Na prawach rĊkopisu
POLITECHNIKA WROCŁAWSKA
INSTYTUT TECHNIKI CIEPLNEJ I MECHANIKI PŁYNÓW
Raport serii PREPRINTY nr 3/2006
UKŁAD CHENGA JAKO PROEKOLOGICZNE ħRÓDŁO
ENERGII ELEKTRYCZNEJ I CIEPLNEJ
Andrzej CHRZCZONOWSKI
Słowa kluczowe: układ Chenga
układ kogeneracyjny
siłownia gazowa
modelowanie numeryczne
Rozprawa doktorska
Promotor: dr hab. inĪ. Krzysztof Jan Jesionek, prof. PWr.
WROCŁAW 2006
Spis treci
1. Wprowadzenie ......................................................................................... 5
1.1. Systemy przetwarzania energii......................................................... 5
1.2. Modelowanie procesów konwersji energii....................................... 6
1.3. Układy siłowni cieplnych ................................................................. 7
1.4. Układ Chenga .................................................................................16
1.5. Cel, tezy i zakres pracy...................................................................23
2. Modele matematyczne czynników roboczych na potrzeby modelu
układu Chenga................................................................................25
2.1. Modele powietrza i gazów spalinowych ........................................25
2.2. Modele wody i pary wodnej...........................................................29
2.3. Narzdzia programistyczne ............................................................34
3. Model matematyczny układu Chenga....................................................37
3.1. Spranie ........................................................................................37
3.2. Ogrzewanie czynnika .....................................................................42
3.3. Rozpranie ....................................................................................46
3.4. Produkcja pary w kotle odzyskowym ............................................51
3.5. Midzystopniowe chłodzenie spranego powietrza .....................59
3.6. Bilans energii układu......................................................................61
3.7. Bilans masy komory spalania.........................................................63
3.8. Bilans energii komory spalania ......................................................63
4. Charakterystyki układu w wersji podstawowej .....................................64
4.1. Charakterystyki podstawowe .........................................................64
4.2. Wpływ sprawnoci wewntrznej komponentów układu................72
4.3. Wpływ temperatury otoczenia........................................................86
4.4. Wpływ strumienia masy wytwarzanej pary ...................................90
4.5. Układ istniejcy ..............................................................................96
5. Rozbudowa układu o dodatkowe elementy ...........................................97
5.1. Chłodzenie midzystopniowe.........................................................97
5.2. Przegrzew midzystopniowy........................................................106
5.3. Przegrzew i chłodzenie midzystopniowe ...................................115
6. Obliczenia numeryczne przepływu przez turbin................................120
6.1. Parametry czynnika ......................................................................120
6.2. Model geometryczny ....................................................................123
6.3. Obliczenia numeryczne ...............................................................131
7. Korzyci ekologiczne...........................................................................138
8. Propozycje racjonalizacji układu .........................................................150
9. Podsumowanie .....................................................................................152
Literatura ..............................................................................................155
Załczniki.............................................................................................161
A. Funkcje kanoniczne tablic IAPWS-IF97 ................................161
B. Przykład kodu ródłowego modelu układu Chenga ...............175
C. Przykład oblicze numerycznych wirnika turbiny .................185
5
1. Wprowadzenie
1.1. Systemy przetwarzania energii
W wyniku rozwoju techniki i nauki w dziedzinie energetyki zawodowej
obiegi siłowni cieplnych zostały dalece usprawnione [35], [69]. W nowocze-
snych siłowniach parowych stosowanych jest wiele wymienników regeneracyj-
nych oraz przegrzewacze pary. Pozwalają one na pewną karnotyzacjĊ obiegu
siłowni parowej i uzyskiwanie sprawnoĞci elektrycznych netto na poziomie
przekraczającym 40 %. Dalszy wzrost sprawnoĞci elektrycznej jest moĪliwy
przy zastosowaniu siłowni kombinowanych gazowo–parowych. Temperatura
górnego Ĩródła ciepła leĪy tu znacznie wyĪej niĪ w siłowniach parowych,
a temperatura Ĩródła dolnego, znacznie niĪej niĪ w siłowniach gazowych.
Problemem pojawiającym siĊ na drodze w szybkim rozwoju siłowni ga-
zowo–parowych są wysokie koszty inwestycyjne. Musi byü tu zainstalowany
zarówno turbozespół gazowy jak i parowy, zwykle z dwoma niezaleĪnymi gene-
ratorami. Ponadto paliwem w takich instalacjach musi byü gaz lub odpowiednio
przygotowane paliwo ciekłe, które to w warunkach polskich są prawie całkowi-
cie towarem importowanym. Pewną nadziejĊ niosą technologie zgazowania wĊ-
gla, które, niestety, nie zostały opanowane w wystarczająco wysokim stopniu,
aby mogły zostaü zastosowane w elektrowniach komercyjnych [11].
Jest jednak technologia konwersji energii umoĪliwiająca uzyskiwanie wy-
sokich sprawnoĞci przy stosunkowo niskich nakładach inwestycyjnych znana od
wielu lat. Jest nią kogeneracyjne wytwarzanie energii elektrycznej i cieplnej
[34], [61], [79], [84]. Ostatnio rozwój techniki ziĊbniczej pozwolił na powolne
wprowadzanie trójgeneracji, w której oprócz energii elektrycznej i cieplnej
uzyskiwane jest tzw. ciepło ujemne wykorzystywane w klimatyzacji [61], [81].
W naszej strefie klimatycznej najwiĊksze znacznie odgrywa kogeneracja.
Jak wykazują badania, kogeneracyjne wytwarzanie energii elektrycznej i ciepl-
nej pozwala na wykorzystanie o 15 % efektywniej energii chemicznej zmagazy-
nowanej w paliwie, niĪ w systemie rozdzielnej produkcji tych rodzajów energii.
PoniewaĪ w trakcie przesyłu zarówno energii elektrycznej jak i cieplnej wystĊ-
pują straty, wiĊc korzystne jest stosowanie wielu Ĩródeł tych energii połoĪonych
w niewielkiej odległoĞci od odbiorców.
