Rok 2012 (LVII) Nr 3 (247)

Transkrypt

1 Rok 2012 (LVII) Nr 3 (247) Katarzyna Lukoszek Energopomiar Sp. z o.o., Dyrektor ds. marketingu IV Konferencja Zakładu Techniki Cieplnej Optymalizacja procesów energetycznych dobra praktyka inżynierska w energetyce i przemyśle IV th conference by Zakład Techniki Cieplnej Optimization of power processes good engineering practice in power industry and other industrial branches W dniach kwietnia 2012 r. w Bronisławowie odbyła się IV Konferencja Zakładu Techniki Cieplnej pt. Optymalizacja procesów energetycznych dobra praktyka inżynierska w energetyce i przemyśle. Organizatorem konferencji był ENERGO- POMIAR Sp. z o.o. Honorowy Patronat nad konferencją objęło Ministerstwo Gospodarki. Wydarzeniu patronował Portal CIRE i czasopisma: Energetyka, Energetyka Cieplna i Zawodowa oraz Pompy Pompownie. W konferencji wzięło udział ponad 130 uczestników reprezentujących przede wszystkim sektory energetyki zawodowej i przemysłowej. Podczas konferencji wygłoszono 29 referatów. Konferencja była podzielona na 5 bloków tematycznych: Systemy wspierające efektywne wytwarzanie i użytkowanie energii. Optymalizacja procesów wytwarzania energii. Optymalizacja maszyn przepływowych. Optymalizacja procesów energetycznych. Optymalizacja procesów spalania i współspalania biomasy. Obrady konferencji otworzyli Robert Witek, Dyrektor Techniczny Energopomiar Sp. z o.o. oraz Edward Magiera, Dyrektor Zakładu Techniki Cieplnej w Energopomiar Sp. z o.o. Jako pierwszy został wygłoszony referat Tomasza Słupika, poświęcony roli dobrej praktyki inżynierskiej w obniżaniu kosztów funkcjonowania przedsiębiorstwa. strona 543 (32)

2 Otwarcie konferencji Specjaliści i inżynierowie Energopomiaru, firmy z 62-letnią tradycją, stoją na stanowisku, że dobra praktyka inżynierska powinna odgrywać większą rolę we wszystkich procesach służących poprawie efektywności wykorzystania, przesyłu i produkcji energii. W przypadku urządzeń składa się na nią dbałość o jakość działań podejmowanych przez odpowiednie służby na każdym etapie cyklu życia od fazy koncepcyjnej poprzez opracowanie kryteriów dostaw, projektowanie, zabudowę i uruchomienie, pomiary gwarancyjne, aż po bieżącą kontrolę eksploatacji. Wśród zaproszonych prelegentów znaleźli się Henryk Kaliś, reprezentujący Izbę Energetyki Przemysłowej i Odbiorców Energii i Zakłady Górniczo-Hutnicze Bolesław, który omówił praktyczne aspekty aktów prawnych dotyczących efektywności energetycznej, oraz Wojciech Stawiany z Narodowego Funduszu Ochrony Środowiska i Gospodarki Wodnej, którego prezentacja była poświęcona programom priorytetowym wspierającym m.in. poprawę efektywności energetycznej. Referaty poświęcone systemom zarządzania energią według ISO przedstawili przedstawiciele British Standards Institution Group Polska oraz Anna Tamaka z Energopomiaru. Kwestie dotyczące audytów efektywności energetycznej omówił Roman Kołodziej (Energopomiar). Na uwagę zasługuje uniwersalność narzędzia, jakim są audyty mogą być realizowane m.in. w celu pozyskania białych certyfikatów, na potrzeby identyfikacji potencjału oszczędności energii w projektach współfinansowanych np. ze środków NFOŚiGW w ramach programu Efektywne Wykorzystanie Energii, jako element systemowej kontroli w procesie zarządzania energią (np. według norm PN EN lub ISO 50001) lub też stanowić element diagnostyczny utrzymania ruchu. Z dużym zainteresowaniem uczestników spotkały się referaty przedstawione przez pracowników Energopomiaru, poświęcone zasadom optymalnej pracy skraplaczy i wymienników ciepła (Tomasz Słupik), wpływowi regeneracji na pracę jednostek wytwórczych kondensacyjnych i ciepłowniczych oraz analizie efektów pracy bloku energetycznego z parametrami poślizgowymi (Robert Cholewa). Za ciekawe i mało rozpowszechnione zagadnienie uznano wykorzystanie metod znacznikowych do identyfikacji potencjału oszczędności. Ogólne zasady dotyczące regulacji urządzeń pomocniczych przedstawił Mateusz Kasprzyk (Energopomiar). W bloku Optymalizacja maszyn przepływowych swoje doświadczenia przedstawili reprezentanci firm: ABB, Hydro-Pomp, Powen- Wafapomp, Energotest, Voith Turbo, Sigma Polska. Wiele miejsca poświęcono oszczędności energii oraz optymalizacji pracy urządzeń energetycznych. Nie zabrakło również dyskusji na temat bezpieczeństwa energetycznego, w tym obronie przed blackoutem (Wieńczysław Wasik, Energopomiar), a także systemów informatycznych wspierających wytwarzanie ciepła i energii elektrycznej (Robert Cholewa, Energopomiar). Praktycznych wskazówek dotyczących pomiarów odbiorczych i gwarancyjnych układów kogeneracyjnych opartych na silnikach gazowych udzielił uczestnikom Szymon Pająk (Energopomiar). Referat pt. Odzysk ciepła z transformatorów energetycznych z chłodzeniem olejowo-powietrznym przedstawił Mariusz Mietelski (Energopomiar). Piotr Plis (Energopomiar) omówił zagadnienia związane z pozyskiwaniem certyfikatów energetycznych przez przedsiębiorstwa przemysłowe. Referat Dawida Kijowskiego dotyczył opracowywanych przez Energopomiar sprawozdań zawierających analizę kształtowania się wskaźników zużycia energii chemicznej paliwa w elektrowniach i elektrociepłowniach zawodowych. W bloku poświęconym spalaniu i współspalaniu biomasy specjaliści Energopomiaru omówili: właściwości fizykochemiczne paliw pochodzących ze źródeł odnawialnych (Rafał Szymanowicz), związek między parametrami pracy kotła a jakością pracy instalacji młynowej (Dariusz Dekarz), wpływ współspalania biomasy na żywotność powierzchni ogrzewalnych kotłów (Artur Jasiński), a także na sprawność kluczowych elementów bloku energetycznego (Agnieszka Wypych). Na przykładzie biogazowni omówiono zasady dokonywania analizy wrażliwości w projektach inwestycyjnych (Piotr Bakoń). Na zakończenie konferencji firma OMC Envag przedstawiła możliwości zastosowania wideotermografii płomienia do optymalizacji procesu spalania w kotłach energetycznych. Uczestnicy konferencji Zgodnie z założeniami organizatora, Konferencja Zakładu Techniki Cieplnej została uznana przez uczestników za jedną z najlepszych merytorycznie na rynku. Zapraszamy na następną edycję w kwietniu 2014 r. q strona 544 (33)

