Kierunki rozwoju nowoczesnych elektrowni gazowo-parowych z instalacją wychwytu i sprężania CO 2

Transkrypt

1 Janusz Kotowicz 1), Mateusz Brzęczek 2), Marcin Job 3) Politechnika Śląska Kierunki rozwoju nowoczesnych elektrowni gazowo-parowych z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 Development directions of modern combined cycle power plants with CO 2 capture and compression installations Główny wpływ na poziom sprawności elektrycznej turbiny gazowej ma stosunek ciśnień w sprężarce powietrza β oraz temperatura wylotowa spalin z komory spalania COT (z ang. Combustor Outlet Temperature), będącą najwyższą temperaturą w obiegu Braytona-Joule a [1, 2]. Jednakże zdarza się, iż jako najwyższą temperaturę w turbinie gazowej podaje się średnią temperaturę spalin na wlocie do ekspandera turbiny gazowej TIT (z ang. Turbine Inlet Temperature), którą definiuje norma ISO 2314:2009 [3]. Dla warunków spalania stechiometrycznego wartości temperatury spalin COT znacznie przekraczałyby poziom 2000 C. Obecnie większość producentów instalacji turbin gazowych stosuje COT rzędu 1500 C, jedynie Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. wprowadził turbinę klasy J, w której COT jest na poziomie 1600 C i realizuje badania w kierunku zastosowania 1700 C [4, 5]. Dla porównania wartości TIT oscylują na poziomie C, rzadko 1500 C. Alternatywnym podejściem jest zastosowanie wyższych stosunków ciśnień w sprężarce powietrza rzędu przy niższych wartościach COT (rzędu C). Rozwiązanie to zostało wprowadzone w lotniczej turbinie gazowej Royce-Rolls Trent 1000 (β = 50), która stosowana jest w samolotach Boeing 787 Dreamliner [6]. Ograniczenia wyżej wymienionych temperatur wynikają głównie z zastosowania termicznych powłok ochronnych TBC (z ang. Thermal Barrier Coating), którymi pokrywane są elementy łopatek ekspandera turbiny gazowej narażone na najwyższe temperatury. Przyjmuje się, że obecnie stosowane TBC pozwalają łopatkom turbiny na ciągłą prace w temperaturze nieprzekraczającej 1200 C. Stosowane obecnie techniki chłodzenia układu przepływowego ekspandera turbiny gazowej pozwalają na obniżenie temperatury spalin na powierzchni chłodzonej o ok. ΔT = K, dlatego najwyższa temperatura (COT) może być maksymalnie rzędu C. Podniesienie wartości COT o 100 do 200 K związane jest z takim samym zwiększeniem ΔT, tj. do wartości ok. ΔT = K. Takie działania były celem producentów turbin gazowych już ponad 15 lat temu [7], jednak brak jest informacji w literatu- 1) janusz.kotowicz@polsl.pl 2) mateusz.brzeczek@polsl.pl 3) marcin.job@polsl.pl rze przedmiotu o ich spełnieniu. Wyjątek stanowi artykuł Satoshi Hada i innych [8, 9] z Mitsubishi Heavy Industries, Ltd., który wykazuje, że kluczem do powstania turbiny gazowej klasy J o COT = 1600 C (M701J i M501J odpowiednio dla 50 Hz i 60 Hz), tj. wyższej o 100 C od klasy G było poprawienie techniki chłodzenia oraz zastosowanie TBC o niższej przewodności cieplnej. Oba rozwiązania dały możliwość wzrostu COT o łącznie 100 C. Z danych zamieszczonych w [10] wynika również, że nowe technologie chłodzenia pozwalały obniżyć temperaturę metalu o ΔT = 550 K w klasie G, zaś TBC obniżało temperaturę o 50 K, co w konsekwencji pozwoliło stosować stopy metali o dopuszczalnej temperaturze C. Dla turbiny gazowej klasy J technika chłodzenia podnosi wartość COT (względem temperatury metalu) o ΔT = 600 K, zaś TBC o kolejne 100 K (COT = = 1600 C). W Japonii trwają również badania nad turbiną gazową klasy J+ z COT = 1700 C [11]. Analizowane warianty Artykuł zawiera analizę możliwości zwiększenia sprawności termodynamicznej nowoczesnego, trójciśnieniowego układu gazowo-parowego z przegrzewem wtórnym pary w wariantach bez oraz z instalacją separacji i sprężania CO 2. Z uwagi na prawie pięciokrotnie