RELACJA POMIĘDZY MOCĄ CIEPŁOWNICZĄ A ELEKTRYCZNĄ W UKŁADZIE KOGENERACYJNYM Z TURBINAMI GAZOWYMI

Transkrypt

1 RELACJA POMIĘDZY MOCĄ CIEPŁOWNICZĄ A ELEKTRYCZNĄ W UKŁADZIE KOGENERACYJNYM Z TURBINAMI GAZOWYMI Autor: Krzysztof Badyda ( Rynek Energii sierpień 2011) Słowa kluczowe: elektrociepłownie, turbiny gazowe, układy gazowo-parowe, gaz ziemny Streszczenie. W artykule przedstawiono rozważania dotyczące zmiany osiągów układu turbina gazowa-wodny kocioł odzysknicowy w wyniku zastąpienia układem gazowo-parowym. Analizę przeprowadzono dla instalacji wyjściowej o mocy elektrycznej w granicach 20 MW, złożonej z dwóch turbin gazowych. Wyniki obliczeń przedstawiono w formie wykresów - dla wybranych konfiguracji części parowej w układzie jednoprężnym. Rozpatrzono układ z turbiną parową przeciwprężną oraz upustowo-kondensacyjną. Uwzględniono wpływ obecności podgrzewacza sieciowego w kotle odzysknicowym na osiągi układu. 1. WSTĘP W elektrociepłowniach z turbinami gazowymi o umiarkowanej (w granicach do około 20 MW) mocy elektrycznej typowym rozwiązaniem stosowanym na potrzeby kogeneracji jest zabudowa członu ciepłowniczego z wykorzystaniem kotła wodnego ogrzewanego spalinami wylotowymi z turbiny. Taka instalacja w polskich przepisach [6] określana jest mianem turbiny gazowej z odzyskiem ciepła. W większych instalacjach powszechniej stosowanym rozwiązaniem są układy z generacją pary wodnej w zasilanym spalinami z turbiny gazowej kotle odzysknicowym. Stwarza to możliwość generowania dodatkowego strumienia energii elektrycznej dzięki włączeniu w układ turbiny parowej. W takiej konfiguracji (układ gazowo-parowy) istnieje nadal możliwość pracy kogeneracyjnej, przede wszystkim drogą generacji ciepła na potrzeby grzewcze w wymiennikach ciepła zasilanych parą z wylotu oraz/lub upustu turbiny parowej. W istotny sposób zmienia się relacja pomiędzy generowaną mocą elektryczną oraz cieplną dla takiego rozwiązania w porównaniu do poprzedniego na korzyść wzrostu produkcji energii elektrycznej. Obecnie, w jednostce opalanej paliwami gazowymi, istnieje możliwość pozyskania atrakcyjnej ceny za energię elektryczną generowaną w wysokosprawnej kogeneracji. Warunki uzyskania świadectw pochodzenia zdefiniowano w art. 91, pkt. 1) ustawy [9]. Aby otrzymać żółte świadectwa pochodzenia dla całej energii elektrycznej wytworzonej w układzie gazowo-parowym należy wykazać średnioroczną sprawność łączną konwersji energii w instalacji (liczonej zgodnie z zależnością (1)) na poziomie przynajmniej 80% [6]. W przypadku turbiny gazowej z odzyskiem ciepła wystarcza uzyskanie sprawności 75%. W obu rozwiązaniach konieczna jest do wykazania, zgodnie z obowiązującymi procedurami [6] oszczędność energii pierwotnej na poziomie przynajmniej 10% w stosunku do generacji rozdzielonej. W takiej sytuacji niektórzy posiadacze turbin gazowych z odzyskiem ciepła mogą być zainteresowani nadbudową w miejsce wymiennika spaliny-woda części parowej. Sytuacja taka wchodzi w grę również tam, gdzie turbiny gazowe działają w układzie prostym, a gdzie istnieją lub są łatwe do stworzenia możliwości odbioru odpowiednich ilości ciepła na potrzeby grzewcze. 3,6 Eel + Qc η sk = 75 (80)%. (1) Q p W artykule przedstawiono gamę możliwości nadbudowy turbiny gazowej częścią parową, ze wskazaniem typowych uwarunkowań dla kogeneracji. Przykładowe obliczenia przeprowadzono dla zespołu dwóch turbin gazowych o mocy 7,3 MW każda.

