniania i spalania węgla umożliwia wykorzystanie energii aktywacji, co prowadzi do poprawy jakości spalania [5]. Proces spalania przebiega z mniejszymi stratami niezupełnego i niecałkowitego spalania. Wykazano ponadto, że istnieje możliwość zmniejszania strat spalania poprzez zwiększenie intensywności rozdrabniania. Badano również rolę mechanicznej aktywacji sorbentu w procesie odsiarczania spalin. Autorzy pracy wykazali, że połączenie procesów rozdrabniania i odsiarczania spalin prowadzi do poprawy stopnia wychwytywania tlenków siarki [9]. Przeprowadzono eksperyment polegający na wprowadzeniu uprzednio rozdrobnionego sorbentu do kanału spalinowego. Uzyskane wyniki odsiarczania porównano z rezultatami procesu odsiarczania w przypadku mechanicznego aktywowania sorbentu poprzez jego strumieniowe rozdrabnianie bezpośrednio w kanale spalinowym. Wykazano, że w przypadku połączonych procesów efekt odsiarczania jest lepszy. Stwierdzono wzrost skuteczności wiązania tlenków siarki. Wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efektywność. . . 2.1 111 Proces rozdrabniania strumieniowego Mechaniczna aktywacja procesu absorpcji tlenków siarki możliwa jest poprzez połączenie procesów strumieniowego rozdrabniania sorbentu wapiennego i jego reakcji z tlenkami. Proces absorpcji tlenków siarki jest procesem chemicznym jego efektywność zależy m.in. od powierzchni właściwej sorbentu. Im drobniejszy jest sorbent, tym większa jego powierzchnia, a więc również efektywność procesu. W przypadku rozdrabniania strumieniowego efekt degradacji rozmiaru ziarna możliwy jest dzięki wzajemnym zderzeniom rozpędzonych ziaren materiału [5]. Energią rozdrabniania jest energia sprężonego powietrza, która umożliwia nadanie odpowiedniej prędkości ziarnom rozdrabnianej substancji. Wartość energii powietrza zależy od jego ciśnienia. Im wyższe ciśnienie powietrza roboczego, tym proces rozdrabniania jest efektywniejszy. W ogólnym przypadku efekt procesu rozdrabniania zależy m.in. od rodzaju rozdrabnianego materiału, rodzaju urządzenia rozdrabniającego i sposobu doprowadzenia energii. W przypadku rozdrabniania strumieniowego na efekt procesu znacząco wpływają, oprócz wartości ciśnienia powietrza roboczego, przede wszystkim ziarnistość rozdrabnianego materiału i jego masa. Wielkości te determinują bowiem wartość energii kinetycznej rozdrabnianych ziaren. Z kolei na wartość masy zasysanej nadawy wpływają warunki zasysania [6]. We wcześniejszych pracach autorów wykazano, że wzrost wartości ciśnienia powietrza roboczego powoduje wzrost stopnia degradacji rozmiaru ziaren produktu rozdrabniania [12]. Ta prawidłowość charakteryzuje zarówno proces rozdrabniania strumieniowego przeprowadzonego w młynie strumieniowym z dyszami usytuowanymi naprzeciw sobie, jak i w przypadku młyna strumieniowo-fluidalnego. Na rys. 1 przedstawiono wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efekt procesu rozdrabniania kamienia wapiennego w młynie strumieniowo-fluidalnynm [12]. Wzrost ciśnienia powietrza powoduje wzrost energii dostarczonej do młyna, co z kolei powoduje większe obciążenie rozdrabnianego materiału i jego większą fragmentację. 112 D. Urbaniak i T. Wyleciał Rysunek 1. Skład ziarnowy produktu rozdrabniania kamienia wapiennego [12] Rysunek 2. Schemat młyna strumieniowego: 1 – komora spalania, 2 – komora rozdrabniania, 3 – komora podchwytujaca, 4 – rura rozpędowa, 5 – dysza, 6 – kanał spalinowy Wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efektywność. . . 3 113 Stanowisko badawcze Badania wpływu ciśnienia powietrza roboczego na efekt odsiarczania spalin wykonano na stanowisku badawczym [9–11], którego zasadniczą część stanowi komora spalania, do której po nagrzaniu wprowadzano z butli tlenek siarki. Równie ważną część stanowiska stanowi komora mielenia, schematycznie przedstawiona na rys. 2. Komora mielenia (2) zasilana była spalinami (1) (przepływającymi z komory spalania). Do dysz Bendemanna (5) doprowadzano sprężone powietrze, które w przekroju wylotowym osiągało prędkość dźwięku, dzięki czemu możliwe było wytworzenie podciśnienia w komorze podchwytującej (3). To z kolei powodowało zasysanie ziaren sorbentu. W rurach rozpędowych (4) następowało przyspieszanie ziaren, które na skutek wzajemnych zderzeń ulegały rozdrobnieniu. Rozdrobnione ziarna sorbentu absorbowały tlenki siarki. Odsiarczone spaliny przepływały następnie do kanału wylotowego (6). Strumień masy materiału sorbentu określano przez zważenie masy materiału oraz zmierzenie czasu zasysania. 3.1 Metodyka badań Aby przedstawić wpływ wartości powietrza roboczego na efekt procesu odsiarczania, przeprowadzono próby mechanicznej aktywacji procesu absorpcji tlenków tlenki. Badaniom poddano sorbent wapienny o ziarnistości 0,4–0,8 mm. W trakcie badań utrzymywano stały wydatek strumienia nadawy; zmieniano ciśnienie powietrza roboczego. Wykonano próby eksperymentalne dla nadciśnienia powietrza roboczego o następujących wartościach: 0,2; 0.3; 0,4 i 0,5 MPa. Najniższa wartość ciśnienia ograniczona była minimalną energią, niezbędną do uzyskania efektu procesu rozdrabniania, natomiast górna wartość ciśnienia warunkowana była możliwościami technicznymi. W trakcie badań każdorazowo mierzono stężenie SO2 przed komorą mielenia i w części wylotowej stanowiska. Skład przepływających gazów mierzono za pomocą automatycznego analizatora spalin Testo 350 [13]. Sprawność procesu odsiarczania obliczono ze wzoru: ηSO2 = [SO2 ]p − [SO2 ]k , SO2 ]p (1) gdzie [SO2 ]p oznacza zawarość SO2 przed komorą mielenia a [SO2 ]k zawartość SO2 w części wylotowej. 114 4 D. Urbaniak i T. Wyleciał Wyniki i analiza badań Wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efekt odsiarczania spalin przedstawiono na rys. 3. Rysunek 3. Wpływ strumienia nadawy o uziarnieniu 0,4–0,8 mm na sprawność procesu odsiarczania Na wykresie widać, że wzrost ciśnienia powietrza roboczego w procesie rozdrabniania powoduje wzrost efektywności procesu odsiarczania spalin. Powodowane to jest wzrostem powierzchni właściwej rozdrabnianego sorbentu wapniowego. Należy jednak pamiętać, że ten parametr determinuje wzrost kosztów sprężania powietrza atmosferyczego. Konieczna jest zatem optymalizacja procesu powiększania ciśnienia roboczego w kontekście kosztów sprężania powietrza. 5 Podsumowanie i wnioski Efekt procesu rozdrabniania strumieniowego zależy od takich parametrów, jak: ciśnienie powietrza roboczego, uziarnienie i masa nadawy poddanej rozdrabnianiu. W pracy przedstawiono wyniki badań wpływu różnego pod względem efektywności procesu rozdrabniania strumieniowego na efekt odsiarczania spalin. Zmianę efektu rozdrabniania realizowano za pomocą zmiany ciśnienia powietrza roboczego. Wykazano, że wzrost ciśnienia powietrza wpływa na wzrost efektu odsiarczania. Połączenie procesów rozdrabniania i absorpcji tlenków siarki umożliwia Wpływ ciśnienia powietrza roboczego na efektywność. . . 115 wykorzystanie energii aktywacji molekuł sorbentu, będącej skutkiem wprowadzenia w chwili rozdrabniania molekuł sorbentu w stan wzbudzenia mechanicznego. Rozdzielenie procesów rozdrabniania i absorpcji przyczynia się do powrotu wzbudzonych molekuł sorbentu do stanu równowagowego z otoczeniem i dysypację energii aktywacji do otoczenia [9]. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Literatura [1] Antsiferova I.V., Kulmeteva V.B., Biryukov Yu.A.: Surfactant effects in the mechanical activation of ultrafine alumina powders made by pneumocirculation grinding. Refract. Ind. Ceram. 50(2009), 3, 227. [2] Hai-Bo J., Jiang-Tao Li, Mao-Sheng Cao, Agathopoulos S.: Influence of mechanical activation on combustion synthesis of fine silicon carbide (SiC) powder. Powder Technol., 196(2009), , 229. [3] Heegn H.: Über den Zusammenhang von Feinstzerkleinerung und mechanischer Aktivierung, Aufbe-reitungs. Technik 30(1989), 10. [4] Jarosiński J.: Techniki Czystego Spalania. Wydawnictwa Naukowo Techniczne, Warszawa 1996. [5] Patrzyk P.: Wpływ energii kinetycznej ziaren węgla kamiennego przed zderzeniem na proces spalania. Praca doktorska, Politechnika Wrocławska, Wrocław 1982. [6] Skotnicka E., Witczak St.: Ocena wpływu kształtu dyszy ssącej na energochłonność podciśniowego transportu pneumatycznego. Arch. Energ. XLII(2012), 2, 145–154. [7] Szymanek A., Nowak W.: Mechanically activated limestone. Chem. Process Eng. 28(2007), 127. [8] Tkacova K.: Mechanical Activation of Minerals. Elsevier 1989. [9] Urbaniak D., Wyleciał T.: Mechanical activation in energy processes. Chem. Process Eng. 31(2010), 4, 647–65. [10] Wyleciał T., Maroszek A.: Wpływ uziarnienia i strumienia rozdrabnianego sorbentu na sprawność suchego odsiarczania spalin. Mat. VI Międzynarodowej Konferencji Naukowej – Nowe technologie i osiągnięcia w metalurgii i inżynierii materiałowej. Ser. Metalurgia 48, 108, Częstochowa 2005. [11] Wyleciał T., Maroszek A.: The use of a jet mill in the combustion-gas sulfur removal proces. Acta Metall. Slovaca, 1(2005), 11, 389. [12] Wyleciał T., Urbaniak D.: Wpływ wybranych parametrów procesu na efekt rozdrabniania materiałów drobnoziarnistych w młynie strumieniowo-fluidalnym. Hutnik-Wiadomości Hutnicze 80(2013), 5, 388–391. [13] Zajemska M., Musiał D., Poskart A.: Effective methods of reduction of nitrogen oxides concentration during the natural gas combustion. Environ. Technol. 35(2014), 5, 602–610. 116 D. Urbaniak i T. Wyleciał Influence of working air pressure on the efficiency of mechanical activation of the exhaust gas desulfurization process Summary In the paper the possibility of using the streaming method of grinding as mechanical activation of calcium sorbent is presented. The combination of processes of grinding and fumes desulfurization gives positive results. The desulfurization effect is better in this case in relation to the grinding process completed separately from the fumes desulphurization. The effectiveness of the grinding process depends on the number of parameters such as: quantities associated with grinded material, the grinding unit, a way of grinding energy supply, etc. In the paper the results characterizing the influence of air pressure on the final effect of fumes desulphurization process directly into the grinding chamber are presented. tom XLIII(2013), nr 1-2, 117–127 Włodzimierz Wróblewski∗ Henryk Łukowicz Sebastian Rulik Politechnika Śląska Instytut Maszyn i Urządzeń Energetycznych Gliwice Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego bloku kondensacyjnego dla szeregowej konfiguracji skraplaczy Przedmiotem niniejszej analizy jest dobór parametrów oraz konfiguracji układu chłodzenia dla bloku ultra-nadkrytycznego o mocy 900 MW. Analizę pracy skraplacza oparto o amerykańską normę Heat Exchange Institute. Przedstawione badania obejmują porównanie dwóch wariantów układu chłodzenia, które dotyczą konfiguracji równoległej oraz szeregowej pracy skraplacza. Układ równoległy jest powszechnie stosowany, a rozdzielenie strumienia wody chłodzącej na poszczególne skraplacze bądź sekcje skraplacza daje w nich jednakowe warunki kondensacji. W przypadku konfiguracji szeregowej całkowity strumień wody chłodzącej przepływa szeregowo przez skraplacz pierwszy, a następnie trafia do skraplacza drugiego. Takie rozwiązanie w stosunku do układu równoległego powoduje wzrost sprawności obiegu wynikający z obniżenia całkowitego ciśnienia w skraplaczu. Konfiguracja szeregowa powoduje, że obniżeniu ciśnienia w pierwszej sekcji skraplacza towarzyszy nieznaczny wzrost ciśnienia w drugiej sekcji skraplacza. Stąd też pole powierzchni wymiany ciepła drugiej sekcji skraplacza jest często zwiększone w celu poprawy warunków kondensacji. Niniejsza praca stanowi uzupełnienie oraz rozszerzenie przedstawionych w literaturze analiz. Dotyczy to w szczególności dokładnego uwzględnienia wpływu straty wylotowej turbiny niskoprężnej na wartość uzyskiwanych przyrostów sprawności obiegu cieplnego w przypadku konfiguracji szeregowej pracy skraplacza. 