wyższe koszty modernizacyjne obiegu parowego w stosunku do kosztów modernizacji turbiny gazowej w celu podniesienia sprawności bloku głównym kierunkiem rozwoju elektrowni gazowo-parowych jest podnoszenie sprawności turbin gazowych, a nie wprowadzanie parametrów nadkrytycznych w kotłach odzyskowych. Dlatego też głównym założeniem wszystkich analiz w niniejszym artykule jest stała temperatura spalin na wylocie z turbiny gazowej równa 630 C. Rozpatrzone zostały trzy warianty chłodzenia układu przepływowego ekspandera turbiny gazowej (powietrzne otwarte, powietrzne zamknięte oraz parowe zamknięte). W zakresie analizy chłodzenia powietrznego otwartego turbiny gazowej badano wpływ chłodzenia konwekcyjnego, błonowego oraz transpiracyjnego na sprawność elektryczną turbiny gazowej oraz całego bloku energetycznego. Analizie poddano również wpływ chłodzenia powietrza chłodzącego na sprawność elektrowni, strona 683

2 jak i wykorzystania jego ciepła w obiegu parowym bloku. Modelowanie turbiny gazowej obejmowało również analizę spalania sekwencyjnego turbiny gazowej oraz analizę efektywnego wykorzystania ciepła odpadowego badanego bloku. Analizom poddano następujące warianty elektrowni gazowo-parowych z zastosowanym: O otwartym konwekcyjnym chłodzeniem powietrzem turbiny gazowej oraz chłodzeniem powietrza chłodzącego, A otwartym konwekcyjnym chłodzeniem powietrzem turbiny gazowej, B otwartym błonowym chłodzeniem powietrzem turbiny gazowej oraz chłodzeniem powietrza chodzącego, C otwartym transpiracyjnym chłodzeniem powietrzem turbiny gazowej oraz chłodzeniem powietrza chodzącego, D zamkniętym chłodzeniem powietrzem turbiny gazowej, E zamkniętym chłodzeniem parowym turbiny gazowej, F spalaniem sekwencyjnym oraz otwartym chłodzeniem powietrzem turbiny gazowej, G spalaniem sekwencyjnym oraz zamkniętym chłodzeniem parowym turbiny gazowej, G1 spalaniem sekwencyjnym oraz zamkniętym chłodzeniem parowym turbiny gazowej zintegrowanej z instalacją wychwytu i sprężania CO 2, G2 spalaniem sekwencyjnym oraz zamkniętym chłodzeniem parowym turbiny gazowej zintegrowanej z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 oraz modułami ORC. Dla chłodzenia konwekcyjnego efektywność izotermiczna wynosi η iso = 0. W przypadku chłodzenia błonowego przyjęto efektywność izotermiczną na poziomie η iso.film = 0,.4; natomiast dla chłodzenia transpiracyjnego założono η iso.trans = 0,5 [13]. Ekspander turbiny gazowej składa się z czterech stopni łopatkowych, z których chłodzone są stopnie z temperaturą spalin na wlocie wyższą od granicznej temperatury łopatek t b. Strumień masowy powietrza chłodzącego poszczególny stopień ekspandera liczony jest indywidualnie, zgodnie z równaniem: Elektrownia gazowo-parowa składa się z turbiny gazowej o stałej mocy elektrycznej równej 200 MW i obiegu parowego zasilanego parą świeżą (600 C/18 MPa) oraz wtórną (600 C/3 MPa), wytworzoną w trójciśnieniowym kotle odzyskowym. Zastosowano trójciśnieniowy kocioł odzyskowy z przegrzewem międzystopniowym pary zasilany gorącymi spalinami oraz dodatkowy kocioł odzyskowy wykorzystujący ciepło powietrza chłodzącego turbinę gazową. Schemat analizowanej elektrowni przedstawiono na rysunku 1. (3) Otwarte układy chłodzenia turbiny gazowej Analizie poddano trzy techniki otwartego chłodzenia powietrzem: konwekcyjnego (warianty A i O), błonowego (wariant B) oraz transpiracyjnego (wariant C). W wariantach O, B oraz C zaimplementowano chłodzenie powietrza chłodzącego do temperatury 100 C w celu zmniejszenia jego strumienia masowego. W wariancie A nie zastosowano chłodnicy powietrza chłodzącego CPC (rys. 1). Szersza analiza chłodzenia konwekcyjnego z wykorzystaniem ciepła powietrza chłodzącego została przedstawiona przez Autorów w [12]. W procesie chłodzenia błoną, strumień