2 2. OBIEKT ROZWAŻAŃ, ZAŁOŻENIA Podstawowe dane charakteryzujące obiekt wyjściowy przyjęte do rozważań: zainstalowana moc elektryczna (łącznie obie turbiny gazowe):14,6 MW (ISO), temperatura spalin za turbinami gazowymi (na wlocie do kotłów): 492 (ISO), temperatura wody sieciowej na wlocie do kotła: 70ºC (nom.), 50ºC (min.), temperatura spalin na wylocie z kotła odzysknicowego: 120ºC (max.), 89 (ISO), temperatura wody na wylocie z kotła: 110ºC (nom.), 155ºC (max.), moc cieplna kotła: 11,7 MW (nom.-iso), 12,7 MW (WMT), 8,2 MW (min), strumień masy wody kotłowej: 250 t/h (nom.), 271 t/h (max.), 120 t/h (min.), strumień masy spalin za turbiną: 26,2 kg/s (ISO), sprawność elektryczna: 34%, zainstalowana moc cieplna (łącznie oba turbozespoły): 23,4 MW (ISO), sprawność produkcji (stopień wykorzystania energii paliwa): 88,5%. Sprawność została odniesiona w powyższym zestawieniu do wartości opałowej spalanego gazu ziemnego (LHV a nie ciepła spalania HHV). Dobudowa części parowej do tak skonfiguowanego obiektu związana jest z koniecznością demontażu (lub obejścia) kotłów wodnych po stronie spalin i zabudowy odzysknicowych kotłów parowych. W dalszych rozważaniach założono możliwość schłodzenia spalin do temperatury porównywalnej z uzyskiwaną w kotłach wodnych. Konfigurację części parowej ograniczyć można w rozważaniach do: jednociśnieniowych parowych kotłów odzysknicowych (2 kotły odbierające spaliny ze współpracujących z nimi turbin gazowych); układy wieloprężne nie wchodzą w grę z uwagi na małe rozmiary obiektu, jednej turbiny parowej zdolnej do współpracy z dwoma kotłami pracującymi w warunkach założonego pełnego obciążenia obu turbin gazowych, skraplacza suchego z chłodnią powietrzną lub (wariant alternatywny) mokrego z chłodnią wentylatorową, ewentualnie wymiennika dochładzającego wodę sieciową, odgazowywacza zasilanego parą z upustu turbiny (parą 0,13 MPa), zasilanego parą upustową lub wylotową z turbiny wymiennika ciepłowniczego, wymienników sieciowych zainstalowanych jako ostatnie powierzchnie ogrzewalne w układzie kotłów odzysknicowych, umożliwiających schłodzenie spalin do temperatury końcowej porównywalnej z rozwiązaniem dotychczasowym. Założono współpracę powyższej instalacji z układem dodatkowych źródeł w warunkach zmieniającego się zapotrzebowania odbiorów ciepłowniczych oraz w stanach ruchowych nie umożliwiających dostatecznej dla potrzeb zasilanego systemu grzewczego podaży ciepła w innych okresach (na przykład remonty i awarie). Parametry uzyskane w parowych kotłach odzysknicowych określone zostały na podstawie maksymali-

3 zacji mocy turbiny parowej. Wykorzystanie energii w spalinach założono w sposób nie ograniczający potrzeb części parowej. Do analizy przyjęto typowe wartości spiętrzenia temperatur stosowane w kotłach odzysknicowych instalacji gazowo-parowych [1,2]: minimalną różnicę temperatur w parowniku kotła - T min = 15ºC, minimalną różnicę temperatur w przegrzewaczu pary - T 1min = 25ºC. Sprawność wewnętrzną turbiny parowej potraktowano jako stałą dla całego rozpatrywanego zakresu parametrów i równą na wszystkich fragmentach układu przepływowego η i = 0,85. Z rozważań wyłączano przypadki nie spełniające warunku x wyl > 0,85 dla stopnia suchości pary opuszczającej turbinę. W obliczeniach pominięto przyrost entalpii czynnika roboczego części parowej na pompach. Zaniedbano straty do otoczenia zarówno w kotle odzysknicowym jak i w całej części parowej instalacji. Sprawność mechaniczną turbozespołu o mocy klasy kilku MW przyjęto na podstawie [2] równą η m = 0,988, sprawność generatora części parowej założono η gen = 0,972. Własności termodynamiczne czynnika roboczego w obliczeniach dla części parowej określono na podstawie własnego oprogramowania (PPIE). Własności termodynamiczne spalin obliczono traktując je jako gaz półdoskonały o stałym składzie chemicznym, w przybliżeniu odpowiadającym spalinom opuszczającym turbiny gazowe w warunkach pełnego obciążenia, przy temperaturze zewnętrznej +15ºC. W obliczeniach bilansowych pominięto przechłodzenie skroplin w wymiennikach oraz kondensatu w (ich entalpię określono jak dla stanu nasycenia). Temperaturę wody sieciowej na