3 Dr inż. Robert Cholewa ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Zakład Techniki Cieplnej Analiza efektów pracy bloku energetycznego z parametrami poślizgowymi 1) Work effects analysis of a power unit with slip parameters Przez pracę bloku energetycznego na parametrach poślizgowych rozumie się regulację mocy bloku polegającą na pracy z całkowicie otwartymi zaworami regulacyjnymi i zmiennym, zależnym od obciążenia, ciśnieniem pary do turbiny. W praktyce eksploatacyjnej, ze względu na wymagania instrukcji ruchu i eksploatacji związane głównie z regulacyjnością bloku, praca z parametrami poślizgowymi musi być zastępowana pracą z parametrami modyfikowanymi. Przy pracy z parametrami modyfikowanymi ciśnienie pary przed turbiną zmienia się wraz z obciążeniem, ale jest ono wyższe niż przy pracy z pełnym poślizgiem, a zawory pary przed turbiną są częściowo przymknięte. Ciśnienie modyfikowane dobierane jest tak, aby blok spełniał wymagania dotyczące dynamiki zmiany obciążenia i naprężeń termicznych. W dalszej części artykułu wszystkie rozważania dotyczące pracy z parametrami poślizgowymi odnoszą się również do pracy z parametrami modyfikowanymi. Praca bloków energetycznych na parametrach poślizgowych ma niepodważalne teoretyczne zalety termodynamiczne: mniejsze zapotrzebowanie mocy na napęd pomp wody zasilającej; mniejsze straty dławienia na zaworach i w konsekwencji większy izentropowy spadek entalpii w części wysokoprężnej (WP) turbiny odniesiony do parametrów pary za zaworami regulacyjnymi; większe możliwości utrzymania znamionowej temperatury za przegrzewaczem międzystopniowym przy niskich obciążeniach ze względu na wyższą temperaturę pary za częścią WP turbiny. W przypadku bloków zaprojektowanych do pracy ze stałym ciśnieniem pary przed turbiną przed podjęciem decyzji o zmianie sposobu regulacji bloku należy rozważyć dodatkowe czynniki, ponieważ: regulacja bloku przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną, w której to kocioł jest elementem wiodącym, będzie charakteryzowała się mniejszą dynamiką w porównaniu z regulacją realizowaną przez zmianę położenia zaworów przed turbiną, gdy elementem wiodącym będzie turbina; przy pracy z poślizgowym ciśnieniem walczak będzie narażony na większe zmiany temperatury czynnika (w związku ze 1) Niniejszy artykuł dr. inż. Roberta Cholewy oparty jest na referacie wygłoszonym podczas IV Konferencji Szkoleniowej Zakładu Techniki Cieplnej Optymalizacja procesów energetycznych dobra praktyka inżynierska w energetyce i przemyśle, zorganizowanej przez ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Bronisławów, kwietnia 2012 r. zmianami temperatury nasycenia), co będzie prowadzić do występowania w nim dodatkowych naprężeń termicznych, ale z drugiej strony mniejsze naprężenia termiczne będą występowały na turbinie, gdyż w tym przypadku temperatura pary za zaworami regulacyjnymi będzie utrzymywana na stałym poziomie (brak dławienia izentalpowego na zaworach); przy pracy z poślizgowymi parametrami pary do turbiny zwiększy się ilość ciepła, które będzie musiało być przekazane w parowniku, a zmniejszy się ilość ciepła, które czynnik musi przejąć w przegrzewaczu; sprawności wewnętrzne układu łopatkowego części WP mogą się zmienić przy przejściu na poślizgowe parametry pracy, gdyż gęstość pary przed pierwszym stopniem łopatek ulegnie zmianie. Kluczowe jest to, aby przed podjęciem decyzji o przejściu na poślizgowe lub modyfikowane ciśnienie przed turbiną wykazać korzyści płynące ze zmiany regulacji bloku. Należy podkreślić, że praktyczne wykazanie tych korzyści jest trudne, gdyż zmiana jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół przy zmianie regulacji jest tego samego rzędu, co niepewność pomiarowa jej wyznaczania. Poniżej w artykule wyznaczone zostaną teoretyczne korzyści energetyczne wynikające z pracy bloku z parametrami poślizgowymi oraz zaprezentowana zostanie metodyka pozwalająca w sposób jednoznaczny wyznaczyć te korzyści dla eksploatacyjnych warunków pracy. Przedstawiony zostanie przykład pomiarów, w których wykazano zasadność pracy z parametrami poślizgowymi oraz przykład, który pokazuje, że przejście bloku ze zmodyfikowanym ciśnieniem pary przed turbiną na pracę z ciśnieniem poślizgowym jest nieuzasadnione energetycznie. Ponadto w artykule wyznaczono gradienty temperatury w czasie występujące przy zmianie obciążenia w obrębie kotła i turbiny oraz wyznaczono zmianę strumieni ciepła przekazywanego w poszczególnych częściach kotła do pracy z poślizgowym i stałym ciśnieniem pary przed turbiną. Metodyka pomiarowego wykazania efektu energetycznego pracy z poślizgowymi parametrami pary W artykule stwierdzono, że praca bloku z poślizgowymi parametrami pary przed turbiną w stosunku do pracy z parametrami nominalnymi może maksymalnie (dla obciążenia około 60% obciążenia znamionowego) powodować zmianę jednostkowego strona 545 (34)