ciepła przekazywany do łopatki turbiny od strony spalin jest mniejszy niż w klasycznym chłodzeniu konwekcyjnym. Uwzględnia to wprowadzona efektywność izotermiczna: gdzie: Q 1 strumień ciepła przekazywany do łopatki od spalin przy chłodzeniu konwekcyjnym, Q 2 strumień ciepła przekazywany do łopatki od spalin przy chłodzeniu błonowym/transpiracyjnym. Przekształcając zależność (1) otrzymuje się: (1) (2) Rys. 1. Struktura układu gazowo parowego z trójciśnieniowym kotłem odzyskowym z przegrzewem pary KO kocioł odzyskowy, OP obieg parowy, G generator, ODG odgazowywacz, KND kondensator, TP turbina parowa, (h) wysokie ciśnienie, (i) średnie ciśnienie, (l) niskie ciśnienie Model bilansowy turbiny gazowej wykonano w programie GateCycle. Skład i parametry powietrza wilgotnego założono zgodnie z normą ISO 2314:2009 [3]. Wartość opałowa wyliczona zgodnie z normą ISO 6976:1995/1996 wynosi LHV = 50,049 MJ/kg. Z powodu ograniczeń programu Gate- Cycle, w programie skład paliwa został zmodyfikowany tak, że suma wszystkich węglowodorów jest traktowana jako metan (98,21% CH 4 ). Względne straty ciśnienia przyjęto na poziomie ζ wl.s = 0,01 (wlotowa sprężarki), ζ KS = 0,045 (w komorze spalania) i ζ wyl.t = 0,038 (wylotowa z turbiny). Sprawność elektryczna brutto elektrowni gazowo-parowych η el wyznaczana jest z zależności (4). Sprawności elektryczne turbiny gazowej η el.tg oraz klasycznej części parowej η el.tp (gdzie: strona listopad 2017

3 Q 4a strumień ciepła w spalinach za turbiną gazową) wyrażane są odpowiednio równaniami (5) i (6). gdzie: N el moc elektryczna bloku brutto, N el.tg, N el.tp moc elektryczna turbiny gazowej i turbiny parowej, ΔN el.tp przyrost mocy elektrycznej turbiny parowej związany z dodatkowym obiegiem parowym wykorzystującym ciepło chłodzenia powietrza, ṁ 1p masowy strumień paliwa, LHV wartość opałowa paliwa. (4) z konwekcyjnym chłodzeniem ekspandera możliwe jest przekroczenie bariery 62% sprawności, osiągając maksymalnie η el = 62,2% (dla β = 47 i COT = 2021 C) w wariancie A, oraz η el = 62,3% (dla β = 73 i COT = 2162 C) w wariancie O. Skokowy wzrost sprawności wynika ze zmiany struktury chłodnicy CPC (do β = 46 struktura taka jak na rys. 1, dla β > 46 struktura CPC identyczna jak kotła odzyskowego). (5) (6) Opierając się na zależności (4) oraz wskaźniku potrzeb własnych bloku, który został założony na poziomie δ = 0,02, można zapisać równanie opisujące sprawność elektryczną netto elektrowni gazowo parowej: Rys. 3. Sprawność elektryczna turbiny gazowej η el.tg w funkcji stopni sprężania β (7) Wykorzystanie bardziej zaawansowanej techniki chłodzenia układu przepływowego turbiny gazowej daje możliwość zastosowania wyższych wartości spręży β, z uwagi na osiągane niższe wartości COT, co przedstawiono na rysunku 2. Rys. 4. Sprawność netto η el.n układu gazowo-parowego w funkcji stopni sprężania β Zamknięte układy chłodzenia turbiny gazowej Rys. 2. Temperatura na wylocie z komory spalania COT w funkcji stopni sprężania β Zastosowanie błonowej i transpiracyjnej techniki chłodzenia pozwala na uzyskanie sprawności elektrycznej turbiny gazowej η el.tg powyżej 46% przy β 52 dla wariantu C oraz przy β 61 dla wariantu B. Uzyskane sprawności elektryczne turbiny gazowej η el.tg przedstawiono na rysunku 3. Uzyskane sprawności elektryczne netto elektrowni gazowo- -parowej (rys. 4) wykazują, że możliwe jest przekroczenie sprawności równej 63% w wariancie B (dla β 50 i COT 1788 C) oraz w wariancie C (dla β 46 i COT 1721 C). W wariantach Na rysunku 5 przedstawiono strukturę bloku gazowo-parowego z kotłem trójciśnieniowym z parowym zamkniętym chłodzeniem turbiny gazowej. Model numeryczny elektrowni został wykonany również w programie GateCycle TM. Przedstawiony wariant E na rysunku 5 charakteryzuje się