zasilaniu założono do analiz, jako typową dla okresu poza sezonem grzewczym i równą 45 C. Temperaturę na zasilaniu sieci z EC dla tego okresu przyjęto w obliczeniach 70ºC. Obliczenia, ze względu na ich przybliżony charakter, przeprowadzono przy pominięciu strat ciśnienia czynnika roboczego we wszystkich elementach instalacji. Dla wariantu części parowej z udziałem pracy kondensacyjnej ciśnienie w skraplaczu przyjęto równe 0,005 MPa (0,05 bar). W obliczeniach dla pracy przeciwprężnej turbiny parowej ciśnienie to założono na poziomie 0,05 MPa (0,5 bar). Wartości te odpowiadają temperaturze nasycenia pary odpowiednio równej 33ºC oraz 81ºC. Rys. 1. Wykres T-Q ilustrujący sposób prowadzenia obliczeń części parowej dla różnych wartości p par ciśnienia pary generowanej w kotle odzysknicowym

4 Na tej podstawie w dalszych obliczeniach uzyskano: ilość generowanej pary świeżej z kotła odzysknicowego, ciśnienie pary świeżej, umożliwiające (w zadanej konfiguracji) uzyskanie największej - traktowanej jako optymalna z uwagi na wyniki obliczeń cieplno-przepływowych - mocy generatora części parowej. Sposób doboru parametrów części parowej poprzez zmianę ciśnienia generowanej pary zilustrowano na wykresie T-Q (rys.1). 3. UKŁAD Z PRZECIWPRĘŻNĄ TURBINĄ PAROWĄ Jako pierwszy z przykładów modyfikacji zaproponowano rozważenie instalacji z kotłami odzysknicowymi parowymi oraz przeciwprężną (pracującą z pogorszoną próżnią), zasilaną z kolektora do którego dostarczana jest para z obu kotłów, turbiną parową współpracującą z wymiennikiem ciepłowniczym. Schemat takiego rozwiązania przedstawiono na rys.2. Linią przerywaną zaznaczono możliwość wprowadzenia układu dopalania. W rozważanym przypadku zastosowanie go uznano za niecelowe. Ilość ciepła pozostającego do dyspozycji w kotle odzysknicowym przy założeniu schłodzenia spalin do temperatury końcowej 90 C, przy przyjmowanej do obliczeń (znamionowej) ilości spalin 26,2 kg/s, to około 11,83 MW. W konfiguracji instalacji z rys.2. możliwa do uzyskania temperatura końcowa spalin jest wyższa, a co za tym idzie, mniejsza jest ilość odzyskiwanego ciepła. Ilustrację zależności wskazanych wielkości od ciśnienia pary generowanej w kotle przedstawiono na rys.3. Rys. 2. Uproszczony schemat cieplny układu z przeciwprężną turbiną parową; S-sprężarka, T-turbina, KS1-komora spalania turbiny gazowej, KS2-układ palników dopalających na wlocie kotła odzysknicowego (nie przewidywany w niniejszym układzie), TP-turbina parowa, NTG - moc części gazowej, NTP - moc części parowej Na podstawie rysunku 3 można stwierdzić, że dla rozpatrywanego przypadku istnieje optimum generowanej mocy elektrycznej. Przy założeniach sformułowanych dla rozwiązywanego zadania występuje ono dla ciśnienia pary świeżej równego 5,64 MPa. Optimum pojawia się w wyniku wzrastającej wraz z ciśnieniem sprawności obiegu parowego w instalacji przy równocześnie malejącej możliwości odbioru ciepła od spalin, będącej wynikiem wzrostu tego ciśnienia (można to zaobserwować na rys.1). Różnice uzyskiwanej mocy elektrycznej są tu nieznaczne (zakres zmienności widoczny na rys.3 to około 150 kw, (2 x 75 kw), a więc poniżej 5% wartości maksymalnej).

5 Rys. 3. Zależność mocy na zaciskach generatora N el, ciepła oddawanego z wylotu turbiny do wymiennika sieciowego Q do_wyl oraz temperatury t sp_wyl spalin wylotowych z kotła odzysknicowego w funkcji ciśnienia generowanej pary dla układu z turbiną przeciwprężną (rys.2). Wynik obliczeń odniesiony został do jednego zespołu turbina gazowa kocioł odzysknicowy Drugą z istotnych do oceny wielkości jest tu ilość ciepła kierowana z turbiny do wymiennika ciepłowniczego zasilanego z jej wylotu. W rozpatrywanym zakresie ciśnień od 2 do 10 MPa oddawana tą drogą moc cieplna waha się w zakresie od około 6,9 do 5,3 MW. Mankamentem proponowanego rozwiązania jest ograniczona sprawność kotła odzysknicowego (wobec rosnącej temperatury spalin wylotowych, a więc i wzrastającej entalpii i 2 zal.1). Tym samym wraz ze wzrostem ciśnienia obniżeniu ulega sprawność konwersji energii w proponowanym układzie w stosunku do rozwiązania z wodnym kotłem odzysknicowym. Jej miarą jest temperatura spalin