ZbliĪenie Ĩródeł energii do odbiorców wymaga stosowania technologii,
które nie są szkodliwe dla zdrowia ludzi bĊdących odbiorcami. Najistotniejszym
czynnikiem jest tu emisja szkodliwych składników spalin. Nie bez znaczenia są
takĪe takie odpady jak ĪuĪel, popiół, gips czy dwutlenek wĊgla. Coraz ostrzejsze
wymagania ekologiczne najlepiej są spełniane przez siłownie gazowe opalane
gazem, którego spalanie charakteryzuje siĊ małą emisją tlenków azotu NO
x
i tlenku wĊgla CO. W spalinach brak jest związków siarki i pyłów, nie powstaje
6
popiół ani ĪuĪel, a przy wytwarzaniu jednostki energii emitowana jest mniejsza
iloĞü CO
2
niĪ w jednostkach opalanych wĊglem. Ponadto stosowanie nowocze-
snych technik pomiarowych pozwala na utrzymanie parametrów spalania w za-
kresie wartoĞci optymalnych ze wzglĊdów ekologicznych.
Małe elektrociepłownie gazowe stosowane są od dawna. Zostały one juĪ
w wysokim stopniu przebadane i rozpoznane [2], [22], [23], [26], [45], [49],
[52], [57], [60], [61], [72], [78], [82], [83], [84]. Siłownie pracujące w układzie
prostym charakteryzują siĊ stałym wskaĨnikiem skojarzenia, definiowanym jako
stosunek mocy elektrycznej do cieplnej. JeĞli wiĊc spada zapotrzebowanie na
jeden rodzaj energii, musi nastąpiü takĪe spadek produkcji tej drugiej. Wady tej
pozbawiony jest układ z wtryskiem pary do komory spalania, zwany w skrócie
układem STIG (Steam Injected Gas Turbine) lub od nazwiska wynalazcy ukła-
dem Chenga [27], [28], [34]. JeĞli spadnie zapotrzebowanie na moc cieplną,
nadwyĪka pary wytworzonej w kotle odzyskowym wtryskiwana jest do komory
spalania, co powoduje wzrost mocy oraz sprawnoĞci elektrycznej.
Układ Chenga jest wprawdzie nieco bardziej skomplikowany niĪ układ
prosty, umoĪliwia jednak znacznie lepsze wykorzystanie paliwa, zwłaszcza
w systemach ze zmiennym zapotrzebowaniem na moc cieplną [18], [27], [28],
[33], [43], [58], [64]. NiezaleĪnie bowiem od zapotrzebowania na ciepło układ
pracuje z mocą znamionową w zakresie wysokich sprawnoĞci.
Dotychczas na Ğwiecie powstało kilkadziesiąt układów STIG. Najstarsze
pracują juĪ ponad 20 lat [7]. W Polsce dotychczas nie powstał ani jeden układ.
NajbliĪsze siłownie STIG pracują w Niemczech. Jedna z nich została urucho-
miona w 1997 roku w pobliĪu Monachium i zasila w ciepło i energiĊ elek-
tryczną czĊĞü budynków Uniwersytetu Technicznego. DoĞwiadczenia z pracy
tego układu są publikowane w materiałach konferencyjnych i czasopismach
fachowych.
Wszystkie wybudowane dotychczas siłownie STIG stanowią tzw. układ
prosty. Do ich budowy zostały wykorzystane lotniczopochodne silniki turboga-
zowe [4], [7] z jedną komorą spalania, bez chłodzenia miĊdzystopniowego sprĊ-
Ī
anego powietrza. Brak jest danych literaturowych na temat prób rozbudowa-
nych układów Chenga.
1.2. Modelowanie procesów konwersji energii
Dzisiejsza technika komputerowa umoĪliwia wykorzystanie modeli kom-
puterowych do przeprowadzenia symulacji procesów konwersji energii [1], [3],
[31], [56]. Modele takie obejmują zarówno czynniki obiegowe jak i maszyny
i urządzenia energetyczne stosowane w siłowni. DziĊki modelowaniu moĪliwe
jest skrócenie czasu realizacji projektów energetycznych i ograniczenie liczby
prototypów, a co za tym idzie zmniejszenie kosztów wdraĪania nowych ukła-
dów.
7
W siłowniach cieplnych wykorzystywane są róĪne czynniki obiegowe.
W układach gazowych otwartych czynnik obiegowy składa siĊ zwykle z powie-
trza, paliwa i produktów spalania. W układach z wtryskiem wody lub pary wod-
nej duĪą rolĊ w konwersji energii odgrywa para wodna. PoniewaĪ stosowane są
róĪne paliwa gazowe i ciekłe wiĊc konieczne jest dysponowanie modelami gazu,
którego skład chemiczny jest zmienny w szerokich granicach.
Najbardziej pracochłonnym składnikiem gazu w budowaniu modeli kom-
puterowych siłowni cieplnych jest woda i para wodna z uwagi na moĪliwoĞü
wystĊpowania obu faz i stosunkowo niewielkie oddalenie od punktu krytycz-
nego. Problemom obliczania własnoĞci wody i pary wodnej poĞwiĊcono wiele
miĊdzynarodowych konferencji naukowych. Badania nad tymi własnoĞciami
uwieĔczone zostały opublikowaniem w 1997 roku algorytmów matematycznych
pozwalających na obliczanie podstawowych parametrów w szerokim zakresie
temperatur i ciĞnieĔ [70]. WłasnoĞci termodynamiczne pozostałych składników
czynników obiegowych siłowni gazowych nie nastrĊczają juĪ takich problemów
i są one mniej wymagające co do mocy obliczeniowej maszyny cyfrowej.
Modelowanie przemian energetycznych, zachodzących w maszynach
u urządzeniach wchodzących w skład siłowni cieplnych, polega na budowaniu
równaĔ bilansu masy i energii. Zwykle pierwsze obliczenia przeprowadzane są
dla przypadków idealnych, a nastĊpnie obliczenia korygowane z wykorzysta-
niem zaleĪnoĞci poznanych w wyniku pomiarów.