1 Wstęp Istnieje wiele metod poprawy sprawności bloków węglowych zarówno nowo budowanych jak i już istniejących [1,9]. Jednym z kluczowych czynników mogących ∗ E-mail: [email protected] 118 W. Wróblewski, H. Łukowicz i S. Rulik mieć wpływ na wzrost sprawności obiegu cieplnego poza zwiększeniem parametrów pary świeżej, jest odpowiedni dobór parametrów i konfiguracji układu chłodzenia. Dotyczy to w szczególności nowo projektowanych bloków dużej mocy na ultra-nadkrytyczne parametry pary. Przedmiotem niniejszej analizy jest dobór parametrów oraz konfiguracji układu chłodzenia dla bloku ultra-nadkrytycznego o mocy 900 MW z parametrami pary świeżej 650 o C i 30 MPa [7]. Obliczenia dotyczące skraplacza zostały przeprowadzone przy wykorzystaniu modelu opracowanego przez Heat Exchange Institute (HEI) [6]. Podstawowe parametry wody chłodzącej zostały natomiast przyjęte w oparciu o obliczenia projektowe chłodni kominowej opisane w [8]. Przedstawione badania obejmują porównanie dwóch wariantów konfiguracji skraplacza: konfiguracji równoległej (skraplacz jednociśnieniowy) oraz szeregowej (skraplacz dwuciśnieniowy). Podobne zagadnienie było rozpatrywane w [2,5]. W badaniach ocenie poddano wpływ straty wylotowej turbiny na wartość uzyskiwanych przyrostów sprawności obiegu cieplnego oraz określenie parametrów geometrycznych skraplacza. Dodatkowo analizowano wpływ założonego przekroju wylotowego poszczególnych części turbiny niskoprężnej na sprawność obiegu. 2 Model skraplacza Algorytm obliczeń zaproponowany do obliczeń podstawowych parametrów pracy skraplacza został oparty na amerykańskich wytycznych projektowych Heat Exchange Institute (HEI) wykorzystujących model HEI [6]. Wytyczne te wykorzystują dane licznych badań eksperymentalnych. Na ich podstawie można określić całkowity współczynnik przenikania ciepła w postaci funkcji kref = kp C1 C2 C3 , (1) gdzie: kp – współczynnik podstawowy przenikania ciepła, który jest funkcją średnicy zewnętrznej rurek skraplacza oraz założonej prędkości wody chłodzącej, C1 – współczynnik wpływu temperatury wody chłodzącej na wlocie do skraplacza, C2 – współczynnik wpływu grubości oraz materiału rurek skraplacza, C3 – współczynnik czystości. Pole powierzchni wymiany ciepła skraplacza można w tym przypadku wyznaczyć z bilansu masy i energii oraz równania Pecleta: Qskr = kref A∆tlog , (2) gdzie: Qskr – strumień ciepła odbierany w skraplaczu, A — pole powierzchni wymiany ciepła, ∆tlog – logarytmiczna różnica temperatur. Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego. . . 119 Walidacja zastosowanego modelu skraplacza została przeprowadzona na podstawie charakterystyki producenta skraplacza SF-11420 stosowanego w turbinach o mocy 215 MW [4]. Uzyskana wartość współczynnika przenikania ciepła na podstawie metody HEI wynosiła w tym przypadku 2,715 kW/(m2 K) i odpowiadała wartości podanej przez producenta. Na rys. 1 przedstawiono charakterystykę ciśnienia w skraplaczu pskr w funkcji strumienia pary świeżej mp . Wartość temperatury wody chłodzącej wynosiła w tym przypadku 17 o C, a strumień wody chłodzącej równy był 26000 t/h, co odpowiada 88% strumienia nominalnego. Charakterystyka ciśnienia w skraplaczu, uzyskana na podstawie metody HEI, wykazuje, w tym przypadku, dobrą zgodność z charakterystyką producenta. Jedynie dla niskich wartości strumienia pary wlotowej model HEI zaniża wartość ciśnienia w skraplaczu. Różnica ta wynika z nie uwzględnienia w modelu HEI charakterystyki urządzenia próżniowego odsysającego powietrze ze skraplacza. Rysunek 1. Walidacja zastosowanego modelu skraplacza 3 Układ równoległy Obecnie bloki energetyczne wyposażone są najczęściej w równoległy układ chłodzenia. W tego typu rozwiązaniu strumień wody chłodzącej dzielony jest równo między pracujące skraplacze bądź sekcje skraplaczy. Oznacza to, że warunki kondensacji w każdym skraplaczu są identyczne. W konsekwencji panuje w nich jednakowe ciśnienie, a przyrost temperatury wody chłodzącej jest jednakowy. Zaletą tego rozwiązania jest możliwość uzyskania identycznych parametrów w każdym przekroju wylotowym turbiny. 120 W. Wróblewski, H. Łukowicz i S. Rulik Rysunek 2. Konfiguracja równoległa układu chłodzenia (wyjściowa). S1, S2 – odpowiednio pierwsza i druga sekcja skraplacza Konfiguracja przyjętego w ramach analizy obiegu cieplnego zakłada zastosowanie skraplacza równoległego o ciśnieniu nominalnym 5 kPa [7]. Podstawowa konfiguracja układu chłodzenia dla rozważanego przypadku została przedstawiona na rys. 2. Część niskoprężna turbiny ma konstrukcję dwukadłubową i posiada cztery wyloty do skraplacza [7]. W tabeli 1 zestawiono podstawowe wielkości przyjęte do obliczeń projektowych skraplacza. Parametry wody chłodzącej zostały w tym przypadku określone na podstawie obliczeń projektowych chłodni kominowej [8]. Tabela 1. Wielkości założone do obliczeń projektowych skraplacza Parametr Ciśnienie wody chłodzącej na wlocie Temperatura wody chłodzącej na wlocie Przyrost temperatury wody chłodzącej Prędkość wody chłodzącej Grubość rurek skraplacza Średnica rurek skraplacza Współczynnik czystości rurek skraplacza Wartość 0,3 MPa 19,1 o C 9,2 o C 2 m/s 0,7 mm 22,2–25,4 mm 0,85 Podstawowe parametry pracy skraplacza uzyskane na podstawie analizy termodynamicznej obiegu cieplnego oraz obliczeń projektowych skraplacza zamieszczone są w tabeli 2. Stopień suchości pary na wlocie do skraplacza wynosi w tym przypadku 0,93. Strumień ciepła przekazywany w skraplaczu jest równy 841,7 MW, a łączne pole powierzchni wymiany ciepła skraplacza w układzie równoległym wynosi 37500 m2 (2×18750 m2 ). Wartość nominalna spiętrzenia temperatury w skraplaczu wynosi 4,6 o C, przy założonym ciśnieniu na poziomie 5 kPa. Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego. . . 121 Tabela 2. Podstawowe parametry nominalne pracy skraplacza równoległego Punkt 1 2 3 4 5 4 Strumień masy m, [kg/s] 186,1 197,2 11,1 2×10938 2×10938 Temperatura t, [o C] 32,9 32,9 67,0 19,1 28,3 Ciśnienie p, [kPa] 5,00 5,00 27,37 300,00 300,00 Entalpia h, [kJ/kg] 2390,9 137,8 280,5 80,4 118,9 Układ szeregowy Obecnie poza układem równoległym chłodzenia stosowany jest także układ szeregowy ze skraplaczem dwuciśnieniowym. Z punktu widzenia termodynamicznego, konfiguracja taka może przynieść istotne korzyści. W układzie szeregowym całkowity strumień wody chłodzącej przepływa najpierw przez pierwszy skraplacz S1, a następnie przez drugi skraplacz S2 (rys. 3). Uzyskuje się wtedy lepsze warunki kondensacji w skraplaczu S1. Wartość ciśnienia w skraplaczu drugim jest natomiast wyższa niż w przypadku konfiguracji równoległej, z uwagi na wyższą temperaturę wody chłodzącej na wlocie. Stąd też pole powierzchni wymiany ciepła skraplacza S2 powinno być dodatkowo zwiększone, co powoduje, że możliwe jest uzyskanie podobnej wartości ciśnienia jak w przypadku układu równoległego. Wykonana analiza pozwoliła na oszacowanie korzyści z zastosowania układu szeregowego dla nowoczesnego ultra-nadkrytycznego bloku węglowego. Warto jednak podkreślić, że parametry układu chłodzenia dla rozpatrywanego bloku zostały przyjęte w oparciu o polskie warunki klimatyczne. Dotyczy to zwłaszcza parametrów pracy chłodni kominowej. Dodatkowo w prowadzonej analizie uwzględniono stratę wylotową turbiny i wielkość przekroju wylotowego, oraz ich wpływ na wartość uzyskiwanych przyrostów sprawność wytwarzania energii elektrycznej. Taki układ skraplacza został przedmiotem wniosku patentowego [2], natomiast korzyści takiego rozwiązania były potwierdzone m.in. w [5]. Zaproponowaną konfigurację układu chłodzenia w przypadku zastosowania wariantu szeregowego przedstawiono na rys. 3. Charakterystykę skraplacza równoległego oraz szeregowego przedstawiono rys. 4. Pole powierzchni wymiany ciepła drugiej sekcji skraplacza szeregowego jest w tym przypadku zwiększone o wartość ∆As w celu uzyskania takiej samej wartości ciśnienia w skraplaczu S2, jak w układzie równoległym. 122 W. Wróblewski, H. Łukowicz i S. Rulik Rysunek 3. Konfiguracja szeregowa skraplacza. S1, S2 – odpowiednio pierwsza i druga sekcja skraplacza Rysunek 4. Charakterystyka zmiany temperatury wody chłodzącej skraplacz (T) w funkcji pola powierzchni wymiany ciepła (A): As1 , As2 – pole powierzchni wymiany ciepła pierwszej oraz drugiej sekcji skraplacza, ∆As – przyrost pola powierzchni wymiany ciepła skraplacza szeregowego, ts1 , ts2 – temperatura w pierwszej oraz drugiej sekcji skraplacza szeregowego odpowiadająca ciśnieniu nasycenia, ts – temperatura w skraplaczu równoległym odpowiadająca ciśnieniu nasycenia, ∆ts1 , ∆ts2 – spiętrzenie temperatury w pierwszej oraz drugiej sekcji skraplacza, ∆ts – spiętrzenie temperatury w skraplaczu równoległym, ps – ciśnienie nasycenia dla ts , ps1 – ciśnienie nasycenia dla ts1 , ps2 – ciśnienie nasycenia dla ts2 5 Wpływ zastosowania skraplacza szeregowego na sprawność obiegu Analizę porównawczą poszczególnych konfiguracji układu chłodzenia skraplacza przeprowadzono dla układu równoległego oraz szeregowego. W obydwu przypad- Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego. . . 