wylotowych zmieniająca się w rozpatrywanym przypadku od 183 C przy ciśnieniu 2 MPa do 238 C przy ciśnieniu 10 MPa. Dla ciśnienia optymalnego z punktu widzenia generacji energii elektrycznej temperatura ta jest równa 213 C. Podsumowując, dla rozwiązania z przeciwprężną turbiną parową można oczekiwać (w odniesieniu do układu złożonego z dwóch turbin gazowych, dwóch kotłów odzysknicowych o parametrach jak wyżej, zasilających jedną turbinę parową): ciśnienia optymalnego w granicach 6 MPa, mocy na zaciskach generatora w granicach 4,5 MW, strumienia masy pary świeżej (dolotowej do turbiny) około 5,71 kg/s (20,5 t/h), strumienia pary z turbiny do skraplacza w granicach 5,47 kg/s (19,7 t/h), mocy ciepłowniczej oddawanej przez wymiennik zasilany z wylotu turbiny w granicach 11,9 MW, temperatury spalin wylotowych około 213 C (oznacza to obniżenie sprawności przetwarzania energii dostarczonej w paliwie do poziomu około 72% w warunkach odpowiadających punktowi pracy rozpatrywanemu w obliczeniach; w praktyce więc jeszcze mniej). Dodatkową wadą powyżej przedstawionego rozwiązania jest brak elastyczności części parowej objawiający się koniecznością ograniczania mocy turbiny parowej w zależności od potrzeb odbioru ciepłowniczego (obciążenia niskie), a także brakiem możliwości zwiększenia mocy w przypadku wzrostu zapotrzebowania powyżej mocy wymiennika (obciążenia wyższe). 4. UKŁAD Z TURBINĄ PRZECIWPRĘŻNĄ I PODGRZEWACZEM SIECIOWYM W KOTLE Eliminację części wad z układu z rys. 2 można osiągnąć wprowadzając do niego dodatkowe wymienniki ciepłownicze ogrzewane spalinami schłodzonymi tylko w ograniczonym stopniu w części

6 parowej. Ilustrację takiego rozwiązania traktowanego jako drugi spośród proponowanych wariantów stanowi rys. 4. Ciepło do celów grzewczych pobierać można tu dodatkowo z podgrzewaczy sieciowych oraz, podobnie jak uprzednio, z wylotu turbiny parowej rozwiązanej również jako przeciwprężna. Rys.4. Uproszczony schemat cieplny instalacji w układzie gazowo-parowym, z turbiną przeciwprężną i wymiennikiem sieciowym jako dodatkową powierzchnią ogrzewalną kotła odzysknicowego. Oznaczenia przyjęto jak na rys.2. Dodatkowo odzyskiwane ciepło można wykorzystać do zasilania sieci, pod warunkiem możliwości jego zagospodarowania. Jest to związane z lokalnymi uwarunkowaniami współpracy źródła ciepła z odbiorami zbilansowaniem potrzeb dla stosownego okresu (np. sezon grzewczy, letni). Poprawę elastyczności układu zapewnić może możliwy do zabudowania system dochładzania wody sieciowej. Alternatywę stanowi wprowadzenie gorącego komina z możliwością regulacji rozdziału spalin częściowo do gorącego komina, reszta, zależnie od potrzeb, do kotła. W przypadku trudności zbilansowania produkcji z zapotrzebowaniem ciepła w krótkich okresach czasu w grę wchodzi zastosowanie układu akumulacji, z wykorzystaniem zasobnika ciepła. Możliwą do uzyskania moc ciepłowniczą dla takiego układu w rozbiciu na części: generowaną w wymienniku zasilanym z wylotu turbiny oraz z wymienników sieciowych przedstawiono na rys.5 - w funkcji ciśnienia pary z kotłów. Moc turbiny parowej jest dla tego przypadku identyczna z przypadkiem omawianym poprzednio. Moc ciepłownicza całości dotycząca układu dwóch pracujących turbin gazowych - możliwa do uzyskania (z pominięciem strat i przy odpowiednio wysokim zapotrzebowaniu odbiorów ciepłowniczych) to około 19,1 MW. Dla tego wariantu można oczekiwać (w instalacji złożonej z dwóch turbin gazowych oraz dwóch kotłów odzysknicowych): ciśnienia optymalnego w granicach 6 MPa, mocy na zaciskach generatora w granicach 4,5 MW, strumienia masy pary świeżej (dolotowej do turbiny) około 5,71 kg/s (20,5 t/h), strumienia pary z turbiny do skraplacza w granicach 5,47 kg/s (19,7 t/h), mocy ciepłowniczej oddawanej przez wymiennik zasilany z wylotu turbiny w granicach 11,9 MW, zaś łącznie z podgrzewaczami wody sieciowej zainstalowanymi w kotłach - około 18,9 MW, temperatury spalin wylotowych około 90 C (oznacza to utrzymanie sprawności przetwarzania energii dostarczonej w paliwie na poziomie odpowiadającym przypadkowi wyjściowemu, ale w warunkach pracy pozwalających na korzystanie z podgrzewaczy wody sieciowej).