1.3. Układy siłowni cieplnych
Podstawowym układem siłowni cieplnej – wykorzystywanym w naszym
kraju – jest układ parowy. Posiada on wiele zalet, z których istotną rolĊ odgrywa
moĪliwoĞü spalania dowolnego rodzaju paliwa oraz uzyskiwanie wysokich ci-
Ğ
nieĔ czynnika na wlocie do turbiny. Tak wysokie ciĞnienia mogą byü osiągniĊte
tylko przy pomocy pomp. Zastosowanie pomp wodnych jest moĪliwe dziĊki
przemianie fazowej zachodzącej w skraplaczu. Jest ona jednak przyczyną
znacznych strat ciepła wyrzucanego do otoczenia, co jest wynikiem bardzo du-
Ī
ej wartoĞci ciepła skraplania (parowania) wody przy niskich ciĞnieniach. Zło-
Ī
ona budowa kotłów parowych powoduje, Īe maksymalne temperatury obiegu
nie mogą byü tak wysokie, jak w siłowniach gazowych.
Alternatywnym układem siłowni cieplnej jest układ turbogazowy. Czyn-
nikiem roboczym jest tu gaz, a wiĊc podnoszenie ciĞnienia czynnika obiego-
wego musi byü realizowane w sprĊĪarkach, co jest bardziej energochłonne. Ci-
Ğ
nienia te są znacznie niĪsze niĪ w obiegu parowym. Dlatego układy gazowe
pracują przy niĪszych ciĞnieniach, ale z uwagi na wykorzystanie komór spalania
do przekazywania ciepła czynnikowi roboczemu moĪliwe jest uzyskiwanie
znacznie wyĪszych maksymalnych temperatur obiegu.
8
Nowoczesnym układem siłowni pozwalającym na uzyskiwanie obecnie
najwyĪszych sprawnoĞci jest układ gazowo–parowy. Jest on połączeniem ciepl-
nym układu gazowego z parowym, dziĊki czemu temperatury górnego Ĩródła
ciepła są takie jak siłowni gazowych, a dolnego – jak siłowni parowych. Układy
te (z uwagi na wysokie koszty inwestycyjne) rozprzestrzeniają siĊ stosunkowo
wolno. Znacznie taĔszym rozwiązaniem jest układ Chenga, w którym obieg ga-
zowy łączy siĊ z parowym w komorze spalania, a w turbinie rozprĊĪana jest
mieszanina gazów spalinowych i pary wodnej. Para wodna wytwarzana jest
w kotle odzyskowym kosztem energii cieplnej rozprĊĪonych w turbinie gazów.
Jak wykazuje doĞwiadczenie, układ Chenga ma wyĪsze sprawnoĞci niĪ trady-
cyjny układ gazowo–parowy w zakresie małych mocy (poniĪej 10 MW) [47].
Obieg siłowni parowych
Obiegiem porównawczym siłowni parowej jest obieg Clausiusa–Ran-
kine’a [9], [24], [39], [46], [66], [68], [69], [74], składający siĊ z dwóch izobar
i dwóch izentrop, przedstawiony na rysunkach 1.1 i 1.3. Wszystkie przemiany są
przemianami odwracalnymi. Izotermy sprĊĪania i rozprĊĪania są adiabatami
odwracalnymi a izobaryczne ogrzewanie czynnika w kotle i chłodzenie w skra-
placzu odbywa siĊ bez strat. Obieg siłowni rzeczywistej składa siĊ z przemian
rzeczywistych. Obie adiabaty obarczone są przyrostem entropii, a przemiany
w kotle i skraplaczu przebiegają ze stratami ciĞnienia [9], [13], [31], [44], [51].
Zarówno straty ciĞnienia jak i przyrosty entropii uwidocznione są na rysunkach
1.2 i 1.4.
0
100
200
300
400
500
600
700
T [K]
0
1
2
3
4
5
6
7
s [kJ/(kg*K)]
1
2’
K
2“
2
3
4
0
100
200
300
400
500
600
700
T [K]
0
1
2
3
4
5
6
7
s [kJ/(kg*K)]
1
2’
K
2“
2
3
4
p
1
p
4
Rys. 1.1. Obieg Clausiusa–Rankine’a
na wykresie T–s
Rys. 1.2. Obieg siłowni parowej
na wykresie T–s
Obieg rzeczywistej siłowni parowej na wykresach h–s i T–s przedsta-
wiony jest na rysunkach 1.2 i 1.4. Punkt 1 na rysunkach 1.1÷1.4 przedstawia
9
wlot czynnika do kotła parowego. Przemiana 1–2’ odbywa siĊ w podgrzewaczu
wody. Punkt 2’ jest punktem pĊcherzyków, rozpoczyna siĊ w nim parowanie.
Odcinek 2’–2” przedstawia proces parowania w parowniku. Punkt 2” jest punk-
tem rosy i w nim koĔczy siĊ proces parowania. Przemiana 2”–2 obrazuje prze-
grzewanie pary.
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
0
h
[kJ/kg]
1
2’
2“
2
3
4
K
0
1
2
3
4
5
6
7
s [kJ/(kg*K)]
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
0
h
[kJ/kg]
1
2’
2“
2
3
4
K
0
1
2
3
4
5
6
7
s [kJ/(kg*K)]
p
4
p
1
Rys. 1.3. Obieg Clausiusa–Rankine’a
na wykresie h–s
Rys. 1.4. Obieg siłowni parowej
na wykresie h–s
Para przegrzana – o parametrach przedstawionych punktem 2 – doprowa-
dzona jest na wlot turbiny parowej, w której nastĊpuje zamiana czĊĞci entalpii
pary na pracĊ mechaniczną słuĪącą do napĊdu generatora elektrycznego.
Krzywa 2–3 obrazuje przemianĊ zachodzącą w turbinie i jest ona praktycznie
adiabatą, poniewaĪ wystĊpuje tu bardzo mała wymiana ciepła z otoczeniem. Po
rozprĊĪeniu para musi zostaü skroplona, aby moĪliwe było wykorzystanie pomp
wodnych do podniesienia ciĞnienia czynnika do odpowiednio wysokiej wartoĞci.
Skraplanie odbywa siĊ w kondensatorze umieszczonym zwykle bezpoĞrednio
pod turbiną. Do odbioru ciepła od skraplanej pary wodnej wykorzystywany jest
dodatkowy obieg wodny, przy pomocy którego odprowadzane jest ujemne cie-
pło obiegu do otoczenia. Wysoka wartoĞü ciepła parowania wody przy niskim
ciĞnieniu powoduje, Īe do otoczenia oddawana jest duĪa iloĞü ciepła, co jest
przyczyną stosunkowo niskiej sprawnoĞci termicznej prostego obiegu parowego.