4 zużycia energii chemicznej paliwa brutto o 0,5% i netto o 1%. Niepewność pomiarowa wyznaczenia jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa brutto wynosi ponad ±1%, a netto ponad ±1,2%. Dzięki wykorzystywaniu do pomiarów porównawczych zazwyczaj tych samych zwężek i przyrządów pomiarowych (bez ich demontażu) oraz wykonywaniu pomiarów jednego po drugim zmniejsza się niepewność pomiarową wyznaczonej różnicy wskaźnika przy pracy ze stałym i poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną do około ±0,2% dla wskaźnika brutto i ±0,3% dla wskaźnika netto. Niepewność pomiarowa dla wyznaczonej różnicy wskaźnika brutto wynosi zatem aż 40% spodziewanego efektu dla wskaźnika brutto i 30% dla wskaźnika netto. Dlatego do wykazania efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary przed turbiną zaleca się wykonanie pomiarów porównawczych wielkości wpływających na całościowy efekt energetyczny, w tym: sprawności wewnętrznej części WP turbiny (bez zaworów regulacyjnych), parametrów pary przed i za częścią WP turbiny, parametrów pary międzystopniowo przegrzanej, zapotrzebowania mocy na napęd pomp wody zasilającej. Przy takich pomiarach uniezależniamy się od niepewności pomiarowej zużycia pary i korekty ze względu na ciśnienie pary w skraplaczu. Obliczona na podstawie zmierzonych wielkości różnica jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa przy pracy z poślizgowym i stałym ciśnieniem pary przed turbiną jest zatem obarczona zdecydowanie mniejszą niepewnością pomiarową niż różnica wskaźników wyznaczonych na podstawie tradycyjnych pomiarów bloków. Aby rozróżnić nową proponowaną metodę wykazywania efektu pracy na parametrach poślizgowych, nazwano ją metodą diagnostyczną. Poniżej podano proponowaną metodykę obliczeń. Zmiana jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa przez blok: brutto: (1) Zmiana zużycia ciepła przez turbozespół: M1 zużycie pary przez turbozespół, t/h; M3 strumień pary do przegrzewacza międzystopniowego, t/h; H1 zmiana entalpii pary świeżej, kj/kg; H2 zmiana entalpii pary za częścią WP turbiny, kj/kg; H3 zmiana entalpii pary międzystopniowo przegrzanej, kj/kg; N WP zmiana mocy części WP turbiny, MW; M1JP jednostkowe zużycie pary przez turbinę, kg/kwh. W obliczeniach pominięto wpływ ciśnienia pary przed turbiną na pracę regeneracji i wtrysk wody do regulacji temperatury pary międzystopniowo przegrzanej, gdyż jest on bardzo niewielki. Zmiana mocy elektrycznej turbozespołu: η g η m iloczyn sprawności turbiny mechanicznej i generatora, %; T PWP zmiana temperatury pary międzystopniowo przegrzanej, C; K PWP korekta mocy elektrycznej uwzględniająca zmianę temperatury pary międzystopniowo przegrzanej, MW/ C. Zmiana entalpii pary za turbiną wynikająca ze zmiany sprawności części WP i zmiany izentropowego spadku entalpii: (3) (4) (5) netto: η K sprawność kotła jednakowa dla obu przypadków, ponieważ pomimo zmian parametrów pary/wody parametry wpływające na główne straty kotłowe nie ulegną znaczącej zmianie (ewentualny niekorzystny efekt pracy z parametrami poślizgowymi na kocioł będzie dotyczył tylko temperatury pary do turbiny, %; N przyjęto jednakową moc bloku, a rozważono zmianę zużycia ciepła, MW; QP zużycie ciepła przy pracy z nominalnym ciśnieniem pary przed turbiną, GJ/h; QP zmiana zużycia ciepła przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną w stosunku do pracy z ciśnieniem nominalnym, GJ/h; N PWZ zmiana zapotrzebowania mocy do napędu pomp wody zasilającej, MW. (2) H2s entalpia pary przy rozprężaniu izentropowym od ciśnienia za zaworami P1 do ciśnienia P2, kg/h; η WP sprawność wewnętrzna części WP wyznaczona dla parametrów pary za zaworami, %. Indeks p dotyczy parametrów przy pracy poślizgowej. Entalpię pary H2 można byłoby wyznaczyć bezpośrednio na podstawie pomiarów parametrów pary P2 i T2, ale ponieważ parametry te zmieniają się również ze zmianą strumienia pary do turbiny, który podczas pomiarów porównawczych nie będzie taki sam, dokładniejsze wyniki otrzymamy dzięki zastosowaniu powyższego wzoru. Sprawność wewnętrzną wyznacza się jako stosunek rzeczywistego i izentropowego spadku entalpii w układzie łopatkowym części WP turbiny. Parametry pary za zaworami wyznacza się przy założeniu przemiany izentalpowej na zaworach. Ciśnienie pary za zaworami, według prawa przelotności Stodoli-Flügla, zależy wyłącznie od zużycia pary i dlatego dla pracy z poślizgowym oraz znamiono- strona 546 (35)

5 wym ciśnieniem pary dolotowej jest ono takie same. W przypadku braku pomiarów ciśnienia pary za zaworami można oszacować to ciśnienie na podstawie przyjętych strat ciśnienia na zaworach przy ich całkowitym otwarciu. Obliczenia efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary na podstawie danych uproszczonych W prezentowanej analizie obliczeniowej efektywności pracy bloku z poślizgowymi parametrami pary przed turbiną zastosowana została metoda diagnostyczna, która sprowadza się w zasadzie do zmierzenia, jak w wyniku zmiany ciśnienia pary przed turbiną zmieni się temperatura pary świeżej, temperatura pary wtórnie przegrzanej, sprawność wewnętrzna części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych i zapotrzebowanie mocy na napęd pomp wody zasilającej. Poniżej przedstawiono obliczenia teoretycznego efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary do turbiny przy założeniu, że temperatura pary do turbiny i pary międzystopniowo przegrzanej będzie równa temperaturze znamionowej, a sprawność wewnętrzna części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych nie ulegnie zmianie. Ponadto przy określaniu zapotrzebowania mocy na napęd pomp wody zasilającej założono, że sprawność wewnętrzna pompy również pozostanie bez zmian. Tak wyznaczony efekt będzie ujmował jedynie efekty termodynamiczne związane ze zmianą izentropowego spadku entalpii na części WP turbiny i zmianę przyrostu ciśnienia w pompach wody zasilającej. Przykładowe obliczenia przeprowadzono dla bloku o mocy znamionowej 125 MW i obciążenia bloku na poziomie 70 MW (około 60%), dla którego wykonano również pomiary cieplne z poślizgowym i znamionowym ciśnieniem pary do turbiny. Do obliczeń przyjęto dane wynikające z pomiarów lub z wartości znamionowych: sprawność wewnętrzna części WP turbiny wyznaczona z wyłączeniem zaworów regulacyjnych wynosi 