poborem pary przed przegrzewem wtórnym w celu chłodzenia układu przepływowego turbiny gazowej. Punkt zmieszania pary świeżej i wtórnej w obiegu parowym został wybrany jako punkt poboru pary z uwagi na wystarczającą ilość czynnika do chłodzenia ekspandera. W przypadku gdyby para była pobierana w stanie nasycenia, każdy chłodzony stopień turbiny musiałby być chłodzony parą z osobnego parowacza. Analiza obejmuje również badanie zamkniętego chłodzenia powietrzem układu przepływowego (wariant D) turbiny gazowej przedstawionych na rysunku 6. Wariant A stanowi punkt odniesienia. Dla chłodzenia zamkniętego powietrznego (wariant D) wybrano wariant idealny, tzn. charakteryzujący się brakiem strat ciśnienia powietrza chłodzącego. strona 685

4 Rys. 8. Sprawność elektryczna turbiny gazowej η eltg w funkcji stopnia sprężania β Rys. 5. Schemat elektrowni gazowo-parowej wraz z chłodzeniem parowym zamkniętym turbiny gazowej wariant E TG turbina gazowa, OP obieg parowy Dla wariantu E efektywność chłodzenia łopatek ekspandera η ch została obliczona na podstawie zależności (8) (dla wariantu A oraz D założono η ch = 0,5), dla temperatury metalu łopatki t b = 1000 C. Dla wariantu E temperatury t 1c i t 6c to temperatury pary na wlocie i wylocie z układu chłodzenia turbiny gazowej (patrz rys. 5). Temperatura pary w punkcie t 6c została założona na poziomie 600 C (dla wariantu E). (8) Rys. 6. Schemat modeli chłodzenia turbiny gazowej Wariant A otwarte konwekcyjne chłodzenie powietrzem, Wariant D zamknięte chłodzenie powietrzem Uzyskane wartości temperatury COT, sprawności elektrycznej turbiny gazowej oraz sprawności elektrycznej obiegu parowego dla danego stopnia sprężania β zostały przedstawione odpowiednio na rysunkach 7, 8 oraz 9. Rys. 9. Sprawność elektryczna obiegu parowego η eltp Rys. 7. Temperatura spalin na wylocie z komory spalania t 3a = COT Rys. 10. Sprawność elektryczna netto elektrowni gazowo-parowej η el.n strona listopad 2017

5 Maksymalna sprawność elektryczna netto bloku z chłodzeniem otwartym (wariant A) wynosi 62,1% dla β = 50 (rys. 10). Dla tej samej β dla elektrowni z chłodzeniem zamkniętym powietrznym (wariant D) uzyskano sprawność równą 63,1%, dla wariantu E 64,2%. Maksymalną sprawność dla wariantu D równą 64,85% uzyskano dla β = 89. Oznacza to, iż zastosowany model chłodzenia zamkniętego powietrznego turbiny gazowej jest w stanie podnieść sprawność całego bloku nawet o 2,75 punktu procentowego i o 4,7 punktu procentowego dla wariantu E. Spalanie sekwencyjne Na rysunku 11 przedstawiono strukturę elektrowni gazowo-parowej z kotłem trójciśnieniowym z przegrzewem wtórnym pary. Dodatkowo na rysunku tym przedstawiono wariant G, w którym oprócz zastosowanego chłodzenia parowego w trybie zamkniętym wprowadzono dodatkową komorę spalania za pierwszym stopniem łopatek ekspandera turbiny gazowej. Analiza bloku z zastosowanym spalaniem sekwencyjnym obejmuje również chłodzenie powietrzem układu przepływowego ekspandera w trybie otwartym (konwekcyjnym) (rys. 12 wariant F). W wariancie F powietrze za kompresorem rozdzielane jest i powietrze chłodzące doprowadzane jest na pierwszy stopień turbiny za komorą spalania (KS1) oraz na pierwsze dwa stopnie za komorą sekwencyjnego spalania (KS2). Powietrze to miesza się ze spalinami jednocześnie chłodząc łopatki. Struktura części parowej oraz kotła odzyskowego dla wariantu F jest identyczna jak w wariancie G (patrz rys. 11). Na rysunku 13 przedstawiono temperatury spalin za komorami spalania t 3a = t 3 a = COT. Dla analizowanych wariantów zauważalne jest zmniejszenie temperatur za komorami spalania w odniesieniu do rysunku 7. Dla wariantu F maksymalną sprawność elektryczną turbiny gazowej uzyskano dla β = 46, równą η eltg = 42,2%. Dalszy wzrost wartości sprężu powoduje