SprawnoĞü termiczna obiegu silnikowego definiowana jest zaleĪnoĞcią
+
−
+
+
−
=
=
ob
ob
ob
ob
ob
th
Q
Q
Q
Q
L
η
,
(1.1)
gdzie: L
ob
Q
-
ob.
, Q
+
ob
– praca, ciepło ujemne i dodatnie obiegu przedstawione
graficznie na rysunkach 1.5÷1.7.
W celu podniesienia sprawnoĞci siłowni naleĪy zwiĊkszyü pracĊ obiegu
lub obniĪyü ciepło ujemne. MoĪe to byü zrealizowane poprzez podnoszenie ci-
Ğ
nienia w kotle i temperatury na wlocie do turbiny oraz obniĪenie ciĞnienia
w skraplaczu. Działania te są ograniczone materiałowo i fizycznie. Podnoszenie
10
temperatury i ciĞnienia w kotle jest ograniczone wytrzymałoĞcią elementów ko-
tła. Ciepło dodatnie i ujemne oraz pracĊ obiegu siłowni parowej moĪna przed-
stawiü jako odpowiednie pola na wykresie T–s (rysunki 1.5, 1.6, 1.7).
T
1
2’
K
2“
2
3
4
s
T
1
2’
K
2“
2
3
4
s
T
1
2’
K
2“
2
3
4
s
Rys. 1.5. Ciepło dodatnie
obiegu siłowni parowej
Rys. 1.6. Ciepło ujemne
obiegu siłowni parowej
Rys. 1.7. Praca obiegu siłowni
parowej
Przy stałych temperaturach dolnego i górnego Ĩródła ciepła podnoszenie
sprawnoĞci obiegu jest moĪliwe na drodze karnotyzacji obiegu, czyli zbliĪenia
kształtem danego obiegu do uogólnionego obiegu Carnota. Obieg Carnota ma
bowiem najwyĪszą sprawnoĞü dla danych temperatur Ĩródeł ciepła dolnego
i górnego. Najpopularniejszymi metodami karnotyzacji obiegu siłowni parowej
jest stosowanie przegrzewu wtórnego pary i podgrzewu regeneracyjnego wody
zasilającej. WiąĪe siĊ to wprawdzie z komplikacją układu siłowni, przynosi jed-
nak znaczne przyrosty sprawnoĞci. NajczĊĞciej spotykane są układy siłowni pa-
rowych z jednym przegrzewem wtórnym, rzadziej z dwoma. Liczba podgrzewa-
czy regeneracyjnych waha siĊ w szerokich granicach i jest zaleĪna od wielkoĞci
bloku energetycznego. W warunkach polskich stosowanych jest zwykle 6 ÷ 9
podgrzewaczy.
Obieg siłowni gazowych
Znacznie rzadziej spotykanymi układami siłowni cieplnych w naszym
kraju są układy siłowni gazowych. Obiegiem porównawczym tych siłowni jest
obieg Braytona przedstawiony na rys. 1.8. Składa siĊ on, podobnie jak obieg
Clausiusa–Rankine’a z dwóch izobar i dwóch izentrop. Obieg siłowni rzeczywi-
stej róĪni siĊ od obiegu porównawczego, w myĞl drugiej zasady termodynamiki,
stratami. Dochodzi zarówno do spadków ciĞnieĔ podczas przepływu czynnika
przez elementy siłowni jak i do przyrostu entropii podczas sprĊĪania gazu w
sprĊĪarce i rozprĊĪania go w turbinie. Obieg siłowni rzeczywistej przedstawiony
jest we współrzĊdnych h–s na rys. 1.9. Podobnie jak w przypadku obiegu si-
łowni parowej, ciepło dodatnie, ujemne i pracĊ obiegu moĪna przedstawiü na
wykresie T–s jako odpowiednie pola. Pola te uwidocznione są odpowiednio na
rysunkach 1.10, 1.11 i 1.12.
11
200
400
600
800
1000
1200
1400
0
h
[KJ/kg]
1
2
3
4
0
0,2
0,4
0,6
0,8
s [kJ/(kg*K)]
1,0
sprĊĪanie izentropowe
ogrzewanie izobaryczne
rozprĊĪanie izentropowe
chłodzenie izobaryczne
Rys. 1.8. Obieg Braytona na wykresie h–s
200
400
600
800
1000
1200
1400
0
h
[kJ/kg]
1
2
3
4
0
0,2
0,4
0,6
0,8
s [kJ/(kg*K)]
1,0
p
2
p
3
p
4
p
1
Rys. 1.9. Obieg rzeczywistej siłowni gazowej na wykresie h–s
12
T
1
2
3
4
s
T
1
2
3
4
s
T
1
2
3
4
s
Rys. 1.10. Ciepło dodatnie
obiegu Braytona
Rys. 1.11. Ciepło ujemne
obiegu Braytona
Rys. 1.12. Praca
obiegu Braytona
Działanie układu gazowego, w najczĊĞciej spotykanej wersji otwartej,
polega na zassaniu chłodnego powietrza z otoczenia i sprĊĪeniu go w sprĊĪarce.
NastĊpnie jest ono ogrzewane w komorze spalania. Proces ten polega na bezpo-
Ğ
rednim spalaniu paliwa w sprĊĪonym powietrzu, w wyniku czego otrzymy-
wany jest gaz spalinowy o odpowiedniej temperaturze. Ogrzany czynnik roz-
prĊĪa siĊ nastĊpnie w turbinie, w wyniku czego dochodzi do zamiany czĊĞci
jego entalpii na pracĊ mechaniczną, przekazywaną na wał wirnika turbiny. Praca
ta słuĪy zarówno do napĊdu sprĊĪarki jak i generatora elektrycznego.