80%; temperatury pary świeżej i międzystopniowo przegrzanej wynoszą 535 C; straty ciśnienia na zaworach regulacyjnych wynoszą 7% przy ich całkowitym otwarciu; sprawność pompy wody zasilającej wynosi 75%; jednostkowe zużycie ciepła wynosi 9900 kj/kwh, a jednostkowe zużycie pary 3,3 kg/kwh; iloczyn sprawności mechanicznej i generatora założono na poziomie 97,5%; dla mocy 70 MW zużycie pary wynosi 230 t/h, a zużycie ciepła wynosi 693 GJ/h. Rys. 1. Linia rozprężania pary w części WP turbiny dla dwóch metod regulacji mocy bloku wzrost użytecznego spadku entalpii w części WP turbiny o 15 kj/kg (z 336 kj/kg na 351 kj/kg), co w przełożeniu na zużycie pary na poziomie 230 t/h oraz iloczyn sprawności mechanicznej i generatora rzędu 97,5% daje 0,940 MW mocy. Przy zużyciu pary wynoszącym 230 t/h ze względu na zmianę parametrów pary przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary otrzymano następujące wyniki metodą diagnostyczną: zużycie ciepła według wzoru (3) i przy pośrednim zastosowaniu wzorów (4) i (5) maleje o 2,49 GJ/h; jednostkowe zużycie ciepła i jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa brutto według wzoru (1) maleją o 0,36%. Zapotrzebowanie mocy do napędu pomp wody zasilającej wyznaczono na podstawie pomiarowych ciśnień za pompą wody zasilającej. Przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary ciśnienie za pompą wynosiło 10,2 MPa, a przy pracy ze znamionowym ciśnieniem pary osiągnęło 14,8 MPa. Gęstość wody przed pompą wynosiła dla obu przypadków 945 m 3 /h, a ciśnienie przed pompą 215 kpa. Teoretyczną moc pompy wyznaczono ze wzoru: Wyniki obliczeń efektów energetycznych brutto przedstawiono na rysunku 1. Uzyskano następujące efekty energetyczne dla pracy z poślizgowym ciśnieniem pary świeżej w stosunku do pracy z ciśnieniem znamionowym: wzrost strumienia ciepła przekazanego w kotle do pary świeżej o 67 kj/kg; spadek strumienia ciepła przekazywanego parze w przegrzewaczu międzystopniowym o 40 kj/kg; wzrost izentropowego spadku entalpii w części WP turbiny o 19 kj/kg (z 419 kj/kg do 438 kj/kg); m strumień wody zasilającej, t/h; p przyrost ciśnienia wody w pompie, kpa; υ objętość właściwa wody (odwrotność gęstości), m 3 /kg; η ip sprawność wewnętrzna pompy, %. (6) strona 547 (36)

6 Na podstawie powyższego wzoru przy pracy poślizgowej moc pomp wody zasilającej powinna zmniejszyć się z 1,330 MW do 0,905 MW, to jest o 0,425 MW. Jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa netto według wzoru (2) zmniejszy się zatem o 0,93%. Obliczenia efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary na podstawie danych rzeczywistych W poprzednim rozdziale artykułu wykonano obliczenia teoretycznego efektu pracy bloku z poślizgowymi parametrami pary przy założeniu, że temperatury pary do turbiny i międzystopniowo przegrzanej będą równe temperaturze znamionowej, a sprawność wewnętrzna części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych i pompy nie ulegnie zmianie. W rzeczywistości zmienia się ilość ciepła przekazywanego w kotle i rozkład tego ciepła między parownik i przegrzewacz. Ponadto zmniejsza się ilość ciepła przekazywanego w przegrzewaczu międzystopniowym. Zmianie może ulec również sprawność wewnętrzna układu łopatkowego części WP turbiny i sprawność wewnętrzna pompy. Poniżej zaprezentowano wyniki pomiarów dla poprzednio rozpatrywanego bloku. Przy pracy z poślizgowymi parametrami pary do turbiny w stosunku do pracy ze znamionowymi parametrami: temperatura pary przed częścią WP turbiny spadła o 3 C (z 530,4 na 527,4 C), temperatura pary międzystopniowo przegrzanej wzrosła o 5,3 C (z 513,3 na 518,6 C), sprawność wewnętrzna części WP bez zaworów spadła o 0,3 punkty procentowe (z 80,0 na 79,7%), zapotrzebowanie mocy do napędu pomp wody zasilającej spadło o 0,380 MW wobec 0,425 MW przy założeniu braku zmian sprawności wewnętrznej pompy. Rys. 2. Linia rozprężania pary w turbinie dla dwóch metod regulacji mocy bloku W porównaniu z obliczeniami na danych teoretycznych wynik jest prawie taki sam, gdyż niewielki spadek sprawności wewnętrznych części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych i pompy oraz spadek temperatury pary przed turbiną zostały zrównoważone przez wzrost temperatury pary międzystopniowo przegrzanej. Wyniki obliczeń efektów energetycznych brutto przedstawiono na rysunku 2. Uzyskano następujące efekty energetyczne dla pracy z poślizgowym ciśnieniem pary świeżej w stosunku do pracy z ciśnieniem znamionowym: wzrost ciepła przekazanego w kotle do pary świeżej o 49 kj/kg, spadek strumienia ciepła przekazywanego parze w przegrzewaczu pary międzystopniowo przegrzanej o 25 kj/kg, wzrost izentropowego spadku entalpii w części WP turbiny o 18 kj/kg (z 415 kj/kg do 433 kj/kg), wzrost użytecznego spadku entalpii w części WP turbiny o 13 kj/kg (z 332 kj/kg na 345 kj/kg), co w przełożeniu na zużycie pary na poziomie 230 t/h oraz iloczyn sprawności mechanicznej i generatora rzędu 97,5% daje 810 kw mocy. Przy zużyciu pary wynoszącym 230 t/h ze względu na zmianę parametrów pary przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary otrzymano następujące wyniki metodą diagnostyczną: zużycie ciepła według wzoru (3) i przy pośrednim zastosowaniu wzorów (4) i (5) maleje o 2,8 GJ/h, jednostkowe zużycia ciepła i jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa brutto według wzoru (1) maleją o 0,41%, jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa netto według wzoru (2) maleje o 0,95%. Efekt energetyczny pracy z poślizgowymi parametrami pary wykazany w bezpośrednich pomiarach Na rysunku 3 zamieszczono wykresy zmian jednostkowego zużycia ciepła uzyskane przy bezpośrednich pomiarach cieplnych turbozespołu, dla którego wyniki obliczeń metodą diagnostyczną podano powyżej. Z wykresów wynika, że efekt energetyczny wykazany w bezpośrednich pomiarach jest o około 0,5% większy niż wyznaczony na podstawie metody diagnostycznej i dla mocy brutto 70 MW wynosi odpowiednio: 0,9% dla wskaźnika brutto i 1,5% dla wskaźnika netto. Należy jednak podkreślić, że biorąc pod uwagę niepewności pomiarowe wykazane wcześniej wartości poprawy 0,41% dla wskaźnika brutto i 0,95% dla wskaźnika netto są bardziej wiarygodne. Warto dodać, że wykazane efekty dodatnie pracy przy ciśnieniu poślizgowym dla bloku 125 MW nie są normą. Dlatego też na każdym bloku, na którym zamierza się wprowadzić taką regulację jego mocy, warto przeprowadzić pomiary i analizę zaprezentowaną powyżej. strona 548 (37)