123 kach w analizie termodynamicznej uwzględniono wpływ straty wylotowej turbiny, która może w sposób znaczący zmienić ilościową ocenę korzyści płynących z zastosowania omawianego rozwiązania. Strata wylotowa w tym przypadku jest bezpośrednio związana zarówno z przekrojem wylotowym turbiny jak i wartością ciśnienia w skraplaczu. Obniżenie wartości ciśnienia w skraplaczu powoduje wzrost objętości właściwej pary w końcowym punkcie ekspansji, a co za tym idzie wzrost prędkości wylotowej z turbiny, co przekłada się na wzrost straty wylotowej. Z tego powodu przekrój wylotowy turbiny powinien być dobierany dla konkretnego ciśnienia w skraplaczu oraz strumienia pary przepływającej przez ostatni stopień części niskoprężnej turbiny. Dlatego dla układu szeregowego opartego o skraplacz dwuciśnieniowy wskazane jest projektowanie niesymetrycznej części niskoprężnej turbiny. Rozwiązanie takie umożliwia uzyskanie jednakowych prędkości w obydwu przekrojach wylotowych i tym samym utrzymanie na jednakowym poziomie wartości straty wylotowej w każdym z wylotów. Uwzględnienie w analizie termodynamicznej straty wylotowej powoduje dodatkowo zmniejszenie użytecznego spadku entalpii w ostatnim stopniu turbiny niskoprężnej i tym samym zmniejszenie wartości mocy. Rysunek 5. Charakterystyka straty wylotowej turbiny (∆h) w funkcji prędkości wylotowej V 124 W. Wróblewski, H. Łukowicz i S. Rulik Charakterystyka straty wylotowej turbiny, ∆h, w funkcji prędkości wylotowej przedstawiona na rys. 5 została przyjęta na podstawie [6]. Wartość prędkości wylotowej dla nowoczesnych bloków dużej mocy powinna mieścić się w zakresie 150–300 m/s. W celu określenia prędkości wylotowej pary z turbiny niezbędne jest zadanie liczby wylotów turbiny oraz ich przekrojów. Wielkości te zostały przyjęte na podstawie [7]. W pierwszym wariancie (wylot A) całkowite pole przekroju wylotu dla założonej wysokości łopatek h = 1040 mm wynosi Ac = 38, 8 m2 (pole przekroju pojedynczego wylotu A = 9, 7 m2 ) . Analizowano również drugi wariant (wylot B) z całkowitym polem przekroju Ac = 50 m2 z łopatkami o wysokości h = 1150 mm dla którego pole przekroju pojedynczego wylotu jest równe A = 12, 5 m2 . Wymienione warianty zostały zestawione w tab. 3. Dodatkowo rozpatrywano także niesymetryczną część niskoprężną turbiny współpracującą ze skraplaczem szeregowym. Tabela 3. Podstawowe wielkości przyjęte do analizy układu chłodzenia z uwzględnieniem straty wylotowej Sprawność ostatnich grup stopni części niskoprężnej (bez uwzględnienia straty wylotowej) ηi = 0.8 Wylot A A = 9, 7 m2 AC = 38, 8 m2 h = 1040 mm Wylot B A = 12, 5 m2 AC = 50 m2 h = 1150 mm Analiza obejmowała cztery główne warianty obliczeń. Dla wariantu I przyjęto równoległy układ pracy skraplacza. Warianty II i III dotyczyły szeregowej konfiguracji pracy skraplacza przy założeniu symetrycznej części niskoprężnej turbiny. Dla wariantu III zwiększono pole powierzchni wymiany ciepła skraplacza S2 w celu uzyskania podobnych warunków kondensacji jak w układzie równoległym. Wzrost pola powierzchni wymiany ciepła wyniósł w tym przypadku odpowiednio 12 p.p. (wylot A) oraz 10 p.p. (wylot B). Wariant IV uwzględnia dodatkowo zastosowanie niesymetrycznej części przepływowej turbiny niskoprężnej. Przyjęto w tym wariancie, że przekrój wylotowy turbiny, który połączony jest ze skraplaczem, w którym panuje niższe ciśnienie, jest odpowiednio zwiększony w celu zapewnienia tej samej wartości straty wylotowej we wszystkich wylotach turbiny. Tabela 4 zawiera wyniki analizy przeprowadzonej dla bloku o mocy 900 MW i sprawności wytwarzanie energii elektrycznej brutto równej 49,11 p.p. Obliczenia te wykazały, że uwzględnienie w analizie straty wylotowej prowadzi do obniżenia korzyści płynących z zastosowania konfiguracji szeregowej skraplacza. Stąd też istnieje konieczność odpowiedniego doboru przekroju wylotowego turbiny. Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego. . . 125 Tabela 4. Porównanie konfiguracji równoległej oraz szeregowej skraplacza Wariant Przekrój Sprawność Moc Ciśnienie Ciśnienie pojedynczej części generacji elektryczna w skraplaczu S1 w skraplaczu S2 niskoprężnej [m2 ] energii elekt. bloku ηw.en.el. [%] Nel [MW] ps1 [kPa] ps2 [kPa] 48.318 885,9 5,00 5,00 IA IIA 9,7/9.7 IIIA IVA 9,7/11,3 IB IIB 12,5/12,5 IIIB IVB 12,5/14,3 48,325 886,0 4,23 5,38 48,340 886,3 4,23 5,00 48.484 888.9 4,23 5,00 48,663 892,2 5,00 5,00 48,675 892,4 4,23 5,38 48,737 893,6 4,23 5,00 48.821 895.1 4,23 5,00 Rysunek 6 przedstawia wpływ zastosowania szeregowego układu skraplacza na przyrost sprawności wytwarzania energii elektrycznej brutto. Uzyskane wartości zostały odniesione do wyjściowej konfiguracji równoległej skraplacza (wariant I). Przyrosty sprawności zostały określone oddzielnie dla wylotu A oraz B (tab. 3). Uzyskane wyniki pokazują, że szeregowa konfiguracja skraplacza bez zwiększenia pola powierzchni skraplacza S2 przynosi bardzo niewielki przyrost sprawności rzędu 0,03 p.p. (wariant II). Dopiero zwiększenie pola powierzchni wymiany ciepła skraplacza S2 w celu uzyskania w nim jednakowej wartości ciśnienia, jak w wariancie pracy równoległej, prowadzi do nieznacznych przyrostów sprawności (wariant III). Znaczący przyrost sprawności uzyskano wyłącznie przy zastosowaniu niesymetrycznej części niskoprężnej turbiny. Uzyskane przyrosty oscylują w tym przypadku w granicach 0,16–0,17 p.p. Warto także podkreślić bardzo znaczny wpływ straty wylotowej na wartość sprawności wytwarzania energii elektrycznej. Związane jest to głównie z wartością prędkości wylotowej, która dla wariantu A wyniosła 300 m/s, dla wylotów połączonych ze skraplaczem S1, oraz odpowiednio 255 m/s dla wylotów połączonych ze skraplaczem S2. Zwiększenie przekroju wylotowego do 12,5 m2 umożliwiło redukcję uzyskanych wartości prędkości odpowiednio do poziomu 230 m/s i 196 m/s. Powoduje to jednocześnie bardzo znaczny spadek jednostkowej straty wylotowej (rys. 5). Dla analizowanego wariantu bazowego (wariant I) różnica w sprawności wytwarzania energii elektrycznej wyniosła 0,345 p.p. przy zmianie całkowitego przekroju wylotowego turbiny z 38,8 m2 na 50 m2 . 126 W. Wróblewski, H. Łukowicz i S. Rulik Rysunek 6. Wpływ konfiguracji układu chłodzenia na zmianę sprawności wytwarzania energii elektrycznej (∆ηw.en.el ) 6 Podsumowanie Przedstawiona analiza miała na celu określenie podstawowych parametrów układu chłodzenia dla ultra-nadkrytycznego bloku kondensacyjnego o mocy 900 MW. W ramach analizy wskazano korzyści płynące z zastosowania konfiguracji szeregowej skraplacza. Analiza uwzględniała także wpływ straty wylotowej turbiny na wartość uzyskiwanych przyrostów sprawności. W tym przypadku dodatkowo określono wpływ przekroju wylotowego turbiny na sprawność całego obiegu dla różnych konfiguracji układu chłodzenia. Maksymalny przyrost sprawności wynikający z zastosowania szeregowego układu chłodzenia wraz z niesymetryczną częścią niskoprężną turbiny wyniósł 0,17 p.p. Uzyskane wartości sprawności uzależnione były w dużym stopniu od założonego pola powierzchni wylotu turbiny. Stąd też wniosek, że zastosowanie układu szeregowego skraplacza powinno być powiązane z odpowiednim doborem przekrojów wylotowych turbiny, który skutkuje zaleceniem budowy niesymetrycznej części niskoprężnej turbiny, co zwiększa nakłady inwestycyjne. Pozwala jednak na zmniejszenie straty wylotowej turbiny i tym samym na przyrost sprawności całego obiegu. Przeprowadzone badania wykazały, że odpowiedni dobór konfiguracji układu chłodzenia, jak i przekrojów wylotowych turbiny, daje możliwość poprawy sprawności wytwarzanie energii elektrycznej całego obiegu. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Analiza sprawności obiegu cieplnego ultra-nadkrytycznego. . . 127 Literatura [1] Chmielniak T., Łukowicz H., Kochaniewicz A.: Analiza nadkrytycznych układów siłowni parowych z odzyskiem ciepła ze spalin. Archiwum Energetyki 38(2008), 2, 35–43. [2] Condensing Turbine Installation. United State Patent 4.306.418, 12.22.1981. [3] Cziesla F., Bewerunge J., Senzel A.: Lünen-State-of-the Art Ultra Supercritical Steam Power Plant Under Construction. POWER-GEN Europe, Cologne, 2009. [4] Charakterystyka skraplacza SF-11420. Dokumentacja techniczno-ruchowa, Zakłady Mechaniczne w Elblągu, Elbląg 1966. [5] Klapecki A., Zygmański W.: Dwuciśnieniowy kondensator turbiny, Nowoczesne bloki nadkrytyczne. Energetyka Cieplna i Zawodowa 9(2010). [6] Pulman E.: Steam Surface Condensers. ASME Press, New York 2001. [7] Łukowicz H.: Wybór struktury obiegu cieplnego bloku 900 MW. Opracowanie pakietu programów do analizy pracy obiegu i turbiny w warunkach odbiegających od nominalnych. Sprawozdanie wewnętrzne. z zadania 17-VI.1, 2011, Strategiczny program badawczy: Zaawansowane technologie pozyskiwania energii, Zadanie nr 1: Opracowanie technologii dla wysokosprawnych „zero-emisyjnych” bloków węglowych zintegrowanych z wychwytem CO2 ze spalin. [8] Stechman A.: Projekt chłodni kominowej dla wybranej krajowej elektrowni. Część 1. Opracowanie wewnętrzne BSiPChE Projchłod Sp z o.o. Nr 4692.CK, , Gliwice 2012. [9] Stępczyńska K. Łukowicz H., Dykas S., Czaja D.: Obliczenia ultra-nadkrytycznego bloku węglowego o mocy 900 MW z odzyskiem ciepła ze spalin. Archiwum Energetyki 42(2012), 2, 155–164. [10] Wróblewski W., Dykas S. Rulik S.: Determination of interaction between thermal cycle and cooling water system of supercritical power plant. Archiwum Energetyki 40(2010), 1, 3–20. The influence of application of a serial condenser for the ultra-critical power unit Summary The aim of this paper is the selection of parameters and configuration of the cooling system of 900 MW ultra-supercritical power unit. The performed analysis of the condenser was based on the Heat Exchange Institute standard. The presented studies include comparison of two variants of cooling water system. Both, the parallel and serial configuration of the condenser was investigated. Parallel cooling water system is widely used, and the separation of the cooling water stream into individual sections of the condenser or condensers give equal conditions of condensation. In the case of a serial configuration, the total flow of cooling water flows through the first condenser and then it goes to the second condenser. This causes the decrease of pressure in the first and increase of pressure in the second condenser. Hence, the heat exchange surface area of the second condenser is often increased to improve the conditions of condensation. This paper extends the analyzes presented in the literature. It particularly concerns the investigation of influence of the exhaust loss for obtained efficiency gains in case of the serial configuration of condenser. tom XLIII(2013), nr 1-2, 129–146 Andrzej Rusin∗ Marian Lipka Henryk Łukowicz Silesian University of Technology Institute of Power Engineering and Turbomachinery Gliwice Thermal and stress states in unsteady conditions of operation of the rotors of ultra-supercritical parameter turbines The paper presents the results of numerical analyses, including the steam turbine rotor, for a newly designed 900 MW power unit with ultra-supercritical steam parameters (650 o C, 30.0 MPa). With the use of preliminary design calculations and assuming the optimum structural solutions, simulations of the turbine operation in unsteady conditions are carried out. The analyses take account of the turbine start-up from the different thermal states, i.e., the cold, warm and hot states, and with different rates of increment in the steam parameters. The maps of the temperature field and the stress distributions are obtained. Based on them, the areas with the highest level of stress are identified, i.e., the rotor critical areas which have a direct impact on the life of the entire machine. The performed simulations and analyses make it possible, already at the design stage, to determine the ranges of possible values