Spotykane są róĪne układy siłowni gazowych. W rozwiązaniu najprost-
szym cała turbina i cała sprĊĪarka osadzone są na jednym wale, który poprzez
sprzĊgło połączony jest z wałem generatora elektrycznego. Nie jest to rozwiąza-
nie optymalne ze wzglĊdów aerodynamicznych. Nieco lepszym rozwiązaniem
jest połączenie jednym wałem czĊĞci turbiny i całej sprĊĪarki. Ta czĊĞü turbiny
napĊdza tylko sprĊĪarkĊ. Druga natomiast – generator elektryczny. Bywają
takĪe rozwiązania bardziej skomplikowane, np. czĊĞü niskoprĊĪna sprĊĪarki na-
pĊdzana jest czĊĞcią ĞrednioprĊĪną turbiny, czĊĞü wysokoprĊĪna sprĊĪarki czĊ-
Ğ
cią wysokoprĊĪną turbiny, a czĊĞü niskoprĊĪna turbiny napĊdza generator. Im
układ siłowni bardziej podzielony, tym wiĊksze jest stopniowanie prĊdkoĞci ma-
szyn. MoĪliwa jest wiĊc praca poszczególnych podzespołów maszyny z prĊdko-
Ğ
ciami obrotowymi bliĪszymi optymalnym, co wpływa korzystnie na sprawnoĞü
układu. WiąĪe siĊ to niestety ze wzrostem kosztów inwestycyjnych. O wyborze
rozwiązania powinna decydowaü Ğcisła analiza ekonomiczna.
W siłowni gazowej pracującej w układzie prostym konwersja energii
przebiega z niezbyt wysoką sprawnoĞcią. Wprawdzie nie ma tu koniecznoĞci
skraplania czynnika, z czym związane jest wyrzucanie do otoczenia duĪych ilo-
Ğ
ci ciepła, jednak do sprĊĪania powietrza zuĪywana jest znacznie wiĊksza moc
mechaniczna, poniewaĪ czynnik jest w postaci gazowej. Tak wiĊc do napĊdu
sprĊĪarki zuĪywana jest czĊsto wiĊkszoĞü mocy mechanicznej generowanej
w turbinie.
SprawnoĞü siłowni gazowych jak i moc jednostkowa są silnie zaleĪne od
temperatury czynnika na wlocie do turbiny oraz od sprĊĪu sprĊĪarki. Istotny
13
wpływ ma takĪe sprawnoĞü wewnĊtrzna sprĊĪarki i turbiny oraz temperatura
zasysanego powietrza [9], [10], [12], [16], [17], [22], [26], [30], [40], [42], [57],
[62], [67], [75]. Rys. 1.13 przedstawia zaleĪnoĞü kształtu obiegu siłowni gazo-
wej (w układzie prostym) od sprĊĪu. JeĞli ma on niską wartoĞü, obieg ma
spłaszczony kształt, a odległoĞü miĊdzy izobarami dolną i górną obiegu porów-
nawczego jest niewielka. W takiej sytuacji moc wewnĊtrzna turbiny jest stosun-
kowo niewielka, a poniewaĪ róĪnica temperatur na wlocie i wylocie z komory
spalania jest duĪa, wiĊc strumieĔ ciepła dostarczony w komorze spalania musi
byü duĪy, co powoduje, Īe sprawnoĞü takiego obiegu jest doĞü niska.
π
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
1,4 s [kJ/kg/K]
T
3
[
K
]
5
10
15
20
25
30
35
40
45
Rys. 1.13. Obiegi termodynamiczne układów gazowych prostych dla róĪnych wartoĞci
sprĊĪu, sprawnoĞü wewnĊtrzna sprĊĪarki Ș
is
= 0,86, sprawnoĞü wewnĊtrzna turbiny Ș
it
= 0,90,
temperatura czynnika na wlocie do turbiny t
3
= 1200 ˚C
Z kolei duĪa wartoĞü sprĊĪu sprawia, Īe izobary obiegu porównawczego
są mocno od siebie oddalone. RóĪnica temperatur na wylocie i wlocie komory
spalania jest niewielka, a wiĊc strumieĔ ciepła doprowadzony w komorze spala-
nia ma niską wartoĞü. Jednak wraz ze wzrostem sprĊĪu roĞnie moc wewnĊtrzna
sprĊĪarki, a poniewaĪ rozprĊĪanie przebiega przy mniejszych wartoĞciach en-
tropii, róĪnica mocy wewnĊtrznych turbiny i sprĊĪarki (a wiĊc i moc układu)
maleje. Nadmierna wartoĞü sprĊĪu bĊdzie wiĊc prowadziła do spadku sprawno-
Ğ
ci.
Jak wykazuje teoria i doĞwiadczenie, dla kaĪdej temperatury spalin na
wlocie do turbiny istnieje pewna wartoĞü sprĊĪu, przy której wystĊpuje maksi-
mum sprawnoĞci [9], [13], [40]. Zarówno sprĊĪ wiĊkszy jak i mniejszy bĊdzie
prowadził do jej obniĪenia. Na połoĪenie tego maksimum mają wpływ równieĪ
inne parametry układu. ZaleĪnoĞü sprawnoĞci układu gazowego prostego od
14
temperatury czynnika t
3
i sprĊĪu sprĊĪarki ʌ
c
przedstawiona jest na rysunkach
1.14 i 1.15. Na rys. 1.14 zaznaczony jest takĪe przebieg maksimów sprawnoĞci
dla róĪnych t
3
.
t
3
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
0
10
20
30
40
50
60
70
80
π
π
π
π
ηηηη
600
800
1000
1200
1400
1600
maxima
Rys. 1.14. ZaleĪnoĞü sprawnoĞci obiegu gazowego prostego od sprĊĪu ʌ
c
dla róĪnych temperatur czynnika na wlocie do turbiny t
3
π
c
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
600
800
1000
1200
1400
1600
t
3
η
10
20
30
40
50
Rys. 1.15. ZaleĪnoĞü sprawnoĞci obiegu gazowego prostego od temperatury czynnika
na wlocie do turbiny t
3
dla róĪnych wartoĞci sprĊĪu ʌ
c
15
Siłownie gazowo–parowe
SprawnoĞü obiegu parowego mogłaby byü wyĪsza, gdyby temperatura
pary na wlocie do turbiny była wyĪsza, czyli gdyby Ğrednia temperatura górnego
Ĩ
ródła ciepła była wyĪsza. Natomiast sprawnoĞü obiegu gazowego moĪna by
podnieĞü obniĪając Ğrednią temperaturĊ dolnego Ĩródła ciepła. MoĪna takĪe po-
łączyü oba rodzaje obiegów otrzymując układ ze Ğrednią temperaturą Ĩródła
górnego jak w układzie gazowym i dolnego jak w układzie parowym [10], [22],
[23], [40], [51], [69], [75], [77]. Połączenie obu układów polega na wykorzysta-
niu doĞü wysokiej entalpii spalin opuszczających turbinĊ gazową do wytworze-
nia pary słuĪącej do napĊdu turbiny. Na rys. 1.16 przedstawiony został najprost-
szy schemat układu gazowo–parowego, a na rys. 1.17 połączenie obiegów ga-
zowego z parowym.