7 504 C, co daje maksymalny gradient temperatury na poziomie 0,6 C na minutę. Podsumowując, przy pracy na parametrach poślizgowych pary świeżej można zakładać wystąpienie gradientu temperatury w walczaku maksymalnie na poziomie 1 C na minutę, a przy pracy ze znamionowym ciśnieniem pary świeżej można zakładać wystąpienie gradientu temperatury pary przed układem łopatkowym części WP maksymalnie na poziomie 0,6 C. Inaczej mówiąc, przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary w stosunku do pracy z ciśnieniem znamionowym gorsze warunki pod względem naprężeń wystąpią na kotle, a lepsze na turbinie. Przy przejściu na poślizgowe parametry pary do turbiny należy zatem skonsultować sprawę naprężeń termicznych z dostawcą kotła. Podsumowanie Rys. 3. Zmiany jednostkowego zużycia ciepła turbozespołu wykazane w bezpośrednich pomiarach Aby udowodnić, że mogą wystąpić również efekty ujemne przy pracy z ciśnieniem poślizgowymi, poniżej pokazano wynik dla bloku 370 MW, gdzie porównano efektywność jego pracy przy ciśnieniu poślizgowym i modyfikowanym. Uzyskano następujące wyniki pośrednie: temperatura pary przed częścią WP turbiny nie uległa zmianie, temperatura pary międzystopniowo przegrzanej wzrosła o 6,0 C (z 524,4 na 530,0 C), sprawność wewnętrzna części WP bez zaworów zmalała o ponad 4,0 punkty procentowe (z 94,5 na 90,5%), pobór pary przez turbinę pomocniczą zmalał o 3,7 t/h (z 45,7 na 42 t/h). W wyniku dużego spadku sprawności części WP bez zaworów efekt wyrażony w jednostkowym zużyciu ciepła odniesionym do mocy turbozespołu był dla pracy z pełnym poślizgiem ujemny wystąpił wzrost jednostkowego zużycia w stosunku do pracy z ciśnieniem modyfikowanym o około 0,15%. Wpływ pracy z poślizgowymi parametrami pary na naprężenia termiczne W związku ze zmianami temperatury nasycenia przy pracy z ciśnieniem poślizgowym walczak jest narażony na zmiany temperatury czynnika. Przykładowo dla bloku 125 MW w przedziale obciążeń od 100 do 60% temperatura nasycenia w walczaku zmienia się w zakresie od 332 do 297 C, co prowadzi do występowania w nim naprężeń termicznych. Biorąc po uwagę rygorystyczne wymagania dotyczące przyrostu mocy o 4% na minutę, daje to maksymalny gradient temperatury w czasie na poziomie 1 C na minutę. Jednocześnie przy znamionowym ciśnieniu pary do turbiny występuje gradient temperatury przy zmianie obciążenia przed układem łopatkowym części WP. W przedziale obciążeń od 100 do 60% temperatura pary za zaworami regulacyjnymi przy ciśnieniu znamionowym zmienia się w zakresie od 529 do W artykule rozpatrzono na przykładach korzyści i wady będące rezultatem pracy bloku z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną w stosunku do pracy ze znamionowym ciśnieniem. W szczególności analizowano metodykę wyznaczania efektu energetycznego, zwracając uwagę na wartości niepewności pomiarowych odniesionych do wartości zmian wskaźnika przy zmianie regulacji mocy bloku. Wykazano, że do prawidłowej oceny wpływu pracy z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną niezbędne są pomiary: zmian parametrów pary świeżej i międzystopniowo przegrzanej, sprawności wewnętrznej części WP bez zaworów oraz zapotrzebowania mocy do napędu pomp wody zasilającej. W przypadku bloku o mocy znamionowej 125 MW przy jego obciążeniu na poziomie 60% wyznaczono maksymalne efekty dla jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa brutto na poziomie około 0,4% i netto na poziomie około 1%. Ponadto wykazano, że przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary do turbiny należy uwzględnić wystąpienie gradientu temperatury w walczaku na poziomie maksymalnie 1 C na minutę. LITERATURA [1] Ochęduszko S.: Termodynamika stosowana, Wydawnictwa Naukowo-Techniczne, Warszawa [2] Witalis B.P.: Constant and sliping-pressure option for new supercritical plants, , coal/constant-and-sliding-pressure-options-for-new-supercritical-plants_491.html [dostęp: ]. [3] Sprawozdanie z pomiarów jednostkowego zużycia ciepła przez turbinę 13UK125 ( ). Badania eksploatacyjne turbiny 13UK125 i bloku BC90, opracowanie ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Gliwice 2005 (niepubl.). [4] Sprawozdanie z cieplnego badania bilansowego po modernizacji bloku ( ). Cieplne badanie turbozespołu i bloku dla pracy turbozespołu przy ciśnieniu pary dolotowej poślizgowym oraz modyfikowanym dla czynnej oraz wyłączonej regeneracji wysokoprężnej, opracowanie ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Gliwice 2005 (niepubl.). q strona 549 (38)