7 Rys. 5. Zależność mocy na zaciskach generatora N el, ciepła oddawanego przez układ wymienników sieciowych Q razem oraz (zakładanej do obliczeń) temperatury t sp_wyl spalin wylotowych z kotła odzysknicowego w funkcji ciśnienia generowanej pary dla układu z turbiną przeciwprężną oraz dodatkowymi wymiennikami sieciowymi (rys.4). Wynik obliczeń odniesiony został do dwóch zespołów turbina gazowa kocioł odzysknicowy łącznie 5. UKŁAD Z TURBINĄ UPUSTOWO-KONDENSACYJNĄ I PODGRZEWACZEM SIECIOWYM W kolejnej propozycji rozwiązania części parowej (rys.6) można przyjąć, że pobór ciepła do celów grzewczych następowałby w pierwszej kolejności z podgrzewaczy sieciowych zainstalowanych w niskotemperaturowej części kotłów odzysknicowych, a w dalszej kolejności z upustu regulowanego turbiny parowej. Jest to wariant z członem kondensacyjnym. W przypadku braku źródła wody chłodzącej w sąsiedztwie należałoby się tu liczyć z koniecznością zastosowania chłodni (na przykład wentylatorowej), a w przypadku braku wody również na potrzeby uzupełnienia obiegu chłodzącego chłodni suchej. Rys. 6. Uproszczony schemat cieplny instalacji w układzie gazowo-parowym, z turbiną upustowo-kondensacyjną w części parowej. Oznaczenia przyjęto jak na rys.2 Na rys.7 przedstawiono zależność możliwej do uzyskania mocy na zaciskach generatora części parowej od ciśnienia pary świeżej. Jest ona tu nieco większa niż w przypadku układu przeciwprężnego. Moc części parowej sięga tu granicy 5,7 MW (przy założonym do obliczeń ciśnieniu 0,005 MPa w skraplaczu). Optymalna wartość ciśnienia pary świeżej jest znacząco niższa niż w poprzednim przypadku (tutaj około 3,25 MPa). Wartość ta dotyczy doboru, jako znamionowe, warunków pracy z zamkniętym upustem.

8 Rys.7. Przebieg podstawowych osiągów dla układu z turbiną upustowo-kondensacyjną oraz dodatkowymi wymiennikami sieciowymi (rys.6) w układzie analogicznym do rys.5. Wynik obliczeń odniesiono do dwóch zespołów turbina gazowa kocioł odzysknicowy łącznie oraz zamkniętego poboru pary do wymiennika zasilanego z upustu Wymienniki sieciowe zainstalowane w kotłach odzysknicowych zapewniają uzyskanie przy tym ciśnieniu mocy ciepłowniczej w granicach 5,8 MW. Jest to znacząco poniżej możliwości generacji ciepła sieciowego dla obu wcześniej omawianych przypadków. W typowej sytuacji należy się więc liczyć się z potrzebą regularnego korzystania z upustu turbiny. Może to mieć miejsce również w okresie letnim. Wiąże się to oczywiście z proporcjonalnym do poboru z upustu zmniejszeniem mocy elektrycznej części parowej. Zmniejszenie to jest zależne od wartości ciśnienia w upuście. Stopień wykorzystania energii w paliwie dla przypadku pracy z zamkniętym upustem pary jest tu stosunkowo niski (w granicach 61% dla ciśnienia optymalnego ze względu na uzyskiwaną moc generatora części parowej). Rośnie on wraz z wykorzystaniem pary upustowej. Jeśli przyjąć maksymalny odbiór pary w upuście w granicach 80 90% przepływu do skraplacza (reszta przeznaczona na minimum chłodzenia układu łopatkowego części turbiny parowej) wykorzystanie energii z paliwa wzrasta do około 85% - rys.8. Rys. 8. Zmiany mocy ciepłowniczej oddawanej z układu z turbiną upustowo-kondensacyjną w funkcji poboru pary z upustu oraz ciśnienia za kotłem. Prezentowany wynik obliczeń dotyczy doboru punktu znamionowego, nie stanowi charakterystyki turbiny w funkcji poboru pary z upustu. Wynik obliczeń odniesiony został do dwóch zespołów turbina gazowa kocioł odzysknicowy łącznie W tym przypadku można oczekiwać (w instalacji obejmującej dwie turbiny gazowe, współpracujące z nimi kotły odzysknicowe i upustowo-kondensacyjną turbinę parową): ciśnienia optymalnego w granicach 3,25 MPa (optimum odniesione do pracy czysto kondensacyjnej części parowej, rośnie ono jeśli za nominalną uznać pracę z otwartym upustem), mocy na zaciskach generatora części parowej do około 5,7 MW (praca czysto kondensacyjna),