spadek sprawności elektrycznej turbiny gazowej. Wariant G dla β = 100 uzyskał sprawność elektryczną większą o ok. 6 punktów procentowych (względem optimum wariantu F). Jest to wartość o 2,9 punktu procentowego mniejsza w stosunku do układu bez spalania sekwencyjnego (rys. 14). Moc elektryczna turbiny parowej została przedstawiona na rysunku 15. Rys. 13. Temperatura spalin na wylocie z komór spalania t 3a = t 3 a = COT Rys. 14. Sprawność elektryczna turbiny gazowej ze spalaniem sekwencyjnym η eltg Rys. 11. Schemat bloku gazowo-parowego wraz z chłodzeniem parowym zamkniętym oraz zastosowanym spalaniem sekwencyjnym wariant G TG turbina gazowa, OP obieg parowy Rys. 12. Schemat modelu chłodzenia powietrznego konwekcyjnego turbiny gazowej zastosowanym spalaniem sekwencyjnym Wariant F Rys. 15. Moc elektryczna turbiny parowej N eltp strona 687

6 Sprawność elektryczna netto układu gazowo-parowego została wyznaczona z zależności (4) i przedstawiona na rysunku 16. Maksymalna sprawność elektryczna netto bloku z chłodzeniem otwartym (wariant F) wynosi 59,9% dla β = 46. Układ z zastosowanym spalaniem sekwencyjnym oraz chłodzeniem parowym (wariant G) dla β = 100 uzyskał najwyższą sprawność elektryczną netto całej elektrowni równą η el.n = 67,9%. Efektywność badanej elektrowni gazowo-parowej oceniana jest poprzez sprawność generacji energii elektrycznej netto η el. określoną zależnością (9). Wyżej przytoczoną zależność można zapisać również w następujący sposób: (9) Potrzeby własne N i poszczególnych instalacji w elektrowni tj. N el maszyn i urządzeń w obrębie bloku gazowo-parowego oraz N IS instalacji sprężania CO 2 (dla elektrowni bez wychwytu CO 2 N IS = 0). Instalacja wychwytu CO 2 do pracy pobiera parę z obiegu parowego, więc potrzeby własne dla tej instalacji ujęte są w zmniejszeniu mocy uzyskiwanej przez część parową układu N eltp. (10) Rys. 16. Sprawność elektryczna netto elektrowni gazowo-parowej η el.n Zależność (10) dodatkowo ujmuje założenie dotyczące całkowitego wskaźnika potrzeb własnych elektrowni δ PW = 0,02 w następujący sposób: (11) Instalacja wychwytu i sprężania CO 2 Do integracji układu gazowo-parowego z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 zaproponowano opisany już szczegółowo w artykule wariant G, oznaczony obecnie jako wariant G1, który przedstawiono na rysunku 17. W wariancie tym spaliny z kotła odzyskowego kierowane są do instalacji wychwytu CO 2 ze spalin. Dodatkowo, w celu regeneracji aminy, w części parowej wykonano upust pary z przelotni między częściami średnio- i niskoprężną turbiny parowej. Zastosowano instalację wychwytu CO 2 ze spalin metodą absorpcyjną oraz instalację sprężania wychwyconego gazu w celu jego przygotowania do transportu do miejsca składowania. Rys. 17. Schemat układu gazowo-parowego, ze spalaniem sekwencyjnym i z chłodzeniem parowym zamkniętym, zintegrowanym z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 Wariant G1 Przyjęto energochłonność sorbentu q s równą 4 MJ/kgCO 2 oraz 2 MJ/kgCO 2. Stopień odzysku CO 2 ze strumienia dwutlenku węgla zawartego w spalinach m CO2 wynosi R = 0,9 (określający, jaka część CO 2 ze spalin znajduje się w odseparowanym strumieniu), a sprawność wymiennika ciepła η RE przyjęto na poziomie 0,99. Pobierany strumień pary podgrzewa czynnik w wymienniku desorbera do temperatury t = 125 C. Z uwagi na założenie ciśnienia pary na wlocie do części niskoprężnej turbiny parowej 0,3 MPa postanowiono, aby upust pary był wykonany z przelotni miedzy częścią średnio- a niskoprężną turbiny. Przygotowany gaz jest sprężany do ciśnienia 13 MPa w 7-sekcyjnej sprężarce z chłodzeniem międzystopniowym do temperatury 30 C oraz pompie ciekłego CO 2. W pierwszych siedmiu sekcjach gaz sprężany jest do 6,5 MPa przy zastosowaniu