6
.6
7
*
SRZ
SDO
7
*
.
6
3:
Rys. 1.16. Uproszczony schemat układu gazowo–parowego:
S – sprĊĪarka, KS – komora spalania, T – turbina, G – generator elektryczny,
K – kocioł odzyskowy, PW – pompa zasilająca, S – skraplacz
Siłownia gazowo–parowa charakteryzuje siĊ wysokimi kosztami inwesty-
cyjnymi, poniewaĪ składa siĊ ona z dwóch osobnych turbozespołów. Rzadko
spotyka siĊ rozwiązania, w których obie turbiny napĊdzają jeden generator.
Mimo wysokich kosztów inwestycyjnych przewiduje siĊ ciągły wzrost udziału
siłowni gazowo–parowych w energetyce zawodowej, czego przyczyną jest bar-
dzo wysoka sprawnoĞü, rzĊdu 50 ÷ 60 %. WyĪsze wartoĞci odpowiadają ukła-
dom bardziej rozbudowanym, z nowoczesnymi turbinami gazowymi i kotłami
odzyskowymi dwu– i trójprĊĪnymi.
16
T
S
Q
Q
Q
1
2
3
OG
OP
Rys. 1.17. Obiegi układu gazowo–parowego. OG – obieg gazowy, OP – obieg parowy,
Q
1
– ciepło podgrzania wody, Q
2
– ciepło odparowania wody, Q
3
– ciepło przegrzania pary
1.4. Układ Chenga
Jak wykazują doĞwiadczenia eksploatacyjne istniejących siłowni, im
mniejsza moc układu gazowo–parowego, tym niĪsza jest sprawnoĞü moĪliwa do
uzyskania [10], [69]. Rys. 1.18 przedstawia zaleĪnoĞü sprawnoĞci od mocy
obecnie eksploatowanych układów gazowych w cyklu prostym, układów
Chenga i układów gazowo–parowych [47]. Wynika z niego, Īe w zakresie mocy
bardzo małych, rzĊdu kilku megawatów, sprawnoĞü elektryczna układu ga-
zowo–parowego byłaby mniejsza, niĪ układu Chenga. W przypadku siłowni
wykorzystywanych do kogeneracyjnego wytwarzania energii elektrycznej
istotna jest zarówno sprawnoĞü elektryczna jak i całkowita. Na korzyĞü małych
układów przemawia zmniejszenie strat przesyłowych energii cieplnej i elek-
trycznej z powodu zmniejszenia odległoĞci Ĩródła od odbiorcy [61]. Małe
układy charakteryzują siĊ takĪe mniejszą bezwładnoĞcią, dziĊki czemu moĪliwe
jest lepsze dopasowanie mocy Ĩródła do zapotrzebowania odbiorcy [21], [27],
[28], [34].
Układ Chenga wykazuje zmienny wskaĨnik skojarzenia definiowany wy-
raĪeniem
c
N
el
N
=
σ
,
(1.2)
gdzie: N
el
– moc elektryczna układu
N
c
– moc cieplna układu.
17
Wobec tego moĪliwa jest zmiana mocy cieplnej przy utrzymaniu znamionowej
mocy elektrycznej.
0
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.1
1
10
100
1000
Układ prosty
Układ Chenga
Układ gazowo-parowy
Rys. 1.18. ZaleĪnoĞü sprawnoĞci od mocy układów gazowych obecnie eksploatowanych [47]
Schemat układu Chenga przedstawiony jest na rys. 1.19. Działanie układu
[10], [18], [27], [28], [33], [34], [41], [43], [50], [51], [58], [62], [63] jest nastĊ-
pujące. Powietrze jest zasysane z otoczenia (1) i sprĊĪane do ciĞnienia p
2
. Na-
stĊpnie jest ogrzewane w komorze spalania poprzez bezpoĞrednie spalanie pa-
liwa. Ogrzany czynnik termodynamiczny (bĊdący juĪ mieszaniną powietrza
i gazów spalinowych) ma wysoką entalpiĊ, która jest czĊĞciowo zamieniana na
pracĊ mechaniczną podczas rozprĊĪania czynnika w turbinie. Praca mechaniczna
uzyskana z rozprĊĪania gorących gazów jest wiĊksza, niĪ zuĪyta do sprĊĪenia
chłodniejszego powietrza. Nadmiar energii jest odprowadzany wałem do gene-
ratora.
Gaz rozprĊĪony w turbinie posiada jeszcze stosunkowo wysoką tempera-
turĊ a wiĊc i entalpiĊ, która moĪe zostaü wykorzystana do wytworzenia pary
w kotle odzyskowym. Para ta moĪe byü nastĊpnie w całoĞci lub czĊĞciowo wtry-
Ğ
niĊta do komory spalania. Połączy siĊ ona wtedy z powietrzem i gazami spali-
nowymi, powodując wzrost strumienia masy gazów rozprĊĪanych w turbinie.
Pociągnie to za sobą wzrost mocy turbiny. PoniewaĪ moc sprĊĪarki pozostaje
niezmieniona, wiĊc wystąpi wzrost mocy elektrycznej odprowadzanej z zaci-
sków generatora.
18
S
KS1
T
G
1
2
3
pow
pal
KO
pal
5
6
7
8
para
9
PW
4
Rys. 1.19. Schemat układu Chenga w wersji podstawowej: 1 – wlot powietrza do sprĊĪarki, 2
– wlot powietrza do komory spalania, 3 – wlot spalin do turbiny, 4 – wlot spalin do kotła od-
zyskowego, 5 – wylot spalin z kotła odzyskowego do otoczenia, 6 – wlot wody
zasilającej do układu, 7 – wlot wody zasilającej do kotła odzyskowego, 8 – wlot pary
do komory spalania, 9 – wylot pary do celów grzewczych
W układzie Chenga para produkowana w kotle odzyskowym jest dzielona
na dwa strumienie. Jeden – do komory spalania, drugi – do wymienników cie-
pła. Te ostatnie wykorzystywane są do celów grzewczych bądĨ technologicz-
nych. Podział strumienia pary nastĊpuje w sposób płynny przy pomocy zawo-
rów sterowanych automatycznie. MoĪliwe jest wiĊc dokładne dostosowanie
mocy cieplnej układu do chwilowego zapotrzebowania, a nadmiar pary jest kie-
rowany do komory spalania, dziĊki czemu ograniczane są straty energetyczne.