of stress amplitudes occurring in the main components of the turbine. This in turn allows a preliminary assessment of the turbine life. 1 Introduction The new trends in the development of professional coal-based power engineering tend to a further increase in the steam parameters. This entails the need to search for new design solutions, among others in turbine construction, and to select such materials that will satisfy the requirement of safe operation of turbines. The first stage in this kind of research is the preliminary optimisation ∗ Corresponding Author. E-mail: [email protected] 130 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz of the new-generation rotors shape. Based on the power unit thermal cycle calculations, a preliminary structural form of the high pressure (HP) part rotor is developed and then the areas with the highest level of stress are optimised. The full reaction rotor is assumed as the initial one. The following elements among others, are optimised: the blade groove shapes, the rotor curvature radii and the shapes of the shaft internal chambers. In each case, the obtained solutions result in a more advantageous stress level compared to the initial one [1]. The next optimisation stage concerns the improvement in the operation flexibility and comprises the development of the turbine start-up characteristics. The start-up characteristics are developed for three basic types of start-up: from the cold, warm and hot states. Three variants are developed in each case, with an average rate of the increase in the live steam temperature of 1.5 K/min, 2.0 K/min and 2.5 K/min, respectively. The characteristics include the temperature and the live steam pressure curves, as well as, the curves of the mass flow and the rotor revolutions. For each characteristic, analyses are performed of the distributions of the temperature fields and of the equivalent (von Mises) stress and its components in the high pressure turbine rotor. Additionally, in each of the cases mentioned above the impact of the component initial thermal state on the stress state during start-up is examined. The rotor areas with the highest stress are identified. 2 The geometrical and material model of the turbine high pressure part rotor The full reaction rotor is the subject of the design optimisation process [1,2]. As a result, a rotor model is obtained with a geometry as presented in Fig. 1. Additionally, an enlarged fragment of the model is shown that comprises the area of the groove of the seventh stage (Fig. 2). Figure 1. Model of the optimised rotor of the turbine high pressure part. In Fig. 1 four areas are pointed out (A, B, C, and D critical areas under analysis) which feature the highest level of stress during the preliminary analyses on the model. These areas, referred to as critical, comprise: • bottom of the first thermal groove (area A), Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 131 Figure 2. The seventh stage groove of the optimised rotor of the turbine high pressure part. • bottom of the groove of the first blade stage (area B), • bottom of the groove of the seventh blade stage (area C), • corner of the internal chamber (area D). It is assumed that the turbine components are made of chromium steel (9–12% Cr), with properties varying in the range of temperatures from 200 to 650 o C [3,4]. These properties are assumed partially based on own studies carried out for a rotor steel forging [2,5]. An example change in the Young’s modulus value depending on temperature is presented in Fig. 3. Figure 3. Change in Young’ modulus, E, depending on temperature, T . 132 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz 3 Unsteady thermal and strength states in the optimised rotor of the turbine high pressure part Taking account of the thermal and flow calculations of the turbine and the calculations of the entire cycle, a family of the turbine start-up characteristics are developed. For this purpose it is assumed that [2]: • there is a slide pressure adjustment of live steam in the boiler, • operation with slide pressure occurs in the 40–100% range of load, • pressure of reheated steam for loads included in the range from 0 to 40% is maintained at a constant level by means of an (intermediate–low pressure) IP–LP bypass station and a valve before the intermediate pressure (IP) part (the pressure value should result from the conditions of the steam reheater cooling, and the bypass of the HP part is closed at the 40% load). The start-ups from the initial cold, warm and hot states of the turbine are analysed. It is assumed that according to the reference characteristic the start-up is run with the average steam temperature increment rate of ∆T /∆t = 2.0 K/min (here ∆T and ∆t denote temperature and time increments, respectively). Subsequent characteristics describe a slower start-up of the turbine – at the rate of ∆T /∆t = 1.5 K/min – and an accelerated process – at the rate of ∆T /∆t = 2.5 K/min. The numerical analyses of unsteady states were conducted in two variants. The first group of calculations comprises start-ups assuming that ∆Ts−m = 0 K, i.e., there is no initial difference between the temperature of steam flowing onto the first stage and the temperature of the metal. For the other group of calculations it is assumed that the temperature of the flowing steam is by 50 K higher than the initial temperature of the metal (∆Ts−m = 50 K). The aim of such simulations is to find the impact of the initial difference in temperature on the thermal and stress state of the turbine rotor [5]. The thermal boundary conditions and the pressure distribution on the surface of the components are assumed based on the results of the calculations performed using the dependencies and procedures developed at the Institute of Power Engineering and Turbomachinery in Gliwice [6]. 3.1 Start-up from the initial cold state with the average rate of the live steam temperature increment of ∆T /∆t = 2.0 K/min The simulation of start-up from the initial cold state runs according to the dependencies shown in the start-up characteristic (Fig. 4.). It is assumed that the Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 133 ∆T /∆t gradient of the live steam temperature increment is 2.0 K/min. The initial live steam temperature is assumed at 320 o C. The turbine reaches the nominal parameters about 200 min after start-up. The curves illustrating the Figure 4. The characteristic of the power unit start-up from the initial cold state for the live steam temperature increment ∆T /∆t = 2.0 K/min (T – live steam temperature, p – live steam pressure, n – rotor revolutions, m/mo – turbine driving steam flow to the nominal steam flow ratio). changes in temperatures and equivalent (von Mises) stress in the rotor critical areas (shown in Figs. 1 and 2) are presented in Figs. 5 and 6. Figure 5. The curves illustrating the changes in the metal temperatures (T) and in the equivalent (von Mises) stress (σeqv ) in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Ts−m = 0 K. 134 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz Figure 6. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Ts−m = 50 K. The Figs. 7–12 present the maps of the distributions of temperature fields and of the values of equivalent (von Mises) stress for the start-up at ∆Ts−m = 50 K at the moment when maximum values of stress appear, i.e., in the 39th minute of the process. Figure 7. Temperature distribution in the rotor of the turbine HP part in the 39th minute of the start-up process for ∆Ts−m = 50 K. 3.2 Start-up from the initial cold state with the average rate of the live steam temperature increment of ∆T /∆t = 1.5 K/min The next start-up from the initial cold state was conducted with a lower rate of the live steam temperature increment (∆T /∆t = 1.5 K/min). The startup characteristic is shown in Fig. 13. The same live steam initial temperature (320 o C) is assumed as in the previous case. The turbine reaches its nominal parameters about 270 min after start-up. The curves illustrating the changes in temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the rotor critical areas are presented in Figs. 14 and 15. Thermal and stress states in unsteady conditions. . . Figure 8. Temperature distribution in the first seven stages of the rotor of the turbine HP part in the 39th minute of the start-up process for ∆Ts−m = 50 K. 135 Figure 9. Temperature distribution in the groove area of the seventh stage of the rotor of the turbine HP part in the 39th minute of the start-up process for ∆Ts−m = 50 K. Figure 10. Distribution of equivalent (von Mises) stress in the rotor of the turbine HP part in the 39th minute of the start-up process for ∆Ts−m = 50 K. 3.3 Start-up from the initial cold state with the average rate of the live steam temperature increment of ∆T /∆t = 2.5 K/min The last in the simulation series of start-ups from the initial cold state comprises an accelerated process with the rate of the live steam temperature increment of ∆T /∆t = 2.5 K/min. The start-up itself is performed according to the dependencies shown in Fig. 16. The initial live steam temperature is 320 o C. The steam nominal parameters stabilise about 162 min after start-up. The nature of the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the analysed areas of the rotor (A, B, C, and D) are presented in Figs. 17 and 18. 136 Figure 11. Distribution of equivalent (von Mises) stress in the area of the first seven stages of the rotor of the turbine HP part in the 39th minute of the start-up process for ∆Ts−m = 50 K. A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz Figure 12. Distribution of equivalent (von Mises) stress in the groove area of the seventh stage of the rotor of the turbine HP part in the 39th minute of the start-up process for ∆Ts−m = 50 K. Figure 13. The characteristic of the power unit start-up from the initial cold state for the live steam temperature increment ∆Ts−m = 1.5 K. Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 137 Figure 14. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Ts−m = 0 K. Figure 15. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Ts−m = 50 K. 138 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz Figure 16. The characteristic of the power unit start-up from the initial cold state for the live steam temperature increment ∆Ts−m = 2.5 K. Figure 17. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Ts−m = 0 K. 3.4 Start-up from the initial warm state with the average rate of the live steam temperature increment of ∆T /∆t = 2.0 K/min Similarly to start-up from the initial cold state, the start-up from the initial warm state are also simulated for all the three rates of increment in the live steam temperature mentioned above. In this part, however, the results of the analyses Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 139 Figure 18. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Ts−m = 50 K. are presented for the reference characteristic, i.e., for ∆T /∆t = 2.0 K/min. The start-up is modelled according to the curves shown in Fig. 19. The initial live steam temperature is 480 o C. The turbine reaches the nominal parameters of the working agent about 100 min. after the process begins. The curves illustrating Figure 19. The characteristic of the power unit start-up from the initial warm state for the live steam temperature increment ∆T /∆t = 2.0 K. 140 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the rotor critical areas (A, B, C, and D) are presented in Figs. 20 and 21. Figure 20. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Tsm = 0 K. Figure 21. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Tsm = 50 K. Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 3.5 141 Start-up from the initial hot state with the average rate of the live steam temperature increment of ∆T /∆t = 2.0 K/min The analysis of start-up from the initial hot state was conducted according to the dependencies shown in the start-up characteristic (Fig. 22.). It was assumed that the ∆T /∆t gradient of the live steam temperature increment is 2.0 K/min. The initial live steam temperature is 550 o C. The steam nominal parameters stabilise about 75 min after start-up. Figure 22. The characteristic of the power unit start-up from the initial hot state for the live steam temperature increment ∆T /∆t = 2.0 K. The range of the changes in the metal temperatures and in equivalent (von Mises) stress during start-up in the rotor critical areas are presented in Figs. 23 and 24. 4 Conclusions Based on the performed calculations, the values of maximum stress in selected areas (A,B,C, and D) of the rotor which occur during start-up from different initial states are compared. These results are listed in Tabs. 1–4. The new generations of currently designed power units feature a very high electricity generation efficiency which is achieved, among others, using ultrasupercritical steam parameters. At the same time, there appear problems related 142 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz Figure 23. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Tsm = 0 K. Figure 24. The curves illustrating the changes in the metal temperatures and in the equivalent (von Mises) stress in the critical areas (A,B,C, and D) of the rotor of the turbine HP part for ∆Tsm = 50 K. to the appropriate selection of materials used to make machine components and equipment. The selection of the material for the turbine rotors, especially of the HP and IP parts, poses a special problem. Literature findings [3,4] and the (rather limited) operational experience gained so far indicate that steels with a content of 9–12% of Cr may be successfully used to make rotors of such turbines. It is also obvious that a further increase in the steam parameters to the level of Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 143 Table 1. Maximum stress in the A area of the rotor. The rotor initial state Cold Cold Cold Cold Cold Cold Warm Warm Warm Warm Warm Warm Hot Hot ∆T /∆t [K/min] 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 2.0 ∆Ts−m [K] 0 0 0 50 50 50 0 0 0 50 50 50 0 50 σeqv,max [MPa] 350.5 279.8 427.7 382.6 336.2 434.2 337.2 276.3 382.9 386.4 323.4 448.8 302.2 409.6 Time of occurence [min] 141 52 112 39 52 112 60 80 48 60 35 48 35 35 Table 2. Maximum stress in the B area of the rotor. The rotor initial state Cold Cold Cold Cold Cold Cold Warm Warm Warm Warm Warm Warm Hot Hot ∆T /∆t [K/min] 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 2.0 ∆Ts−m [K] 0 0 0 50 50 50 0 0 0 50 50 50 0 50 σeqv,max [MPa] 279.6 230.2 345.6 311.8 271.6 357.5 270.3 219.9 307.0 315.6 264.0 367.4 231.8 320.9 Time of occurence [min] 120 62 112 48 56 50 60 80 50 56 44 48 42 38 700 o C calls for the use of nickel superalloys. It is not yet fully settled whether chromium steels could be used to operate in the temperature of about 650 o C. The analysed unsteady states of the turbine operation reveal the levels of stress that might appear in rotors. Comparing these results with own studies of steel X12CrMoWVNbN10, it may be concluded that practically in all the cases under analysis the maximum values of equivalent (von Mises) stress (449 MPa) do not 144 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz Table 3. Maximum stress in the C area of the rotor. The rotor initial state Cold Cold Cold Cold Cold Cold Warm Warm Warm Warm Warm Warm Hot Hot ∆T /∆t [K/min] 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 2.0 ∆Ts−m [K] 0 0 0 50 50 50 0 0 0 50 50 50 0 50 σeqv,max [MPa] 359.5 295.1 415.8 372.1 301.2 431.5 262.9 232.0 310.6 268.7 342.0 161.3 244.7 409.6 Time of occurence [min] 147 186 132 141 186 118 86 113 85 86 68 53 51 35 Table 4. Maximum stress in the D area of the rotor. The rotor initial state Cold Cold Cold Cold Cold Cold Warm Warm Warm Warm Warm Warm Hot Hot ∆T /∆t [K/min] 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 1.5 2.5 2.0 2.0 ∆Ts−m [K] 0 0 0 50 50 50 0 0 0 50 50 50 0 50 σeqv,max [MPa] 313.9 266.1 359.9 319.9 279.0 366.1 275.9 250.4 295.3 319.1 279.6 345.1 230.3 295.1 Time of occurence [min] 141 116 112 90 78 112 65 81 59 60 74 51 50 47 exceed the yield stress value (600 MPa), which proves that it is possible to use this steel and that this kind of steel features sufficient mechanical properties. An issue which needs further research is a more detailed determination of the creep properties of these particular steel grades. Thermal and stress states in unsteady conditions. . . 145 Acknowledgement The results presented in this paper were obtained from research work co-financed by the National Centre of Research and Development in the framework of Contract SP/E/1/67484/10 – Strategic Research Programme – Advanced technologies for energy generation: ”Development of a technology for highly efficient ’zero-emission’ coal-fired power units integrated with CO2 capture”. Received in September 2012 References [1] Rusin A., Lipka M., Łukowicz H.: Selected aspects of a preliminary design of rotors of ultrasupercritical parameter turbines. Kraftwerkstechnik, Siechere und nachhaltige Energieversorgung, Band 3, 43. Kraftwerkstechnisches Kolloquium. Dresden, 2011. Tagungsband 28. [2] Rusin A., Lipka M., Łukowicz H., Bieniek M.: Identifying Thermal and Strength States in New Generation Turbine Rotors. Report on the completion of Stage 14 – III.1.1a of the Strategic Research Programme – ‘Advanced technologies for obtaining energy’ Task 1: ‘Development of technologies for highly efficient zero-emission coal-fired power units integrated with CO2 capture from flue gases’. Gliwice 2011 (in Polish). [3] Wang Y., Mayer K.H., Scholz A., Berger C., Chilukuru H., Durst K., Blum W.: Development of new 11% Cr heat resistant ferritic steels with enhanced creep resistance for steam power plants with operating steam temperatures up to 650 o C. Mat. Sci. Eng. A, 2009, 180-184. [4] Viswanathan R., Coleman K., Rao U.: Materials for ultra-supercritical coal-fired power plant boilers. Int. J. Pressure Vessels and Piping 83(2006), 778–783. [5] Rusin A., Łukowicz H., Lipka M.: Development of turbine start-up characteristics. Report on the completion of Stage 17 – IV.2.3.2b of the Strategic Research Programme – ‘Advanced technologies for obtaining energy’ Task 1: ‘Development of technologies for highly efficient zero-emission coal-fired power units integrated with CO2 capture from flue gases’. Gliwice 2012 (in Polish). [6] Łukowicz H.: Analysis problems in flow calculations of steam turbines applied in diagnostics and design. Zeszyty Naukowe Politechniki Śląskiej. Silesian University of Technology, Gliwice 2005 (in Polish). Stany termiczne i wytrzymałościowe w nieustalonych warunkach pracy wirników turbin na parametry super-nadkrytyczne Streszczenie W pracy przedstawiono wyniki analiz numerycznych, obejmujących wirnik turbiny parowej dla nowoprojektowanego bloku o mocy 900 MW na parametry super-nadkrytyczne (650 o C, 30 MPa). Opierając sie na wcześniej przeprowadzonych obliczeniach projektowych, po przyjęciu 146 A. Rusin, M. Lipka and H. Łukowicz optymalnego rozwiązania konstrukcyjnego, przeprowadzono symulację pracy turbiny w warunkach nieustalonych. Analizy uwzględniały rozruchy turbiny zarówno z różnych początkowych stanów cieplnych, tj. zimnego, ciepłego oraz gorącego, jak i realizowanych z różnymi prędkościami przyrostu parametrów pary. Otrzymano mapy rozkładów pól temperatur oraz naprężeń. Na ich podstawie zidentyfikowano obszary o najwyższym poziomie wytężenia, tzn. obszary krytyczne wirnika, które w sposób bezpośredni będą wpływać na żywotność całej maszyny. Przeprowadzone symulacje i analizy pozwalają już na etapie prac projektowych określić zakresy możliwych wartości amplitud naprężeń występujących w głównych elementach turbiny. Pozwala to z kolei na wstępne oszacowanie trwałości turbiny. tom XLIII(2013), nr 1-2, 147–155 Wojciech Kosman∗ Politechnika Śląska Instytut Maszyn i Urządzeń Energetycznych Gliwice Analiza obciążeń cieplnych podczas rozruchu nadkrytycznych turbin parowych z chłodzeniem zewnętrznym Rozruch turbiny parowej wiąże się ze wzrostem obciążeń cieplnych, tym większym, im wyższa jest temperatura czynnika roboczego. Wysokie temperatury wymusiły zastosowanie w turbinach systemów chłodzenia, których zadaniem jest niedopuszczenie do nadmiernego nagrzewania elementów maszyny. Rozpatrywane jest zagadnienie działania systemu chłodzenia podczas rozruchu. Wprowadzenie dodatkowego strumienia zmienia warunki wymiany ciepła na powierzchni chłodzonych elementów i prowadzi do uzyskania pola temperatury innego, niż w turbinie bez chłodzenia. W pracy przedstawiono wyniki badań umożliwiające ocenę stanu cieplnego i wytrzymałościowego głównych elementów turbiny. 