identycznych stosunków ciśnień w każdej sekcji. Na końcu instalacji zastosowano pompę ciekłego CO 2, który podczas ochłodzenia zostaje wykroplony. Przyjęto sprawności izentropowe sprężarek oraz pompy ciekłego CO 2 równe 80%. Sprężony dwutlenek węgla w stanie nadkrytycznym jest gotowy do transportu do miejsca składowania. Zastosowanie wychwytu CO 2 ze spalin przynosi spadek sprawności w postaci ubytku mocy elektrycznej w części parowej (rys. 18) oraz potrzeb własnych na potrzeby sprężania wychwyconego dwutlenku węgla (rys. 19). Osiągnięto maksymalne sprawności dla β = 100 równe η el.n = 60,21% w wariancie G1 (z q s = 4 MJ/kg) oraz η el.n = 63,33% w wariancie G1 (z q s = 2 MJ/kg) patrz rysunek 20. Ubytek sprawności względem bazowej elektrowni (wariant G) w całym zakresie analizowanego sprężu wynosi około 7,5 punktu procentowego dla wariantu G1 (z q s = 4 MJ/kg) i 4,5 punktu procentowego dla wariantu G1 (z q s = 2 MJ/kg). Wyniki analizy sprawności układów z wychwytem CO 2 dla β = 50 oraz β = 100 dla wariantu G1 przy zmianie energochłonności absorbentu w zakresie q s = 0,5-4 MJ/kgCO 2 przedstawiono na rysunku 21. strona listopad 2017

7 Wykorzystanie ciepła odpadowego Rys. 18. Moc elektryczna obiegu parowego N eltp oraz moc potrzeb własnych instalacji sprężania CO 2 N IS Rys. 19. Moc potrzeb własnych instalacji sprężania CO 2 N IS Blok gazowo-parowy (wariant G1) nadbudowano o moduły ORC i przedstawiono na rysunku 22 jako wariant G2. Elektrownia gazowo-parowa zintegrowana z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 posiada dwa źródła niskotemperaturowego ciepła odpadowego, są to: spaliny wylotowe z kotła odzyskowego KO oraz sprężany dwutlenek węgla w instalacji jego przygotowania do transportu IS. Z literatury obejmującej zagadnienia doboru czynnika do siłowni ORC [14, 15] wynika, że nie ma idealnego i uniwersalnego czynnika niskowrzącego, który można zastosować w każdym układzie ORC. Dobór odpowiedniej substancji do modułów ORC zdeterminowany jest szeregiem wymogów dotyczących jego właściwości. Z uwagi na dysponowane temperatury spalin oraz wody jako źródła ciepła odpadowego wybrano cztery czynniki. Analizie poddano moduły ORC pracujące na czynnikach: Etanol, Benzen, R141b oraz R245ca. Standardowe podejście w analizie modułów ORC polega na założeniu stałej temperatury czynnika t 3o na wlocie do ekspandera OTP. Oznacza to, że czynniki rozprężane są od ciśnienia nasycenia dla tej temperatury p nas (t 3o ). Z zależności (12) wynika, że zmniejszenie spadku sprawności elektrowni wynikającej z integracji bloku z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 można uzyskać poprzez maksymalizację mocy elektrycznej netto siłowni ORC. Przeprowadzono dobór ciśnienia na wlocie do turbiny dla każdego badanego czynnika, tak aby każdy z modułów ORC osiągał swoje maksimum mocy elektrycznej netto (patrz rys. 23). Rys. 20. Sprawność elektryczna netto elektrowni η el.n Rys. 21. Wpływ energochłonności absorbentu q s na sprawność netto elektrowni η el.n z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 Rys. 22. Schemat elektrowni gazowo-parowej ze spalaniem sekwencyjnym i z chłodzeniem parowym zamkniętym zintegrowanej z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 oraz nadbudowanej o moduły ORC (Wariant G2) strona 689