9 strumienia masy pary świeżej (dolotowej do turbiny) około 6,07 kg/s (21,9 t/h), strumienia pary z turbiny do skraplacza w granicach 5,37 kg/s (19,3 t/h) - praca czysto kondensacyjna, mocy ciepłowniczej oddawanej maksymalnie przez wymiennik zasilany z upustu turbiny w granicach 11,9 MW, z podgrzewaczy wody sieciowej zainstalowanych w kotłach około 5,8 MW, temperatury spalin wylotowych około 90 C (nie oznacza to utrzymania sprawności przetwarzania energii dostarczonej w paliwie na dotychczasowym poziomie, ze względu na istnienie członu kondensacyjnego). Układ proponowany powyżej może charakteryzować się zbyt małą do zaspokojenia typowych potrzeb podażą ciepła uzyskiwanego wyłącznie z wymienników zasilanych spalinami zza części parowej kotła odzysknicowego. Jego parametry zostały dobrane pod kątem produkcji energii elektrycznej z części parowej. Realizując cel lepszego dostosowania do potrzeb stałego (okres letni) odbioru ciepłowniczego można by odpowiednio podnieść ciśnienie generowanej pary. Tą drogą, kosztem uzyskiwanej mocy elektrycznej można ograniczyć używanie upustu regulowanego do zakresu powyżej uznanej za zadowalająco wysoką mocy ciepłowniczej. Ilustrację zmian mocy ciepłowniczej i elektrycznej w funkcji dobieranego ciśnienia pary przed turbiną można prześledzić na rys.7. Ubocznym skutkiem wzrostu ciśnienia generowanej pary będzie ograniczenie strumienia jej objętości na wlocie i wylocie turbiny parowej (czynnik decydujący o rozmiarach maszyny, ale także mający wpływ na rozmiary układu łopatkowego i w konsekwencji sprawność wewnętrzną). Rys. 9. Zmiany mocy oddawanej w układzie z upustowo-kondensacyjną turbiną parową do skraplacza w funkcji poboru pary upustowej oraz ciśnienia pary świeżej. Na rysunku zaznaczono również stopień wykorzystania energii dostarczonej w paliwie liczony zgodnie z zależnością (1) Jeśli za stan nominalny pracy uznać działanie turbiny z otwartym (na przykład częściowo) upustem regulowanym, można oczywiście uzyskać z układu moc ciepłowniczą wyższą. Odpowiednio zmaleje nominalna wartość mocy elektrycznej. Odpowiednią charakterystykę ilustrującą związek tych wielkości ze stopniem otwarcia upustu, mierzonym poborem pary do wymiennika sieciowego stanowi rys.8. Obliczenia zrealizowano dla zakładanego stałego ciśnienia w upuście (0,13 MPa). Rysunek nie stanowi charakterystyki turbiny w rozumieniu analizy zmiennych warunków pracy urządzenia (w tej roli można go traktować jedynie jako zgrubne przybliżenie). Stanowi on ilustrację możliwości doboru relacji mocy ciepłowniczej i elektrycznej instalacji w warunkach uznanych za znamionowe. Uzupełnienie informacji z rys.8 stanowi rys.9, gdzie dla tego samego przypadku przedstawiono zmiany ilości ciepła oddawanego do skraplacza oraz stopień wykorzystania - w układzie gazowo-parowym - energii dostarczonej w paliwie (wskaźnik odniesiono do wartości opałowej oraz sprawności turbiny gazowej równej 34%). Zgodnie z wcześniej przedstawioną informacją, stopień wykorzystania energii

10 (sprawność instalacji) może osiągnąć wysokie wartości, ale jedynie w warunkach dużego poboru ciepła z parą upustową. 6. UKŁAD DWUPRĘŻNY Z TURBINĄ PRZECIWPRĘŻNĄ, INNE MOŻLIWOŚCI Istnieje możliwość rozbudowy rozważanej instalacji o generację pary na dodatkowym, niższym poziomie ciśnienia (układ dwuprężny). W przypadku rozwiązania z turbiną przeciwprężną daje to możliwość wzrostu mocy elektrycznej części parowej przy schłodzeniu spalin do temperatury w granicach 105 C. Rezygnując z wymienników spaliny-woda, lub ograniczając znacznie ich rozmiar (do zakresu temperatury od wspomnianych około 105 C do około 90 C) uzyskać można instalację przeciwprężną oddającą podobną jak w przypadku omawianym w rozdz.3 moc ciepłowniczą, z turbiną parową o nieco większej mocy (około 15 procent w stosunku do wariantu z rozdz.3). Istotną cechą takiego rozwiązania jest spodziewany wzrost kosztów części parowej ze względu na komplikację układu technologicznego. Byłoby to związane z koniecznością dodatkowej generacji pary o niskim ciśnieniu (na poziomie 3 do 5 barów), budowy dodatkowego odgazowywacza, dodatkowych rurociągów parowych na niskie parametry, rozbudowę powierzchni ogrzewalnej kotła itd. Ciepłownicze układy gazowo-parowe z generacją pary na dwóch poziomach ciśnienia stosowane są w instalacjach o zauważalnie większej mocy [3,5]. Przedstawiony zestaw wariantów budowy części parowej instalacji nie wyczerpuje wszystkich możliwości jej konfiguracji również dla wersji jednoprężnej. Inne propozycje rozwiązań części parowej układów gazowo-parowych, choć zorientowane przede wszystkim na elektrownie kondensacyjne można odnaleźć w [1,2], z dodatkowym uwzględnieniem wariantów dotyczących niektórych rozwiązań dla elektrociepłowni również w [3,4,5]. 