8 Dr inż. Robert Cholewa ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Zakład Techniki Cieplnej Wpływ regeneracji na pracę jednostek wytwórczych kondensacyjnych i ciepłowniczych 1) Regeneration influence on condensation and heat generation units Regeneracyjny podgrzew wody zasilającej zmniejsza ilość ciepła oddawaną z bloku energetycznego kondensacyjnego do otoczenia, ponieważ część pary, która przepracowała w układzie przepływowym turbiny oddaje ciepło wewnątrz obiegu, a nie do skraplacza. W konsekwencji regeneracja ciepła w obiegu Rankine a prowadzi do wzrostu sprawności obiegu, a wzrost ten jest tym większy, im pobór pary do regeneracji znajduje się bliżej wylotu z turbiny. W wyniku pracy regeneracji wzrasta temperatura wody zasilającej i w konsekwencji spada całkowite i jednostkowe zużycie ciepła przez turbozespół. Dla pracy bez parowych podgrzewaczy powietrza wzrost temperatury wody zasilającej do kotła powoduje jednak również wzrost temperatury spalin i w konsekwencji spadek sprawności kotła. Ten spadek sprawności kotła zależy od powierzchni wymiany ciepła obrotowego podgrzewacza powietrza oraz pośrednio od współczynnika nadmiaru powietrza w kotle. Przy budowie nowych bloków kondensacyjnych dla schłodzenia spalin do temperatury zapewniającej wysoką sprawność kotła projektuje się odpowiednio duże powierzchnie podgrzewacza powietrza. W takim przypadku nie występuje generalnie problem spadku sprawności kotła w związku z pracą regeneracji, gdyż kocioł projektowany jest dla pełnego wykorzystania podgrzewaczy regeneracyjnych. Przeciwnie, wyłączenie podgrzewaczy regeneracyjnych powoduje konieczność kierowania większej ilości pary do parowych podgrzewaczy powietrza, co dodatkowo obniża sprawność bloku. Z powyższych względów dla nowych bloków nie istnieje problem pracy bez regeneracji wysokoprężnej (WP) lub ograniczenia jej pracy, ale jedynie problem optymalnego zaprojektowania układu regeneracji. Inna sytuacja występuje dla starszych bloków w których zarówno regeneracja, jak i kocioł pracują gorzej niż w warunkach projektowych zwłaszcza w warunkach letnich przy wysokiej temperaturze powietrza pobieranego z kotłowni do kotła. W tym przypadku praca z niepełną regeneracją WP może skutkować wzrostem sprawności kotła. Dodatkowe korzyści z pracy z wyłączoną regeneracją WP mogą występować w elektrociepłowniach zawodowych i przemysłowych. W turbozespołach z poborem pary z wylotu turbiny do ciepłownictwa lub technologii praca regeneracji nie 1) Artykuł oparty na referacie wygłoszonym podczas IV Konferencji Szkoleniowej Zakładu Techniki Cieplnej Optymalizacja procesów energetycznych dobra praktyka inżynierska w energetyce i przemyśle, zorganizowanej przez ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Bronisławów, kwietnia 2012 r. zmniejsza ilości ciepła oddawanego do otoczenia, zmniejsza natomiast produkcję ciepła użytkowego. Wyłączenie regeneracji WP może zatem pozwolić na uniknięcie konieczności załączenia urządzeń szczytowych lub pozwolić na pracę z mniejszą liczbą turbozespołów z obciążeniem bliższym obciążeniu znamionowego. Zwiększenie produkcji ciepła użytkowego przy wyłączeniu regeneracji WP występuje oczywiście tylko, gdy możliwe jest zwiększenie wydajności cieplnej kotłów w stosunku do pracy z włączoną regeneracją. W artykule rozpatrzono dla bloków kondensacyjnych wpływ pracy z wyłączoną regeneracją WP na jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa. W szczególności rozważono, jaką część strat od strony turbozespołu może zrekompensować wyższa sprawność kotła. Odpowiedziano na pytanie, czy jest możliwe, że dla bloków kondensacyjnych wyłączenie regeneracji WP będzie prowadziło do wzrostu sprawności bloku. Wykazano, że dla pracy elektrociepłowni wyłączenie regeneracji WP może być korzystną energetycznie alternatywą załączania większej liczby turbozespołów lub kotłów wodnych szczytowych. Wpływ regeneracji WP na wskaźniki pracy turbozespołu Wpływ pracy regeneracji WP na pracę turbozespołu zależy głównie od poziomów ciśnień pary pobieranej do regeneracji, od sprawności wewnętrznej układu przepływowego turbiny oraz od stanu technicznego układu regeneracji. W uproszczeniu zwiększone jednostkowe zużycie ciepła turbozespołu przy stałym zużyciu pary po wyłączeniu regeneracji WP można przedstawić jako: Q M ΔH WZ N ΔN R zużycie ciepła przez turbozespół, GJ/h, zużycie pary przez turbozespół, t/h, przyrost entalpii wody zasilającej po wyłączeniu regeneracji WP, kj/kg, moc turbozespołu, MW, wzrost mocy elektrycznej po wyłączeniu regeneracji WP, MW. (1) strona 550 (39)

9 Przyrost entalpii wody zasilającej w wyniku wyłączenia regeneracji WP zależy głównie od ciśnienia pary pobieranej do ostatniego podgrzewacza regeneracyjnego i stanu technicznego układu regeneracji. Wzrost mocy elektrycznej w wyniku wyłączenia regeneracji WP zależy natomiast od poziomów ciśnienia pary pobieranej do poszczególnych podgrzewaczy i sprawności wewnętrznej poszczególnych grup stopni turbiny. Na rysunku 1 pokazano dla turbozespołu 13K225 przykładową zależność od obciążenia, dotyczącą wzrostu jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół przy wyłączonej regeneracji WP. Zależność odnosi się do pokazanego na rysunku 2 rozkładu wartości temperatury wody zasilającej w regeneracji WP. Wykresy sporządzone zostały na podstawie wyników wykonanych pomiarów i obliczeń bilansowych turbozespołu. Dla zakresu obciążeń od 90 do 220 MW w efekcie wyłączenia regeneracji WP otrzymano wzrost jednostkowego zużycia ciepła turbozespołu od 0,7% do ponad 3%. Poniżej przedstawiono następne dwa przykłady wpływu wyłączenia regeneracji WP na wskaźniki pracy turbozespołów: 18K375 i K Na rysunkach 3 i 4 pokazano charakterystyki jednostkowego zużycia ciepła i temperatur wody zasilającej do kotła, otrzymane na podstawie wyników pomiarów porównawczych przy czynnej i wyłączonej regeneracji WP. W przypadku turbozespołu 18K375 (rys. 3) dla całego zakresu obciążeń w efekcie wyłączenia regeneracji WP otrzymano wzrost jednostkowego zużycia ciepła o około 2,5%, podobnie jak dla turbozespołu 13K225. Należy jednak zauważyć, że dla turbozespołu 18K375 (w odróżnieniu od turbozespołu 13K225) temperatura wody zasilającej (za odgazowywaczem) zmienia się z obciążeniem i różnica temperatury wody zasilającej do kotła przy czynnej i wyłączonej regeneracji WP jest prawie niezależna od obciążenia i wynosi około 60 C. W przypadku turbozespołu K (rys. 4), ze stosunkowo złym stanem technicznym układu regeneracji w czasie pomiarów porównawczych, przy pracy bez regeneracji WP jednostkowe zużycia ciepła było wyższe o 1,1 1,5%. Z powodu złego stanu technicznego układu regeneracji podgrzew wody zasilającej w regeneracji WP wynosił tylko C. Rys. 1. Wzrost jednostkowego zużycia ciepła turbozespołu 13K225 w wyniku wyłączenia regeneracji WP Rys. 2. Rozkład temperatury wody zasilającej w regeneracji WP turbozespołu 13K225 a) b) Rys. 3. Charakterystyki turbozespołu 18K375 dla czynnej i wyłączonej regeneracji WP a) jednostkowe zużycie ciepła, b) temperatura wody zasilającej za regeneracją WP strona 551 (40)