8 Rys. 23. Moc elektryczna netto N el.n.orc siłowni ORC1 w funkcji ciśnienia nasycenia p 3o czynnika na wlocie do ekspandera OTP dla β = 50 Sprawność elektryczna netto bloku gazowo-parowego obliczano zgodnie z zależnością (12), w której uwzględniono dodatkowo sumę mocy wytworzonej z modułów ORC1 oraz ORC2 N el.n.orc zgodnie z zależnością: (12) Na rysunku 24 porównano sprawność elektryczną netto analizowanych elektrowni z wychwytem i sprężaniem dwutlenku węgla [Wariant G1 opisany wcześniej oraz blok z wychwytem i sprężaniem CO 2 dodatkowo nadbudowanym o dwa moduły ORC (Wariant G2)] dla dwóch wartości energochłonności sorbentu q s = 2 MJ/kg CO2 oraz q s = 4 MJ/kg CO2. Rys. 24. Sprawność elektryczna netto η el.n elektrowni zintegrowanej z instalacją wychwytu i sprężania CO 2 w funkcji stopnia sprężania Uwagi końcowe W artykule potwierdzono, iż wzrost sprawności elektrycznej netto układów gazowo-parowych z obecnie osiąganych η el.n = 59-60% przy β = uwarunkowany jest rozwojem technik chłodzenia oraz skuteczną integracją instalacji turbiny gazowej, w szczególności jej chłodzenia, z częścią parową układu. Dopiero wtedy uzasadnione byłoby podążanie w kierunku spręży β = 45-50, co pozwoliłoby na poprawę sprawności netto o 2-3 pkt. proc. do wartości η el.n = 61-63%. Pamiętać jednak należy, iż zastosowanie stopni sprężania β 45 musi iść w parze z zachowaniem nakładów inwestycyjnych na turbinę gazową na dostatecznie niskim poziomie, adekwatnym do obecnie stosowanych turbin gazowych. Wyniki analiz pokazują, iż wprowadzenie chłodzenia powietrza chłodzącego turbinę gazową i wykorzystanie jego ciepła w obiegu parowym elektrowni umożliwia zastosowanie wyższych sprężów z uwagi na uzyskane niższe wartości COT oraz zmniejszenie strumienia powietrza chłodzącego. Rozwiązanie to stanowi skuteczną metodę zwiększenia sprawności układów kombinowanych, w których zastosowano turbiny gazowe z chłodzeniem powietrznym. W połączeniu z zastosowaniem skuteczniejszej techniki chłodzenia powietrzem, np. transpiracyjnej, elektrownia gazowo-parowa jest w stanie osiągnąć sprawność elektryczną netto równą nawet 63,5%. W artykule wykazano, iż zastosowanie spalania sekwencyjnego w turbinie gazowej pracującej w układzie kombinowanym oraz wykorzystanie pary z obiegu parowego w celu chłodzenia układu przepływowego turbiny gazowej powoduje znaczny wzrost sprawności elektrycznej netto elektrowni, nawet powyżej 67,5% (dla bardzo wysokich spręży β = ). Integracja elektrowni gazowo-parowej z aminową instalacją wychwytu i sprężania CO 2 powoduje spadek sprawności elektrycznej netto bloku na skutek zmniejszenia mocy turbiny parowej (z uwagi na pobór pary w celu regeneracji aminy) oraz z uwagi na energochłonność instalacji sprężania CO 2. Spadek sprawności elektrycznej netto elektrowni wynosi około 7,5 punktu procentowego dla wariantu G1 (z q s = 4 MJ/kg) i 4,5 punktu procentowego dla wariantu G1 (z q s = 2 MJ/kg). Osiągnięta maksymalna sprawność elektryczna netto dla β = 100 wynosi η el.n = 60,21% w wariancie G1 (z q s = 4 MJ/kg) oraz η el.n = 63,33% w wariancie G1 (z q s = 2 MJ/kg). W celu ograniczenia strat sprawności wynikających z zastosowania wychwytu CO 2 poszukuje się nowych absorbentów charakteryzujących się mniejszą energochłonnością oraz wykorzystaniem ciepła niskotemperaturowego. Zastosowanie amin o energochłonności mniejszej o 1 MJ/kgCO 2 powoduje wzrost sprawności elektrycznej netto bloku o około 1,5 punktu procentowego. Zagospodarowanie ciepła niskotemperaturowego w elektrowni gazowo-parowej poprzez nadbudowę bloku o moduły ORC wykorzystujące ciepło spalin wylotowych z kotła odzyskowego oraz ciepło sprężanego gazu w instalacji przygotowania CO 2 do transportu daje możliwość wzrostu sprawności elektrycznej netto o kolejne 0,25 punktu procentowego. W tym przypadku jednak pamiętać należy, iż nadbudowa bloku o siłownie ORC związana jest ze znacznym wzrostem kosztów inwestycji z uwagi na wysokie koszty jednostkowe modułów ORC. Niniejszy artykuł powstał w ramach badań statutowych Politechniki Śląskiej. PIŚMIENNICTWO [1] Kotowicz J.: Potencjał poprawy efektywności układów gazowo- -parowych na gaz ziemny. Energetyka 2014, nr 5, s [2] Kotowicz J., Job M., Brzęczek M.: Porównanie różnych struktur zaawansowanej technologicznie zeroemisyjnej elektrowni gazowo-parowej. Energetyka 2015, nr 11, s strona listopad 2017