1 Wprowadzenie Rozwój turbin parowych i związany z nim wzrost temperatury pary świeżej wymusił zastosowanie rozwiązań stosowanych dotychczas w turbinach gazowych [1]. Rozwiązania te są ukierunkowane na ochronę głównych elementów turbin przed nadmiernym nagrzewaniem [2]. Możliwe rozwiązania konstrukcyjne obejmują ekrany oddzielające powierzchnie głównych elementów od gorącego strumienia pary, osłony wykonane z materiałów o podwyższonej odporności cieplnej [3] i systemy chłodzenia strumieniem dostarczonym z zewnątrz turbiny. Czynnikiem chłodzącym jest para o temperaturze niższej, od temperatury pary świeżej. Chłodzący strumień pary jest pobierany spomiędzy stopni przegrzewacza w kotle parowym i kierowany do przedniej części turbiny, gdzie panuje najwyższa temperatura. ∗ E-mail: [email protected] 148 W. Kosman Schemat wysokoprężnej części nadkrytycznej turbiny parowej z systemem chłodzenia pokazano na rys. 1. Dla uproszczenia na schemacie pokazano jedynie główne elementy turbiny, tj. wirnik oraz kadłub zewnętrzny i wewnętrzny. Wprowadzenie do turbiny strumienia dodatkowego pozwala na sterowanie w pewnym zakresie stanem cieplnym elementów maszyny [4]. Zmiana ilości dostarczanej pary, a także jej temperatury wpływa na warunki wymiany ciepła na powierzchni elementów i w rezultacie na rozkład temperatury w samych elementach. Stosowanie chłodzenia w ustalonych warunkach eksploatacji generalnie prowadzi do obniżenia temperatury elementów i polepszenia pełzaniowych warunków pracy. Jednakże system chłodzenia funkcjonuje także w stanach nieustalonych, a jego praca w warunkach przejściowych jest stosunkowo słabo rozpoznana. Rysunek 1. Wysokoprężna część turbiny nadkrytycznej z dodatkowymi przepływami pary Głównym celem badań była ocena wpływu chłodzenia na główne elementy turbiny nadkrytycznej podczas rozruchu. Proces rozruchu stanowi naturalny okres eksploatacji maszyn, zaś w trakcie jego przebiegu elementy są narażone na największą amplitudę naprężeń, stąd potrzeba oceny możliwości zmniejszenia naprężenia poprzez wykorzystanie dodatkowych strumieni pary. 2 Zakres analizy Przeprowadzane badania miały na celu określenie wpływu chłodzenia na stan cieplny i wytrzymałościowy głównych elementów turbiny podczas rozruchu. Temperatura i naprężenia w elementach zależą od szeregu czynników, spośród których należy wymienić przede wszystkim: • parametry pary świeżej i wtórnej (temperatura, ciśnienie), • parametry pary chłodzącej (temperatura, ciśnienie jest dostosowane do ciśnienia pary świeżej), Analiza obciążeń podczas rozruchu cieplnych nadkrytycznych turbin. . . 149 • ilość pary chłodzącej i zakres chłodzenia, • temperaturę i ilość dodatkowej pary w przestrzeni międzykadłubowej, • geometrię elementów turbiny, • sposób prowadzenia rozruchu. Temperaturę i ciśnienie pary świeżej przyjęto na stałym poziomie 650 o C i 30 MPa, który odpowiada rozwijanemu obecnie segmentowi turbin parowych. Rozpatrywany problem sprowadza się zatem do określenia wpływu pozostałych czynników z przedstawionej powyżej listy na stan cieplno-wytrzymałościowy turbiny. Założono, że analiza powinna pokrywać możliwie szeroki zakres zmian. Rozpatrywano wysokoprężną część turbiny z reakcyjnym układem przepływowym i jednym nieregulowanym upustem pary. Oprócz pary świeżej do turbiny wpływają jeszcze dwa strumienie: para chłodząca przednią część turbiny i para do przestrzeni międzykadłubowej. W przedniej części turbiny, to jest w obszarze wlotu pary świeżej, panuje najwyższa temperatura – stąd konieczność zastosowania systemu chłodzenia. Założono, że system chłodzenia przeznaczony jest przede wszystkim do obniżenia temperatury metalu wirnika, a kadłub wewnętrzny jest chłodzony wyłącznie w obszarze wlotu pary świeżej. Ocenę wpływu chłodzenia przeprowadzono w oparciu o wielowariantowe numeryczne symulacje rozruchu turbiny w różnych warunkach chłodzenia. Dla każdego wariantu prowadzenia rozruchu przeprowadzono pełną analizę cieplno-wytrzymałościową (wyznaczono nieustalony rozkład temperatury i naprężenia) obejmującą trzy główne elementy turbiny: kadłub wewnętrzny i zewnętrzny oraz wirnik. Ponadto wyznaczano przebiegi wydłużeń względnych, które pozwalają ocenić bezpieczeństwo procesu rozruchowego [5]. Rozpatrywano następujące warianty chłodzenia: • wariant 1 – chłodzenie obejmujące wyłącznie odcinek wirnika przy wlocie pary świeżej, • wariant 2 – chłodzenie obejmujące odcinek wirnika przy wlocie pary świeżej i pierwszy stopień turbiny, • wariant 3 – chłodzenie obejmujące odcinek wirnika przy wlocie pary świeżej i pierwsze dwa stopnie turbiny. Pracę systemu chłodzenia wyznaczono dla różnych wartości temperatury pary chłodzącej, przy czym ustalono zakres zmian tej temperatury w granicach 450–550 o C dla stanu nominalnego. Przyjęto, że w stanach nieustalonych temperatura pary chłodzącej jest proporcjonalna do temperatury pary świeżej. Proces 150 W. Kosman Rysunek 2. Charakterystyka rozruchowa turbiny nadkrytycznej: p0 – ciśnienie pary świeżej, T0 – temperatura pary świeżej, m0 – strumień masowy pary świeżej, n – prędkość obrotowa wirnika rozruchowy prowadzono zgodnie z charakterystyką pokazaną na rys. 2. Wykres przedstawia przebiegi czasowe głównych wielkości opisujących pracę turbiny. Wstępne obliczenia pozwoliły stwierdzić, że dla rozpatrywanego wirnika koncentracja naprężeń występuje w miejscach oznaczonych na rys. 3. jako WWP1 i WWP2. Przedstawione w dalszej części prace przebiegi naprężenia dotyczą tych właśnie charakterystycznych punktów. Rysunek 3. Oznaczenia charakterystycznych punktów elementów turbiny na przekroju: WWP1, WWP2 – punkty maksymalnej koncentracji naprężenia Wspomniane wcześniej wydłużenia względne (∆w) są obliczane na podstawie przemieszczeń osiowych charakterystycznych punktów wirnika i kadłubów (patrz Analiza obciążeń podczas rozruchu cieplnych nadkrytycznych turbin. . . 151 rys. 3.) zgodnie z formułami: ∆wW W P −KZW P = zF − zE , (1) ∆wW W P −KW W P = zD − (zC + zA ) , (2) gdzie: W W P – wirnik wysokoprężnej części turbiny, KW W P – kadłub wysokoprężnej części turbiny, ∆w – wydłużenie względne, zi – przemieszczenie punktu i (i = A, B, C itd. wg rys. 3). 3 Rozruch referencyjny W celu porównania różnych warunków prowadzenia rozruchu jako stan odniesienia przyjęto rozruch bez dodatkowych strumieni pary. Na rys. 4. przedstawiono przebiegi czasowe naprężenia zredukowanego σ w głównych elementach wysokoprężnej części turbiny dla rozruchu prowadzonego zgodnie z charakterystyką z rys. 2. Rysunek 4. Przebiegi naprężeń zredukowanych w głównych elementach turbiny podczas rozruchu Przedstawione przebiegi odnoszą się do punktów, w których panowało najwyższe naprężenie w elementach podczas całego rozruchu. Dla wirnika przedstawiono dwa przebiegi dla punktów WWP1 i WWP2. 152 4 W. Kosman Rozruch z chłodzeniem Zastosowanie systemu chłodzenia zmienia przede wszystkim maksymalną temperaturę elementów turbiny. Obrazuje to chociażby wykres zbiorczy na rys. 5. Na wykresie zebrano przebiegi czasowe temperatury w tym punkcie wirnika, w którym po zakończeniu rozruchu panuje najwyższa temperatura. Poszczególne charakterystyki odpowiadają różnej temperaturze pary chłodzącej (TC ). Rysunek 5. Porównanie przebiegów (ref) temperatury wirnika dla rozruchu referencyjnego i rozruchów z chłodzeniem Tc Wyraźnie zauważalna jest zmiana prędkości nagrzewania elementów (różne nachylenie linii z rys. 5). Mniejsze prędkości nagrzewnia oznaczają w danym przypadku rozruchu większy zapas bezpieczeństwa jeśli uwzględnić kryterium dopuszczalnych prędkości nagrzewania metalu. Zastosowanie chłodzenia obniża maksymalne naprężenia w turbinie. Odpowiednie przebiegi naprężeń zestawiono na rys. 6. Zebrane wykresy przedstawiają przebiegi naprężeń odpowiednio w punktach WWP1 (rys. 6a) i WWP2 (rys. 6b). Maksymalne naprężenia w punkcie WWP1 spadają wraz ze zmniejszeniem temperatury pary chłodzącej. Inaczej zachowują się jednak przebiegi naprężeń w punkcie WWP2. Tutaj spadek naprężeń jest niewielki dla temperatury pary chłodzącej 550 o C, zaś przy dalszym zmniejszeniu tej temperatury naprężenia w punkcie WWP2 zaczynają rosnąć. Wciąż jednak pozostają wyraźnie niższe od maksymalnego naprężenia w punkcie WWP1 przy rozruchu bez chłodzenia. Na rys. 7. porównano wydłużenia względne pomiędzy wirnikiem a kadłubem Analiza obciążeń podczas rozruchu cieplnych nadkrytycznych turbin. . . 153 Rysunek 6. Porównanie przebiegów naprężeń w wirniku dla rozruchu referencyjnego i rozruchów z chłodzeniem w punktach WWP1 (a) i WWP2 (b) wewnętrznym. Z uzyskanych wyników symulacji wynika, iż bardziej intensywne chłodzenie, to znaczy przy niższej temperaturze pary chłodzącej, pozwala uzyskać mniejsze wydłużenia względne. Dla pary chłodzącej o temperaturze 450 o C odchylenia przebiegu wydłużenia względnego od zera stanowią około 30% odchylenia dla rozruchu referencyjnego. Rysunek 7. Przebiegi czasowe wydłużenia względnego wirnik – kadłub wewnętrzny dla różnych warunków rozruchu 154 5 W. Kosman Rozruch przyspieszony Istotną cechą ze względu na elastyczność eksploatacyjną bloku energetycznego jest możliwość skrócenia czasu rozruchu turbiny. W ramach prowadzonych badań wykonano szereg symulacji rozruchu przyspieszonego. Założono przy tym, że w stosunku do charakterystyki pokazanej na rys. 2. rozruch jest dwukrotnie przyspieszony. Wyniki analizy rozruchu przyspieszonego pokazano na rys. 8. Przebiegi Rysunek 8. Porównanie przebiegów naprężeń w wirniku dla rozruchu przyspieszonego w punktach WWP1 (a) i WWP2 (b) czasowe zmian naprężeń w wirniku porównano z rozruchem przyspieszonym, ale bez chłodzenia (oznaczenie „ref”). Zastosowanie chłodzenia pozwala obniżyć naprężenia w obydwu charakterystycznych punktach wirnika. Oczywiście poziom naprężeń w przypadku rozruchów przyspieszonych jest wyższy, niż dla rozruchów prowadzonych zgodnie z oryginalna charakterystyką. 6 Podsumowanie Wyniki badań wskazują, że stosowanie układów chłodzenia w turbinach parowych przynosi efekty nie tylko w stanach ustalonych, ale także podczas rozruchów. Dodatkowy strumień pary przyczynia się do obniżenia poziomu temperatury i naprężenia w elementach turbiny. Korzystnym zmianom podlegają także wydłużenia względne. Należy zwrócić uwagę, że przedstawione wyniki obliczeń zostały uzyskane Analiza obciążeń podczas rozruchu cieplnych nadkrytycznych turbin. . . 155 dla rozruchu prowadzonego według narzuconej charakterystyki. W rzeczywistości wahania parametrów pary świeżej mogą znacznie odbiegać od idealnych linii charakterystyki, a to pociąga za sobą zwiększenie naprężeń. W takiej sytuacji obniżenie naprężenia na skutek działania systemu chłodzenia będzie jeszcze bardziej widoczne. Przedstawione w artykule wyniki zostały uzyskane w badaniach współfinansowanych przez Narodowe Centrum Badań i Rozwoju w ramach umowy SP/E/1/ /67484/10 – Strategiczny Program Badawczy – Zaawansowane technologie pozyskiwania energii: Opracowanie technologii dla wysokosprawnych „zero-emisyjnych” bloków węglowych zintegrowanych z wychwytem CO2 ze spalin. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Literatura [1] Cziesla F., Bewerunge J., Senzel A., Luenen B.: State-of-the-Art Ultra Supercritical Steam Power Plant under Construction. PowerGen Europe 2009. [2] Kosman W. Thermal analysis of cooled supercritical steam turbine components. Energy 35(2010), 2. [3] Tortorelli P.F., Brady M.P.: Concepts for smart protective high-temperature coatings. Proc. 21st. Ann. Conf., Oak Ridge National Laboratory, 2007. [4] Kosman W.: The influence of the additional steam flows on thermal loads in components of supercritical steam turbines. P I Mech. Eng. A-J Pow. 225(2011), 5. [5] Kosman W.: Instrukcja obsługi oprogramowania do oceny rozkładu temperatury i naprężenia w elementach maszyn. Gliwice 2009. Analysis of thermal loads during start-up in supercritical steam turbines with external cooling Summary Start-up of a steam turbine incurres in high thermal loads. Their level is proportional to the level of the live steam temperature. High level of the temperature demands application of cooling systems to protect the turbine against overheating. The problem under the analysis here is focused on the operation of the cooling system during start-up. The presence of an additional steam flow changes the conditions of heat transfer at the surfaces of the components and causes the temperature field different from the one found in the uncooled turbine. The paper presents the research that aims to evaluate the thermal and strength state of the main components of a supercritical steam turbine. tom XLIII(2013), nr 1-2, 157–169 Andrzej Kochaniewicz∗ Henryk Łukowicz Politechnika Śląska Instytut Maszyn i Urządzeń Energetycznych Gliwice Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego dużej mocy zintegrowanego w różnych konfiguracjach z CCS oraz z odzyskiem ciepła ze spalin w siłowni ORC W pracy dokonano analizy wskaźników opłacalności ekonomicznej budowy bloków węglowych o parametrach nadkrytycznych opalanych węglem kamiennym i brunatnym. Przeanalizowano trzy warianty konfiguracji bloku, tj.: blok wyjściowy, blok wyjściowy+CCS i blok wyjściowy+CCS+ORC. W analizie ekonomicznej wykorzystano tzw. próg rentowności BEP (break even point), bazującego na określeniu punktu wyrównania, określającego sytuację w której przychody ze sprzedaży energii elektrycznej pokrywają koszty stałe i koszty zmienne instalacji. Dokonano oceny wpływu zmiany wybranych parametrów takich jak: jednostkowe nakłady inwestycyjne, cena zakupu uprawnień do emisji CO2 , a także wpływu ceny paliwa. Dla tych wszystkich uzmiennionych parametrów określono wpływ ich zmian na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej. Analizie poddano samodzielny oraz po jego zintegrowaniu z CCS (carbon dioxide capture and storage) wysokosprawny nadkrytyczny blok węglowy o mocy 900 MW. Analizowano także wpływ integracji bloku energetycznego z siłownią ORC (organic Rankine cycle) i podjęto próbę określenia jego efektywności ekonomicznej, przy czym przyjęto, że obieg ORC zasilany jest ciepłem odpadowym ze spalin wylotowych z kotła. 1 Założenia do analizy ekonomicznej Każda decyzja o budowie nowego lub modernizacji istniejącego bloku energetycznego jest podparta analizą techniczno-ekonomiczną. Kluczowym elementem każdej analizy jest określenie wskaźników ekonomicznych oraz kosztów. W tym ∗ E-mail: [email protected] 158 A. Kochaniewicz i H. Łukowicz kontekście szczególnie ważne jest określnie jednostkowych nakładów inwestycyjnych. W pracy analizowany jest blok energetyczny opalany węglem kamiennym oraz brunatnym. Do określenia jednostkowych nakładów inwestycyjnych wykorzystano opracowanie Instytutu Chemicznej Przeróbki Węgla [1]. Analizie ekonomicznej zostały poddane trzy warianty: blok energetyczny wyjściowy (rys. 1), blok energetyczny wyposażony w CCS (rys. 2), blok energetyczny wyposażony w CCS oraz zintegrowany z małą siłownią ORC (rys. 3). Na rys. 1–3 przedstawiono blok wyjściowy oraz jego kolejne modyfikacje, najpierw do układu dodano system CCS, natomiast wariant ostatni oprócz instalacji CCS, wykorzystuje ciepło odpadowe ze spalin do zasilania siłowni ORC. Rysunek 1. Blok wyjściowy Rysunek 2. Blok wyjściowy z instalacją wychwytującą dwutlenek węgla (CCS) Do określenia jednostkowych nakładów inwestycyjnych na budowę siłowni ORC przyjęto wartość 2981 EUR/kWel . Liczba ta wynika z całkowitych kosztów inwestycyjnych na budowę siłowni ORC [2], według której nakłady inwestycyjne na układ o mocy 958 kWel wynoszą 2855806 EUR. W trzecim wariancie uwzględniono dodatkowy przychód wynikający ze sprzedaży energii elektrycznej produkowanej przez układ ORC, przy czym założono, że mała siłownia ORC jest zasilana ciepłem odpadowym ze spalin wylotowych z kotła [3]. Jako czynnik obiegowy układu ORC wybrano amoniak. Zależnie od rodzaju spalanego węgla (kamiennego lub brunatnego), i tym samym powstałych spalin wylotowych z kotła, możliwa jest dodatkowa generacja energii elektrycznej, tj.: • ok. 3,60 MW energii elektrycznej dla spalin z węgla kamiennego, • ok. 13,65 MW energii elektrycznej dla spalin z węgla brunatnego. Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego. . . 159 Rysunek 3. Blok wyjściowy z instalacją wychwytującą dwutlenek węgla zintegrowany z układem Rankina na czynnik niskowrzący (CCS + ORC) 2 Analiza kosztów produkcji energii elektrycznej Do wykonania analizy inwestycji ekonomicznej wykorzystano autorski program obliczeniowy [4]. Przedstawiona analiza ekonomiczna ma na celu określenia korzyści finansowych płynących z budowy bloku węglowego pracującego z instalacją CCS w porównaniu do bloku pracującego bez takiej instalacji, a także z blokiem wyposażonym w system CCS zinegrowanym z układem ORC Do wykonania analizy ekonomicznej zastosowano metodę NPV (Net Present Value) [5]. Metoda NPV należy do grupy metod dynamicznych, określa ona sumę zdyskontowanych oddzielnie dla każdego roku przepływów pieniężnych netto, zrealizowanych w całym okresie objętym rachunkiem przy znanym poziomie stopy dyskontowej. Z punktu widzenia opłacalności inwestycji najlepiej, aby wartość bieżąca netto (N P V ) była jak największa: N P V → max (warunek opłacalności inwestycji N P V > 0). W sytuacji, gdy N P V = 0 inwestycja jest na granicy opłacalności, natomiast dla N P V < 0 inwestycja będzie nieekonomiczna. Wartość bieżącą netto określa suma : NPV = t=N X t=0 CFt , (1 + r)t (1) gdzie: CFt – przepływy gotówkowe w okresie t, r – stopa dyskonta, t – kolejny rok rozważań do momentu rozpoczęcia budowy układu (t = 0 – rok rozpoczęcia budowy, t = N ostatni rok rozważań). 160 A. Kochaniewicz i H. Łukowicz W analizie ekonomicznej wykorzystano tzw. próg rentowności BEP (break event point), bazuje on na wyznaczeniu punktu wyrównania, który określa sytuację, gdy przychody ze sprzedaży pokrywają koszty stałe i koszty zmienne instalacji. Dla instalacji oznacza to brak ponoszonych strat, ale i brak zysków. Najczęściej w analizach projektów inwestycyjnych progiem rentowności jest graniczna cena sprzedaży energii elektrycznej C gr [PLN/MWhel ]. W pracy graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej wyznaczono przy założeniu, że N P V (C gr ) = 0 [5]: C gr = t=N [J+(K +P +K )−A−L] OP D obr Σ (1+r) t=0 t=N (1−δ)·N ·τ Σ t=0 el t , (2) el (1+r) gdzie Nel jest mocą zainstalowaną w bloku wyjściowym. Stopa dyskonta we wzorach (1) i (2) nie jest wartością stałą, zależy ona od kilku czynników i obliczona została z następującej zależności r = rK (1 − PD ) uK + rw (1 − uK ) , (3) gdzie: rK – stopa kredytu komercyjnego, PD – podatek dochodowy, uK – udział kredytu w finansowaniu inwestycji, rw – oprocentowanie kapitału własnego (np. w obligacjach skarbowych). Przepływy pieniężne w okresie t zdefiniowane są zależnością CFτ = −J + Sel − (KOP + PD + Kobr ) + A + L τ , (4) gdzie: J – wydatki inwestycyjne, Sel – przychody ze sprzedaży energii elektrycznej, KOP – koszty operacyjne, PD – podatek dochodowy, Kobr – zmiana kapitału obrotowego, A – amortyzacja, L – wartość likwidacyjna. Nakłady inwestycyjne można wyrazić, jako jednostkowe nakłady inwestycyjne na wyprodukowanie 1 kW energii elektrycznej pomnożonej przez całkowitą zainstalowaną moc. Jednostkowe nakłady inwestycyjne w przypadku budowy bloku węglowego dla przyjętego układu wyjściowego opisuje równanie J = iX Nel , (5) gdzie: Nel – moc zainstalowana w bloku wyjściowym, kW, iX – jednostkowe nakłady inwestycyjne na moc bloku węglowego opalanego węglem kamiennym lub brunatnym, USD/kW. Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego. . . 161 Podobne równanie opisuje jednostkowe nakłady inwestycyjne na budowę bloku energetycznego wyposażonego w instalację CCS J = iX CCS Nel (6) . gdzie: iX CCS – jednostkowe nakłady inwestycyjne na moc bloku węglowego wyposażonego w CCS opalanego węglem kamiennym lub brunatnym, USD/kW. W równaniu (7) do jednostkowych nakładów inwestycyjnych na blok wyposażony CCS dodano nakłady jednostkowe do budowy siłowni ORC. Wariant ten dotyczy bloku wyposażonego w układ CCS oraz zintegrowanego z siłownią ORC J = iX CCS Nel + iX ORC Nel ORC , (7) gdzie:Nel ORC – moc zainstalowana w siłowni ORC, iX ORC – jednostkowe nakłady inwestycyjne na moc siłowni ORC, USD/kW. W tab. 1 wyszczególniono podstawowe dane przyjęte do analizy ekonomicznej. 3 Wyniki analizy ekonomicznej dla różnych konfiguracji układów oraz zależnie od rodzaju węgla W tab. 2 zostały przedstawione wyniki obliczeń granicznej ceny sprzedaży energii elektrycznej (C gr ) dla wyjściowych założeń ekonomicznych dla bloku opalanego węglem kamiennym i brunatnym. Z porównania wariantów bloku dla założeń wyjściowych (tab. 2) wynika, że graniczna cena sprzedaży energii elektrycznej najkorzystniejsza jest dla samodzielnego układu węglowego i wynosi 231,77 PLN/MWhel . Związane jest to przede wszystkim z dużo mniejszymi jednostkowymi nakładami inwestycyjnymi w porównaniu do innych. Drugą istotą przyczyną takiego stanu rzeczy jest to, że układy wyposażone w CCS pracują z obniżoną mocą. W analizowanych układach rozważano metodę absorpcyjną, w której sorbentem absorbującym CO2 jest amina o jednostkowej energochłonności 2,83 MJ/kgCO2 . Z uwagi na konieczność podgrzania sorbentu do wymaganej temperatury, część pary pobierana jest z przelotni turbiny pomiędzy stopniem średnioprężnym a niskoprężnym i zasila układ separacji CO2 . Z tego powodu mniejsza ilość pary bierze udział w procesie rozprężania w turbinie. Oprócz tego część energii elektrycznej pobierana jest w celu zasilania systemu sprężającego i transportującego CO2 . 162 Tabela 1. Podstawowe dane do analizy ekonomicznej Rodzaj spalanego węgla Wyszczególnienie Rodzaj układu Blok wyjściowy +CCS+ORC 770,60 3200 80,00 80,00 0 53,00 53,00 0 0 3974,68 Blok wyjściowy 900,00 2000 Blok wyjściowy 900,00 2100 0 0,075 0 Brunatny Blok wyjściowy z CCS 715,00 3400 Blok wyjściowy +CCS+ORC 726,65 3400 120,00 120,00 65,00 65,00 0 3974,68 8000 3 20 20/30/50 20 80 8,0 300 110 10 176,360 0 17,63 90 17,63 90 217,696 0 4500 7,0 6,334 19,0 20,0 21,76 90 21,76 90 A. Kochaniewicz i H. Łukowicz Moc bloku (brutto) [MW] Jednostkowe nakłady inwestycyjne [USD/kWel ] Spadek energii elektrycznej spowodowany koniecznością poboru pary z bloku w celu podgrzania sorbentu w instalacji CCS [MW] Spadek energii elektrycznej związany z koniecznością zasilenia zespołu sprężającego w procesie transportu CO2 [MW] Wskaźnik potrzeb własnych bloku Jednostkowe nakłady inwestycyjne na ORC [USD/kWel ] Czas pracy układu w roku [h/a] Okres budowy [lat] Okres eksploatacji [lat] Rozdział nakładów inwestycyjnych na kolejne lata budowy [%] Udział środków własnych [%] Udział kredytu komercyjnego [%] Stopa kredytu komercyjnego [%] Cena węgla [zł/Mg] Cena uprawnień do emisji CO2 [Euro/MgCO2 ] Emisja CO2 [kg/s] Stopień wychwytu CO2 [%] Miesięczne wynagrodzenie [PLN/osobę m-c] Stawka amortyzacji [%] Stopa dyskonta [%] Stopa podatku dochodowego [%] Wartość likwidacyjna odniesiona do nakładów inwestycyjnych [%] Kamienny Blok wyjściowy z CCS 767,00 3200 Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego. . . 