10 a) b) Rys. 4. Charakterystyki turbozespołu K dla czynnej i wyłączonej regeneracji WP a) jednostkowe zużycie ciepła, b) temperatura wody zasilającej za regeneracją WP Warto zauważyć, że dla każdego z przedstawionych wyżej przykładów uzyskuje się zbliżone wartości wzrostu jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół przypadającego na 1 C spadku temperatury wody zasilającej za regeneracją WP. Przy znamionowym obciążeniu turbozespołów uzyskano: dla turbozespołu 13K225 około 0,036% na 1 C, dla turbozespołu 18K375 około 0,045% na 1 C, a dla turbozespołu K około 0,034% na 1 C. Dla turbin przeciwprężnych bez przegrzewu międzystopniowego pracujących w układzie kolektorowym na podstawie obliczeń bilansowych określono wzrost jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół po wyłączeniu regeneracji WP na poziomie 0,031% na 1 C spadku temperatury wody zasilającej. Przy podgrzewie wody zasilającej w regeneracji WP na poziomie 55 C daje to około 1,7% wzrostu jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół. Podawane przykładowe wartości od 0,031 do 0,045% można przyjąć jako typowe wartości wzrostu jednostkowego zużycia ciepła turbozespołu w wyniku spadku temperatury wody zasilającej za regeneracją WP o 1 C. Podgrzew wody zasilającej przy obciążeniu znamionowym w regeneracji WP w praktyce wynosi od 45 do 90 C. Przy odstawianiu regeneracji WP występuje więc zakres zwiększenia jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół od 1,35 do 3,5%. Wpływ regeneracji WP na wskaźniki pracy kotła W poprzednim rozdziale artykułu oszacowano wpływ pracy regeneracji WP na jednostkowe zużycie ciepła turbozespołu. Nie rozpatrywano przy tym problemu optymalnej budowy regeneracji WP, a jedynie analizowano pracę istniejących turbozespołów pod kątem oszacowania zakresu pogorszenia wskaźnika pracy turbozespołu w wyniku wyłączenia regeneracji WP. Zmiana sprawności bloku zależy również od sprawności kotła. Obniżenie temperatury wody zasilającej w wyniku wyłączenia regeneracji WP wpływa bezpośrednio na temperaturę spalin za kotłowym podgrzewaczem wody. Temperatura spalin na granicy osłony bilansowej za obrotowym podgrzewaczem powietrza (LUVO) zależy jednak również od pracy parowych podgrzewaczy powietrza. Jeżeli temperatura spalin za LUVO jest za niska ze względu na temperaturę punktu rosy, jej wartość jest podwyższana przez pracę parowych podgrzewaczy powietrza. W takim przypadku praca regeneracji WP nie wpłynie na sprawność kotła. Nastąpi jednak wzrost parowych potrzeb własnych, co dodatkowo poza wzrostem jednostkowego zużycia ciepła turbozespołu wpłynie na pogorszenie sprawności wytwarzania bloku. W sytuacji, gdy parowe podgrzewacze powietrza nie pracują i temperatura spalin nie jest zbliżona do temperatury punktu rosy, wyłączenie regeneracji WP wpłynie jednak na obniżenie temperatury spalin za LUVO i podwyższenie sprawności kotła. W dalszej części artykułu zaprezentowano trzy przykłady zachowania się temperatury spalin za LUVO i sprawności kotła w wyniku wyłączenia regeneracji WP. Głównym celem rozważań jest jednak odpowiedź na pytanie: czy po wyłączaniu regeneracji WP zyski od strony kotła mogą zrównoważyć straty od strony turbozespołu? Na rysunku 5 pokazano przykładowe charakterystyki dla kotła OP650 współpracującego z turbozespołem K-200-5, na rysunku 6 dla kotła BB1150 współpracującego z turbozespołem 18K375, a na rysunku 7 dla kotła OP230 pracującego w układzie kolektorowym. Dla wszystkich tych przypadków w poprzednim rozdziale pokazano efekt zwiększenia jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół po wyłączeniu regeneracji WP. Charakterystyki na rysunkach 5 i 6 powstały na podstawie specjalnych pomiarów wykonanych dla pracy przy czynnej i odstawionej regeneracji WP. Charakterystyki na rysunku 7 powstały natomiast na podstawie obliczeń z systemu TKE dla pracy kotła z czynną i odstawioną regeneracją WP. Oprócz wyników pomiarów na rysunkach 5b i 6b przedstawiono również wyniki teoretycznych obliczeń temperatury spalin za LUVO przy niepracującej regeneracji WP. Temperaturę spalin za LUVO przy niepracującej regeneracji WP obliczono na podstawie pomiarów z czynną regeneracją WP oraz wartości temperatury wody zasilającej do kotła z pomiarów z czynną i wyłączoną regeneracją WP. Do obliczeń wykorzystano obliczenia bilansowe i równania przepływu ciepła dla kotłowego podgrzewacza wody zasilającej i podgrzewacza powietrza LUVO. Należy podkreślić, że w obliczeniach przyjęto założenie, że współczynnik przenikania ciepła dla LUVO i kotłowego podgrzewacza wody nie zmieniają się ze względu na pracę regeneracji WP. strona 552 (41)