9 [3] ISO 2314:2009 Standard: Gas turbines acceptance tests. [4] Heavy Duty Gas turbines & Combined Cycle. General electric. en/index.htm, dostęp: [5] Gas turbines. Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. mhi.co.jp/en/products/category/gas_turbin.html, dostęp: [6] Facchini B., Innocenti L., Carvnevale E.: Evaluation and Comparison of Different Blade Cooling Solutions to Improve Cooling Efficiency and Gas Turbine Performances. Proc. of ASME Turbo Expo 2001, 2001-GT-0571, June 2001, New Orleans, USA. [7] Jordal K, Fridh J, Hunyadi L, Jonsson M, Linder U.: New possibilities for combined cycles through advanced steam technology [in:] Proc. of ASME turbo expo 2002, GT , June 2002, Amsterdam, The Netherlands. [8] Hada S, Yuri M, Masada J, Ito E, Tsukagoshi K.: Evolution and future trend of large frame gas turbines a new 1600 degree C, J class gas turbine [in:] Proc. of ASME expo 2012, GT ; June 11e15, 2012, Copenhagen, Denmark. [9] Kotowicz J.: Systemowe uwarunkowania integracji układu CCS z blokiem węglowym. Energetyka 2014, nr 1, s [10] Hada S, Yuri M, Masada J, Ito E, Tsukagoshi K.: Test Results of the World s First 1600 C J-series Gas Turbine. Mitsubishi Heavy Industries Technical Review 2012, Vol. 49, No. 1, p [11] Ito E, Okada I, Tsukagoshi K, Muyama A, Masada J.: Development of key technologies for next generation gas turbine [in:] Proc. of ASME turbo expo 2007: gas turbine technical congress and exposition, GT , May 2007, Montreal. [12] Kotowicz J., Job M., Brzęczek M.: The Characteristics of Ultramodern Combined Cycle Power Plants. Energy 2005, Vol. 92, Part 2, s [13] Jonsson M, Bolland O, Bücker D, Rost M.: Gas turbine cooling model for evaluation of novel cycles [in:] Proc. of ECOS 2005, June 2005, Trondheim, Norway. [14] Knapek E., Kittl G.: Unterhaching Power Plant and Overall System. Proceedings of the European Geothermal Congress 2007, 30 May - 1 June 2007, Unterhaching, Germany. [15] Mikielewicz D., Mikielewicz J.: Analytical method for calculation of heat source temperature drop for the Organic Rankine Cycle application. Applied Thermal Engineering 2014, Vol. 63, Issue 2, s Eugeniusz Orszulik 1) Główny Instytut Górnictwa, Katowice Improving the efficiency of hard coal combustion process in low-power boilers by applying innovative design changes to the retort burner Poprawa skuteczności procesu spalania węgla kamiennego w kotłach małej mocy poprzez zastosowanie innowacyjnych zmian konstrukcyjnych palnika retortowego Introduction The European Parliament and Council Directive [1] on air quality and cleaner air for Europe (CAFE) requires EU Member States to meet air quality standards for PM10, PM2.5, arsenic, cadmium, mercury, nickel and polycyclic aromatic hydrocarbons and benzo(a)pyrene emission. The values and dates of their achievement determined by these directives are transposed into the Polish legal order by the Resolution of Minister of the Envi- 1) e.orszulik@gig.eu, tel., fax: ronment [3], on the levels of some substances in the air. The Programs for Limiting Low-Emission (Polish acronym: PONE) have been systematically implemented since 2009 in towns and communes in Poland [4]. The obligation to implement the Environmental Protection Program is based on the Environmental Protection Law [5]. Since the corrective actions provided for in the Air Protection Programs have not produced the expected results, therefore some regional assemblies [6, 7] have imposed restrictions on the use of solid fuels for the production of heat for heating purposes in residential buildings. According to Art. 96 sec. 1 of Environmental Protection Law [5], the provincial assembly strona 691