Rysunki 1.20÷1.23 przedstawiają charakterystykĊ układu Chenga, w któ-
rym zastosowany jest silnik turbogazowy Allisson 501 KH [28], [64]. Punkt 1
odpowiada minimalnej wartoĞci temperatury spalin na wlocie do turbiny
t
3
, przy
której moĪliwa jest praca silnikowa układu. W punkcie tym moc elektryczna jest
równa 0 a moc cieplna ma wartoĞü wiĊkszą od 0. Wraz ze wzrostem strumienia
paliwa podawanego do komory spalania roĞnie temperatura spalin
t
3
. RoĞnie
moc wewnĊtrzna turbiny a wraz z nią moc elektryczna układu. PoniewaĪ wzra-
sta takĪe temperatura spalin na wylocie z turbiny, roĞnie moc cieplna układu.
Punkty 2 i 3 odpowiadają temperaturze
t
3
mniejszej od wartoĞci maksymalnej.
W punkcie 4 temperatura
t
3
osiąga wartoĞü maksymalną. W punkcie tym takĪe
moc cieplna osiąga maksimum.
Na rys. 1.21 przedstawiona jest charakterystyka z wtryskiem pary do ko-
mory spalania. Im wiĊkszy jest strumieĔ pary kierowanej do komory spalania,
tym mniejsza jest moc cieplna i wiĊksza moc elektryczna układu. Punkty 5 i 6
19
przedstawiają przypadek czĊĞciowego wtrysku pary do komory spalania. W
punkcie 7 cały strumieĔ pary wytworzonej w kotle odzyskowym kierowany jest
do komory spalania.
Na rysunkach 1.22 i 1.23 przedstawione są punkty czĊĞciowego obciąĪe-
nia układu. Punkty 8 i 9 odpowiadają róĪnym wielkoĞciom strumienia pary
wtryskiwanej do komory spalania dla temperatury spalin na wlocie do turbiny
równej 80 % wartoĞci maksymalnej. Punkt 10 przedstawia czĊĞciowe obciąĪenie
dla temperatury t
3
= 0,6 * t
3-max
i czĊĞciowym wtrysku pary do komory spalania.
W punkcie 11 cały strumieĔ pary wytworzonej w kotle odzyskowym kierowany
jest do komory spalania.
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0
0
1000
3000
2000
6000
4000
5000
N
[kW]
N [kW]
1
2
el
c
3
4
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0
0
1000
3000
2000
6000
4000
5000
N
[kW]
N [kW]
1
2
el
c
3
4
5
6
7
Rys. 1.20. Charakterystyka układu Chenga,
bez wtrysku pary do komory spalania,
punkty 1÷4 odpowiadają zmianie
temperatury t
3
w granicach 0÷t
3-max
Rys. 1.21. Charakterystyka układu Chenga,
punkty 4÷7 odpowiadają zmianie strumienia
wtryskiwanej do komory spalania pary
m
p
w granicach 0÷
m
pmax
, t
3
= t
3-max
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0
0
1000
3000
2000
6000
4000
5000
N
[kW]
N [kW]
1
2
el
c
3
4
5
6
7
8
9
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0
0
1000
3000
2000
6000
4000
5000
N
[kW]
N [kW]
1
2
el
c
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Rys. 1.22. Charakterystyka układu Chenga,
punkty 8 i 9 odpowiadają czĊĞciowemu
wtryskowi pary do komory spalania,
t
3
= 0,8 * t
3-max
Rys. 1.23. Charakterystyka układu Chenga,
punkt 10 odpowiada czĊĞciowemu a punkt 11
całkowitemu wtryskowi pary do komory
spalania, t
3
= 0,6 * t
3-max
20
Para wodna moĪe byü do komory spalania wtryskiwana w pobliĪu wlotu
powietrza lub na jej wylocie. JeĞli para jest wtryskiwana na wlocie powietrza, to
miesza siĊ z nim zmieniając jego własnoĞci fizyczne. NastĊpuje bowiem wzrost
ciepła właĞciwego i spadek nadmiaru tlenu. Maksymalne temperatury spalania
nie są tak wysokie, jak w przypadku powietrza suchego. DziĊki temu w spali-
nach wystąpi znacznie niĪsze stĊĪenie tlenków azotu, co jest bardzo korzystne
ze wzglĊdów ekologicznych. Tlenki azotu są bowiem uwaĪane za związki bar-
dzo szkodliwe dla zdrowia ludzkiego i są trudne do usuniĊcia ze spalin.
Para wodna wtryĞniĊta do komory spalania na jej wylocie nie ma juĪ
praktycznie wpływu na powstawanie tlenków azotu. Miesza siĊ ona z gorącymi
spalinami chłodząc je i zwiĊkszając strumieĔ masy gazu kierowanego do tur-
biny. Z powodu chłodzącego działania pary naleĪy podawaü wiĊkszą iloĞü pa-
liwa, aby na wlocie do turbiny utrzymaü moĪliwie wysoką temperaturĊ. Trzeba
teĪ zaznaczyü, Īe niedokładne wymieszanie chłodniejszej pary z gorącymi spa-
linami moĪe wpływaü niekorzystnie na trwałoĞü łopatek pierwszego stopnia tur-
biny.