7. PODSUMOWANIE Na rys.10 została zestawiona informacja o możliwej do uzyskania dodatkowej mocy w dobudowanej do turbiny gazowej z odzyskiem ciepła części parowej, w analizowanych konfiguracjach oraz sprawności tak zmodyfikowanych instalacji. Zamieszczono także wynikową dla tych konfiguracji wartość sprawności, liczoną zgodnie z równ. (1). Jako zmienną niezależną przyjęto ciśnienie generowanej pary. Przyrost mocy po stronie części parowej w układzie z turbiną przeciwprężną stanowi około 30 31% jej poziomu dla rozwiązania wyjściowego. W układzie z turbiną kondensacyjną jest to nieco więcej (w granicach 37 39%), ale dla układu z turbiną upustową jest to wartość zależna od poboru pary upustowej. Przy znaczącym poborze z upustu może ona przyjmować znacząco niższe wartości (patrz rys.8). Czynnikiem decydującym o stopniu wykorzystania energii dostępnej w paliwie jest możliwość prowadzenia takiej instalacji przy wysokim skojarzeniu, możliwie w całorocznej pracy. Przede wszystkim konieczny jest w tym celu odbiór ciepła nie wykorzystanego dla potrzeb części parowej do podgrzewania wody w służącym do tego podgrzewaczu sieciowym ogrzewanym spalinami kotłowymi. Widać to wyraźnie na rys.10. W wymienniku tym zagospodarowywany jest strumień ciepła decydujący o przyroście sprawności pomiędzy układem z nim i bez niego. Brak tego wymiennika eliminuje praktycznie instalację z możliwości pozyskania żółtego certyfikatu za całość produkowanej energii elektrycznej. Jego wprowadzenie umożliwia teoretyczne osiągnięcie sprawności na poziomie bliskim

11 89%, co pozostawia pewien zapas dla utrzymania jej średniorocznego poziomu wyższego od dopuszczalnej wartości granicznej (80%). W przypadku układu z turbiną kondensacyjną możliwy do uzyskania poziom sprawności jest znacząco niższy. Przy pracy czysto kondensacyjnej mamy tu do czynienia z brakiem możliwości zbliżenia się do wymaganej w [9] granicy sprawności mierzonej wskaźnikiem (1). Pobór pary z upustu prowadzi, w miarę wzrostu, do spadku mocy elektrycznej ale przy wzroście odbioru ciepła z części parowej i wzroście sprawności liczonej dla kogeneracji. Przekroczenie granicy sprawności 80% związane jest tu z koniecznością uzyskania bardzo znacznego (średnio w granicach 70 80% - rys.9) odbioru pary upustowej. Orientacyjną granicą możliwości technicznych jest tu pobór około 90% strumienia pary trafiającej do części NP przy zamkniętym upuście. Orientacyjny poziom sprawności (1) układu z turbiną kondensacyjną wzrasta tu do poziomu 85 86% (rys.10), ale przy spadku uzyskiwanej mocy elektrycznej części parowej poniżej poziomu uzyskiwanego w turbinie przeciwprężnej (por. rys.9). Rys. 10. Relacja mocy brutto oraz sprawność układu gazowo-parowego w analizowanych wariantach w stosunku do instalacji z wodnymi kotłami odzysknicowymi Wprowadzenie części parowej w miejsce wodnych kotłów odzysknicowych skutkuje możliwością wyprowadzenia z powstałego układu gazowo-parowego pary o wyższych parametrach, na przykład na potrzeby technologiczne odbiorców przemysłowych. Obniża to co prawda możliwą do uzyskania produkcję energii elektrycznej, ale może poszerzać krąg odbiorców ciepła oraz współczynnik skojarzenia elektrociepłowni. Dobór parametrów układów gazowo-parowych jako instalacji energetycznych o złożonej strukturze jest procesem wieloetapowym. Pierwszym elementem takiego postępowania jest (prezentowana powyżej) analiza termodynamiczna możliwych do uzyskania osiągów instalacji, którą można traktować jako poszukiwanie parametrów części parowej prowadzących do najwyższych osiągów. W artykule przedstawiono taką wstępną analizę. Wskazano wariantowo kilka możliwości nadbudowy części parowej w miejsce rozwiązania z wodnymi kotłami odzysknicowymi. Ograniczono się do propozycji generacji pary na jednym poziomie ciśnienia, z uwzględnieniem turbozespołu kondensacyjnego lub upustowo-przeciwprężnego, z zastosowaniem wymienników sieciowych do dochładzania spalin. Uzyskane wyniki obliczeń osiągów turbiny parowej należy uznać za nieco zawyżone. Jest to rezultatem działania pewnych założeń upraszczających przyjętych na wstępie, takich jak: pominięcie strat ciśnienia w części parowej, które można traktować jako równoznaczne z założeniem mniejszej pracy pompowania wody,