163 Tabela 2. Graniczna cena sprzedaży energii elektrycznej (C gr ) dla rozważanych układów opalanych węglem kamiennym i brunatnym 4 4.1 Jednostka Rodzaj węgla Blok wyjściowy Blok wyjściowy + CCS Blok wyjściowy + CCS+ORC PLN/MWhel kamienny 231,77 277,35 275,75 PLN/MWhel brunatny 259,21 316,43 309,92 Wpływ wybranych parametrów na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej Wpływ zmiany ceny zakupu uprawnień do emisji CO2 na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej Ze względu na obowiązujący w Unii Europejskiej system handlu emisjami, cena zakupu uprawnień do emisji CO2 podlega znacznym wahaniom. Konieczne jest zatem wykonywanie analizy wpływu zmiany ceny zakupu uprawnień emisji CO2 na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej. Analizę taką przeprowadzono w zakresie cen od 5 do 60 EUR/t CO2 . Wpływ ceny uprawnień do emisji CO2 przedstawiono na rys. 4 i 5. Uwzględniono również rodzaj spalanego węgla. Dla układu wyjściowego opalanego węglem kamiennym i brunatnym wraz ze wzrostem ceny zakupu uprawnień do emisji dwutlenku węgla charakterystyka granicznej ceny sprzedaży energii elektrycznej jest pochylona pod znacznym kątem do osi cen emisji. Dlatego nawet przy niewielkich wzrostach cen do zakupu uprawnień, znacząco wzrasta graniczna cena sprzedaży energii elektrycznej. Układy wyposażone w CCS swoją przewagę zaczynają osiągać w okolicach ceny 30 EUR/MgCO2 , dotyczy to wariantu zarówno z węglem kamiennym i brunatnym (rys. 4 i 5). Analiza nie uwzględniała darmowych przydziałów do emisji CO2 . Należy jednak zwrócić uwagę, że wpływ przydziału darmowych uprawnień do emisji CO2 nie zmieni charakteru przebiegu oraz nachylenia charakterystyk, a spowoduje jedynie ich nieznaczne obniżenie co do wartości. 4.2 Wpływ zmiany ceny zakupu paliwa na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej Koszty związane z zakupem paliwa reprezentują istotny składnik kosztów stałych. Cena paliwa jest jednym z istotniejszych parametrów wpływających na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej. W tym kontekście należy podkreślić, że istot- 164 A. Kochaniewicz i H. Łukowicz Rysunek 4. Wpływ ceny uprawnień do emisji CO2 na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej dla bloku opalanego węglem kamiennym Rysunek 5. Wpływ ceny uprawnień do emisji CO2 na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej dla bloku opalanego węglem brunatnym Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego. . . 165 ny wpływ na ocenę efektywności ekonomicznej ma sprawność bloku, która oczywiście wpływa na zużycie paliwa. Przykładowo, blok opalany węglem kamiennym i taki sam blok opalany węglem brunatnym pracują z różnymi sprawnościami, a ponadto różna jest cena ich paliw. Analizę wrażliwości zmiany ceny paliwa na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej wykonano w zakresie ±50% wartości zakupu paliwa, co przedstawione zostało na rys. 6 i 7. Rysunek 6. Wpływ względnej zmiany ceny węgla kamiennego na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej Nachylenie charakterystyk obrazujących zmianę ceny granicznej sprzedaży energii przebieg. W tych porównaniach następuje jedynie przesunięcie względem siebie wartości funkcji. W przypadku bloków wyposażanych w CCS oraz w CCS+ORC graniczna cena sprzedaży energii elektrycznej jest większa w porównaniu do bloku wyjściowego. Największy wpływ na większą graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej ma tu energochłonność instalacji CCS. 4.3 Wpływ zmiany względnych jednostkowych nakładów inwestycyjnych na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej Ważne znaczenie w analizie ekonomicznej ma właściwe określenie jednostkowych nakładów inwestycyjnych. Nie jest to rzecz oczywista z uwagi na to, że technologie będące przedmiotem tej analizy są bardzo dynamicznie rozwijane i trudno przewidywać jak zmienią się owe nakłady za kilka miesięcy, szczególnie w kontekście 166 A. Kochaniewicz i H. Łukowicz Rysunek 7. Wpływ względnej zmiany ceny węgla brunatnego na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej technologii CCS, gdzie należy oczekiwać, że jednostkowe nakłady inwestycyjne na tego typu obiekty będą maleć. Na rys. 8 i 9 przedstawiono wpływ względnej zmiany jednostkowych nakładów inwestycyjnych na określony wskaźnik efektywności ekonomicznej. Badanie wpływu zmian jednostkowych nakładów inwestycyjnych zostało przeprowadzone dla ±50% wartości nakładów. 5 Podsumowanie Zasadniczym celem wykonanej analizy była ocena efektywności ekonomicznej wysokosprawnych bloków węglowych wytwarzających energię elektryczną. Przedmiotem rozważań były układy przystosowane zarówno do wychwytu dwutlenku węgla oraz układy wykorzystujące ciepło odpadowe ze spalin. Należy tutaj zaznaczyć, że podnoszenie sprawności bloku to także jeden ze sposobów na zmniejszenie emisji CO2 . Jako podstawy wskaźnik porównań ekonomicznych przyjęto graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej. Wskaźnik ten wyznacza minimum opłacalności sprzedaży energii elektrycznej przy określonych założeniach finansowych. Graniczna cena sprzedaży energii elektrycznej jest zależna od bardzo wielu parametrów, przy czym największy wpływ na jej wielkość mają jednostkowe nakłady inwestycyjne (rys. 8 i 9), cena paliwa (rys. 6 i 7) oraz wysokość ceny uprawnień do emisji (rys. 4 i 5). Układy pracujące bez CCS są bardzo wrażliwe Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego. . . 167 Rysunek 8. Wpływ względnej zmiany jednostkowych nakładów inwestycyjnych na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej dla bloku opalanego węglem kamiennym Rysunek 9. Wpływ względnej zmiany jednostkowych nakładów inwestycyjnych na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej dla bloku opalanego węglem brunatnym 168 A. Kochaniewicz i H. Łukowicz na zmianę ceny zakupu uprawnień. W przypadku, gdy rynek handlu emisjami będzie ulegał znacznym wahaniom, będzie to istotnie wpływało na zmianę granicznej ceny sprzedaży energii elektrycznej. W najbliższej przyszłości nie należy oczekiwać spadków cen zakupu uprawnień, a raczej ich wzrostu. W obliczu wysokich kosztów zakupu uprawnień układy wyposażone w CCS wykazują małą wrażliwość zmian cen zakupu uprawnień do emisji na graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej. Przy wzroście cen zakupu uprawnień do emisji CO2 układy z CCS staną się konkurencyjne. Z analizy wynika ponadto, że układy z CCS swoją przewagę będą wykazywać po przekroczeniu ceny zakupu uprawnień na poziomie około 30 EUR/MgCO2 . Instalacje CCS są bardzo dynamicznie rozwijane przede wszystkim pod kątem zmniejszenia energochłonności, co zapewne i tak spowoduje w niedalekiej przyszłości ich jeszcze większą konkurencyjność. Integracja obiegu ORC wykorzystującego ciepło odpadowe z blokiem wyposażonym w CCS nie wpływa na zmiany jakościowe, dotyczy to wszystkich charakterystyk, a jedynie na niewielkie zmiany ilościowe. Z przeprowadzonej analizy wynika, że integracja obiegu ORC z blokiem powinna w niewielkim stopniu obniżyć graniczną cenę sprzedaży energii elektrycznej. W analizie układów ORC założono ogólne jednostkowe nakłady inwestycyjne. Technologie ORC są bardzo kosztowne, m.in. ze względu na kosztowne wymienniki ciepła. W tym przypadku jednak koszty instalacji ORC będą znacząco zredukowane, ponieważ układ ORC wykorzystuje ciepło odpadowe, a ciepło odpadowe zaliczane jest do odnawialnych źródeł energii. Energia elektryczna wytworzona ze źródeł odnawialnych ma przyznane „zielone świadectwa”. Spowoduje to uruchomienie wielu mechanizmów łagodzących koszty związane z budową takich jak: ulgi podatkowe czy też wsparcie projektów odnawialnych źródeł energii z funduszu Unii Europejskiej oraz Funduszu Ochrony Środowiska. W tym kontekście ważne jest, aby Polska polityka energetyczna miała na celu osiągnięcie 15% do roku 2020 udziału energii odnawialnej w bilansie energetycznym. Przedstawione w artykule wyniki zostały uzyskane w badaniach współfinansowanych przez Narodowe Centrum Badań i Rozwoju w ramach umowy SP/E/1/ 67484/10 – Strategiczny Program Badawczy – Zaawansowane technologie pozyskiwania energii: Opracowanie technologii dla wysokosprawnych „zeroemisyjnych” bloków węglowych zintegrowanych z wychwytem CO2 ze spalin. Praca wpłynęła do redakcji we wrześniu 2012 r. Ocena ekonomiczna nadkrytycznego bloku węglowego. . . 169 Literatura [1] Ocena stanu aktualnego i perspektyw rozwoju czystych technologii węglowych możliwych do zastosowania w siłowniach energetycznych w Polsce wraz z opracowaniem charakterystyk techniczno-ekonomicznych. Raport końcowy Instytutu Chemicznej Przeróbki Węgla, Warszawa 2008. [2] Hackl R., Harvey S.: Applying process integration methods to target for electricity production from industrial waste heat using organic Rankine cycle (ORC) technology. World Renewable Energy Congress – Sweden 8-13 May, 2011. [3] Łukowicz H.,Kochaniewicz A.: Analysis of the use of waste heat obtained from coal-fired units in organic Rankine cycles and for brown coal drying. Energy, (9.04.2012), ISSN 03605442, 10.1016/j.energy.2012.03.035. [4] Kotowicz J.: Podstawy metodologiczne oceny efektywności inwestycji energetycznych. Opr. wewn. Politechnika Śląska, Gliwice 2010. [5] Kotowicz J., Skorek-Osikowska A., Bartela Ł.: Economic and environmental evaluation of selected advanced power generation technologies. Proc. Inst. Mech. Eng., A-J. Pow. Energ. 225(2011), 221–232. An economic analysis of a high capacity coal-fired power unit for supercritical steam parameters integrated in different configurations with the carbon capture system (CCS) and with heat recovery from the organic Rankine cycle (ORC) exhaust gases Summary This paper presents the analysis of the indices of the economic profitability of the construction of brown- and hard coal-fired power plants for supercritical steam parameters. Three variants of the power plant configuration are analysed within this study: the initial power plant, the initial power plant + CCS, the initial power plant + CCS + ORC. The economic analysis employs the break-even point (BEP), which is based on the determination of the point of balance between the income from the sale of electricity and the plant fixed and variable costs. The impact of change in selected parameters, such as investment expenditures per unit, the price of the CO2 emissions allowances and the price of fuel, is analysed. The effect of changes in all these variable parameters on the minimum selling price of electricity is determined. The analysis concerns a high efficiency 900 MW coal-fired power unit for supercritical steam parameters as the initial plant and its variant after integration with the CCS. The impact of a further integration of the power unit with an ORC plant is analysed and an attempt is made to determine the economic efficiency of such integration. It is assumed that the ORC is fed with the waste heat from the boiler exhaust gases.