tom XLIII(2013), nr 1-2 - Archiwum Energetyki

Komentarze

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.

Podobne dokumenty