12 dość optymistyczne założenie odnośnie sprawności wewnętrznej turbiny parowej, w klasie mocy 5 MW uzyskanie tej sprawności na poziomie 85% można uznać za dość trudne, w rzeczywistych układach gazowo-parowych ciśnienie pary świeżej dobierane jest nieco wyżej od wartości optymalnej wynikającej z obliczeń termodynamicznych (uwagi poniżej), wprowadzenie parowych kotłów odzysknicowych, o bardziej rozbudowanej powierzchni ogrzewalnej spowoduje wzrost oporów przepływu spalin, tym samym wpływając na pewne obniżenie mocy osiągalnej, także turbin gazowych, co w obliczeniach pominięto, nie uwzględniono potrzeb własnych części parowej (napęd pompy wody zasilającej, pompy kondensatu, pompy skroplin) równocześnie nie uwzględniono przyrostu entalpii za pompami w analizie obiegu. Rys. 11. Strumień objętości pary na wlocie i wylocie turbiny parowej. Zależność od ciśnienia początkowego pary przypadek turbiny kondensacyjnej z zamkniętym upustem pary oraz turbiny przeciwprężnej Nieznaczne obniżenie wyniku (w granicach 150 kw) w stosunku do potencjalnych możliwości uzyskano by także proponując wyższe ciśnienie w odgazowywaczu (przy wskazanej powyżej różnicy mocy chodzi o 0,6 MPa). Należy je dostosować do lokalnych potrzeb, wynikających na przykład z realizacji innych odbiorów technologicznych, lub skorelować z wartością ciśnienia w upuście regulowanym. W rozważaniach nie uwzględniono możliwości zagospodarowania części pary na potrzeby zasilania odgazowywaczy wody sieciowej, co w instalacji ciepłowniczej może się okazać naturalnym rozwiązaniem. W przypadku wystąpienia takiej możliwości należy dobrać ciśnienie upustu dostosowując je do tych potrzeb. Ciśnienie w odgazowywaczu dla instalacji parowej należy brać pod uwagę na tym samym poziomie (wykorzystanie tego samego upustu). Pobór ten ograniczy nieco moc uzyskiwaną z części parowej, poprawi jednak przypuszczalnie bilans potrzeb własnych w gospodarce ciepłem. Wpływ parametrów początkowych pary na strumień objętości czynnika roboczego uzyskiwany na wlocie i wylocie turbiny na podstawie wyników obliczeń przeprowadzonych zarówno dla przypadku turbiny przeciwprężnej jak i kondensacyjnej przedstawiono na rys.11. Wiąże się to z możliwą do uzyskania sprawnością wewnętrzną grup stopni turbiny parowej. Jako zmienna niezależna wybierany jest tu zwykle [7] iloczyn strumieni objętości pary dolotowej i odlotowej. Wraz ze wzrostem tego parametru można liczyć na wyższą sprawność wewnętrzną, co jest związane z większymi rozmiarami układu przepływowego (wyższe łopatki).

13 LITERATURA [1] Badyda K., Miller A.: Energetyczne turbiny gazowe oraz układy z ich wykorzystaniem. Kaprint, Lublin [2] Kehlhofer R.: Combined-Cycle Gas and Steam Turbine Power Plants. PennWell Publishing Company, Tulsa, Oklahoma [3] Kotowicz J., Bartela Ł.: Wpływ wybranych kryteriów na charakterystyki termodynamiczne elektrociepłowni gazowo-parowej z kotłem dwucisnieniowym. Rynek Energii 2007, nr 3(70), str [4] Kotowicz J., Bartela Ł.: Wpływ zmiany obciążeń elektrociepłowni gazowo-parowej na charakterystyki termodynamiczne. Rynek Energii, 2008, nr 5, str [5] Miller A., Lewandowski J.: Układy gazowo-parowe na paliwo stałe. WNT, Warszawa [6] Rozporządzenie Ministra Gospodarki z dnia w sprawie sposobu obliczania danych podanych we wniosku o wydanie świadectwa pochodzenia z kogeneracji oraz szczegółowego zakresu obowiązku uzyskania i przedstawienia do umorzenia tych świadectw, uiszczania opłaty zastępczej i obowiązku potwierdzania danych dotyczących ilości energii elektrycznej wytworzonej w wysokosprawnej kogeneracji. Dziennik Ustaw Nr 185/2009, poz [7] Traupel W.: Thermische Turbomaschinen. Band 1. Springer Verlag, Berlin. [8] Ščeglajev A. V.: Parovyje turbiny. Moskwa, Energia [9] Ustawa Prawo Energetyczne z dnia 10 kwietnia 1997 z późniejszymi zmianami (ostatnia zmiana Dziennik Ustaw Nr 21/2010 poz.104. RELATIONSHIP BETWEEN HEATING AND ELECTRIC POWER OUTPUT IN COGENERATION PLANT WITH GAS TURBINES Key words: district heating power plants, gas turbines, combined gas and steam cycles, natural gas Summary. The article presents analysis on the changes in the performance of gas turbine district heating power plan with waste heat water boiler due to the replacement of combined cycle gas and steam unit. Analysis was performed for the installation of electrical power output about 20 MW, consisting of two gas turbines. The calculation results are presented in the form of graphs-for selected configurations of steam part in the single-pressure arrangement. It was a lay-out with backpressure and extraction-condensing steam turbine considered. The impact of the introduction of waste heat water heater in the boiler on the performance of the system was taken into account. Krzysztof Badyda, dr hab. inż. profesor nadzwyczajny na Politechnice Warszawskiej, Prodziekan Wydziału Mechanicznego Energetyki i Lotnictwa (MEiL); autor wielu prac z obszaru matematycznego modelowania instalacji energetycznych, problematyki ograniczania emisji w instalacjach energetycznych, poprawy ekonomiki pracy elektrowni i elektrociepłowni oraz analiz awarii w instalacjach energetycznych.