Na rys. 1.24 przedstawione jest stĊĪenie tlenków azotu NO
x
i tlenku wĊ-
gla CO w spalinach opuszczających układ siłowni zainstalowanej na
Uniwersytecie Technicznym w Monachium w zaleĪnoĞci od strumienia masy
wtryskiwanej pary [28]. Naniesione są na nim równieĪ dopuszczalne wartoĞci
emisji tych składników okreĞlone w dyrektywie Technische Anleitung Luft (TA
Luft). Z rysunku wynika, Īe emisja tlenku wĊgla CO jest w całym zakresie
wielokrotnie mniejsza od wartoĞci dopuszczalnej i maleje początkowo wraz ze
wzrostem wtrysku pary, a dla strumienia masy pary powyĪej 5 t/h emisja CO
jest mniej wiĊcej stała. Emisja tlenków azotu maleje wraz ze wzrostem
strumienia pary w całym zakresie, ale przy małych wartoĞciach spadek jest
wiĊkszy. StĊĪenie NO
x
w spalinach przekracza wartoĞü dopuszczalną
(okreĞlonej przez TA Luft) tylko przy bardzo małym strumieniu pary. Wtrysk
pary w iloĞci 0,7 t/h zapewnia utrzymanie emisji NO
x
poniĪej wartoĞci
granicznej bez stosowania jakichkolwiek systemów oczyszczania spalin.
Rezultaty badaĔ układu Chenga pracującego na Uniwersytecie
Technicznym w Monachium posłuĪyły do weryfikacji wyników czĊĞci obliczeĔ.
Wyniki obliczeĔ układu rozbudowanego nie mogą zostaü zweryfikowane z
uwagi na brak instalacji tego typu. Niektóre parametry układu z Monachium
podawane są na stronie internetowej Katedry Maszyn Cieplnych Uniwersytetu
http://www.es.mw.tum.de. Rys. 1.25 przedstawia schematycznie układ siłowni,
rys. 1.26 charakterystykĊ układu z zaznaczeniem wpływu temperatury
otoczenia. Rysunki 1.27 i 1.28 przedstawiają schemat cieplny siłowni z
naniesionymi niektórymi parametrami oraz przebieg zmian energii elektrycznej
pobieranej z sieci energetycznej (kolor niebieski), energii elektrycznej
wytworzonej w układzie (kolor Īółty) i energii cieplnej (linia czerwona) w ciągu
kilkudziesiĊciu godzin przykładowego okresu.
21
0
40
80
120
160
200
0
2
4
6
8
10
m
p
[t/h]
E
[
m
g
/m
3
]
NOx
CO
CO limit (TA Luft)
NOx limit (TA Luft)
Rys. 1.24. ZaleĪnoĞü emisji tlenku wĊgla CO i tlenków azotu NO
x
od strumienia
wtryskiwanej pary wraz z granicznymi wartoĞciami dopuszczalnymi dyrektywy
niemieckiej Technische Anleitung Luft (TA Luft) [28]
Rys. 1.25. Schematyczny widok układu
siłowni zainstalowanego na Uniwersytecie
Technicznym w Monachium [27]
Rys. 1.26. Charakterystyka układu
zainstalowanego na Uniwersytecie
Technicznym w Monachium [27]
22
Rys. 1.27. Schemat cieplny układu Chenga z Uniwersytetu Technicznego w Monachium
Rys. 1.28. Przebieg zmian energii elektrycznej pobieranej z sieci energetycznej (kolor
niebieski), energii elektrycznej wytwarzanej (kolor Īółty) oraz wytwarzanej mocy cieplnej
(czerwona linia) dla przykładowych kilkudziesiĊciu godzin układu z Monachium
23
Zastosowanie układu Chenga w miejsce wyeksploatowanych kotłowni
wĊglowych lub innych, stosunkowo mocno obciąĪających Ğrodowisko naturalne
układów energetycznych, pociąga za sobą w skali globalnej nastĊpujące korzy-
Ğ
ci ekologiczne:
– obniĪenie emisji dwutlenku wĊgla i toksycznych produktów spalania oraz
wzrost stopnia wykorzystania paliwa wynikające ze skojarzonego wytwarza-
nia energii elektrycznej i cieplnej; produkcja energii elektrycznej spowoduje
spadek mocy elektrycznej wytwarzanej w elektrowniach wĊglowych;
– moĪliwoĞü całkowitego wyeliminowania emisji pyłów, związków siarki, po-
piołu, ĪuĪla dziĊki zastosowaniu paliwa gazowego;
– obniĪenie emisji dwutlenku wĊgla spowodowane zastąpieniem czĊĞci energii
elektrycznej wytwarzanej z wĊgla energią wytwarzaną z gazu; efekt ten za-
leĪy od rodzaju gazu a spadek emisji CO
2
wywołany zmianą paliwa moĪe
przekroczyü wartoĞü 40 %;
– obniĪenie emisji tlenków azotu NO
x
; lokalne kotłownie wĊglowe nie są zwy-
kle wyposaĪone w palniki niskoemisyjne ani instalacje odazotowania spalin.
Zastąpienie takich kotłowni układem Chenga charakteryzującym siĊ niską
emisją NO
x
wpłynie na znaczne obniĪenie ich emisji;
– moĪliwoĞü krótkotrwałego obniĪenia mocy cieplnej w przypadku spadku
zapotrzebowania i w efekcie spadek całkowitej produkcji energii cieplnej;
jest to moĪliwe dziĊki wysokiej elastycznoĞci małych silników turbinowych i
moĪe prowadziü do spadku emisji produktów spalania i konsumpcji paliwa
oraz wzrostu produkcji energii elektrycznej i obniĪenia mocy elektrowni wĊ-
glowych.
1.5 Cel, tezy i zakres pracy
Podstawowym celem pracy jest przebadanie numeryczne układu Chenga
w wersji podstawowej pod kątem wpływu najistotniejszych parametrów na jego
własnoĞci energetyczne, przede wszystkim na sprawnoĞü elektryczną. Drugim
celem jest wyznaczenie przyrostów sprawnoĞci po wprowadzeniu do układu
miĊdzystopniowego chłodzenia sprĊĪanego powietrza oraz przegrzewu miĊdzy-
stopniowego rozprĊĪanych spalin we wtórnej komorze spalania. Trzecim celem
jest okreĞlenie korzyĞci ekologicznych wynikających z zastosowania układu
Chenga w energetyce.
Przeprowadzone rozpoznanie literaturowe, wstĊpna analiza problemu oraz
konsultacje przeprowadzone w Katedrze Techniki Energetycznej Uniwersytetu
Technicznego w Monachium pozwoliły na postawienie nastĊpujących tez:
–
wtrysk pary do komory spalania moĪe znacznie podnieĞü własnoĞci
energetyczne w szerokim zakresie parametrów termodynamicznych
układu turbiny gazowej