11 Na podstawie tak otrzymanej temperatury spalin za kotłem obliczono ostatecznie teoretyczną sprawność kotła przy wyłączonej regeneracji WP i pokazano również na rysunkach 5a i 6a dla porównania z wynikami pomiarów i obliczeń bezpośrednich. W obliczeniach teoretycznych przyjęto założenia upraszczające, że zawartość tlenu w spalinach za kotłem i ilość spalin oraz powietrza nie zmieniają się ze względu na pracę regeneracji WP. Ponadto założono, że zawartość części palnych w odpadach paleniskowych również nie zależy od pracy regeneracji WP. Należy podkreślić, że obniżenie temperatury wody zasilającej wpłynie jednak pośrednio na obniżenie temperatury powietrza za LUVO. W związku z tym należy się liczyć z koniecznością pracy przy nieznacznie wyższym współczynniku nadmiaru powietrza przy pracy bez regeneracji WP niż przy pracy z czynną regeneracją WP. Również zawartość części palnych w odpadach paleniskowych może być nieznacznie wyższa przy pracy bez regeneracji WP w stosunku do pracy z czynną regeneracją WP. Stąd można uznać, że przyjęte założenia upraszczające powodują, że wyniki obliczeń teoretycznych reprezentują maksymalne teoretyczne zwiększenie sprawności kotła w wyniku wyłączenia regeneracji WP, w praktyce nieosiągalne. Przed omówieniem otrzymanych wyników należy jeszcze podkreślić, że dla kotła BB1150 w rzeczywistości pracowały parowe podgrzewacze powietrza. Prezentowane wyniki zostały jednak przeliczone dla założenia, że parowe podgrzewacze powietrza nie pracują. Stąd na rysunku 6b pokazano temperatury spalin niedopuszczalne ze względu na temperaturę punktu rosy. Przyjęty tok postępowania miał wykazać potencjalne efekty wyłączenia regeneracji WP dla kotła BB1150 przy założeniu, że parowe podgrzewacze powietrza nie muszą pracować. Dla wszystkich trzech przeanalizowanych przypadków otrzymano bardzo zbliżone wyniki pomiarów i obliczeń. Wyłączenie regeneracji WP przy niepracujących podgrzewaczach powietrza wpływa na obniżenie temperatury spalin za LUVO od 10 do 17 C, co przekłada się na wzrost sprawności kotła o 0,5 do 1%. Najczęściej spotykaną wartością jest wzrost sprawności kotła o 0,5%. Obliczenia teoretyczne wykazały natomiast maksymalny możliwy do uzyskania teoretycznie wzrost sprawności kotła o 1 do 1,5%. Można zatem stwierdzić, że w praktyce nie występują sytuacje, w których wyłączenie regeneracji WP byłoby uzasadnione teoretycznie ze względu na sprawność wytwarzania bloku. Strata od strony turbozespołu jest w praktyce większa od pięciu do dwóch razy od zysku na kotle, a nawet obliczenia teoretyczne przy skrajnych założeniach wykazały, że zyski na kotle przy wyłączeniu regeneracji WP nie są w stanie przewyższyć strat od strony turbozespołu. a) b) Rys. 5. Charakterystyki dla kotła OP650 przy pracy z czynną i wyłączoną regeneracją WP a) sprawność kotła, b) temperatura spalin za kotłem a) b) Rys. 6. Charakterystyki dla kotła BB1150 przy pracy z czynną i wyłączoną regeneracją WP a) sprawność kotła, b) temperatura spalin za kotłem strona 553 (42)

12 a) b) Rys. 7. Charakterystyki dla kotła OP230 przy pracy z czynną i wyłączoną regeneracją WP a) sprawność kotła, b) temperatura spalin za kotłem Wpływ regeneracji WP na pracę elektrociepłowni W artykule wykazano, że wyłączenie regeneracji WP dla danego obciążenia w praktyce zawsze będzie się wiązało ze wzrostem jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa. W przypadku elektrociepłowni, przy dodatkowym warunku braku ograniczeń ze strony wydajności cieplnej kotłów, wyłączenie regeneracji umożliwia jednak wzrost mocy cieplnej bez konieczności włączania dodatkowych urządzeń. Włączenie kotłów wodnych zawsze będzie mniej opłacalne od wyłączenia regeneracji. Również włączenie dodatkowego turbozespołu w przypadku, gdy tę samą moc cieplną można uzyskać poprzez pracę mniejszej liczby turbozespołów z wyłączoną regeneracją będzie nieopłacalne. W takim przypadku zysk z większego obciążenia turbozespołów przewyższy straty wynikające z wyłączenia regeneracji. Należy przy tym pamiętać, że jednostkowe zużycie ciepła turbozespołu w zakresie obciążeń od maksymalnego do minimalnego zwiększa się o od 10 do 20%. Przykładowo zastąpienie pracy dwóch turbozespołów pracujących z obciążeniem 100% trzema turbozespołami pracującymi z obciążeniem 66% da stratę o co najmniej 4%, a strata z wyłączenia regeneracji WP jest na poziomie około 2,5%. Dlatego przy pracy elektrociepłowni przy wzroście zapotrzebowania na ciepło i braku ograniczeń technicznych najpierw należy ograniczać pracę regeneracji WP, a dopiero w drugiej kolejności załączać dodatkowe urządzenie. Należy przy tym pamiętać, że potencjalne zyski dla elektrociepłowni z wyłączenia regeneracji WP powstają dopiero, gdy spadek temperatury wody zasilającej nie wpływa na ilość wytwarzanej w kotłach pary, to znaczy, gdy nie ma ograniczeń ze strony wydajności cieplnej kotłów. Podsumowanie W artykule omówiono zagadnienia związane z wpływem pracy regeneracji wysokoprężnej na wskaźniki pracy turbozespołu i kotła. Wykazano, że wyłączenie regeneracji WP dla typowych turbozespołów przyniesie wzrost jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół na poziomie od 1,35% do ponad 3%. Wpływ wyłączenia regeneracji WP na pracę kotła jest różny. Przy konieczności pracy parowych podgrzewaczy powietrza wyłączenie regeneracji WP generuje dodatkowe straty poprzez wzrost parowych potrzeb własnych. Przy pracy bez zasilania parowych podgrzewaczy powietrza wyłączenie regeneracji WP prowadzi przeciętnie do wzrostu sprawności kotła o 0,5%. Obliczenia teoretyczne wykazały, że wzrost sprawności kotła w wyniku wyłączenia regeneracji WP może maksymalne wynieść nawet 1,5%. Stwierdzono, że w praktyce nie występują sytuacje, w których wyłączenie regeneracji WP byłoby uzasadnione ze względu na sprawność wytwarzania bloku. Strata na turbozespole związana z wyłączeniem regeneracji WP jest większa od pięciu do dwóch razy w stosunku do zysku na kotle. Korzyści z wyłączenia regeneracji WP mogą wystąpić jedynie w pracy elektrociepłowni, gdy przy braku ograniczeń ze strony wydajności cieplnej kotłów wyłączanie regeneracji zastępuje włączanie urządzeń szczytowych lub dodatkowych turbozespołów. W tym przypadku wyłączenie regeneracji WP powoduje wzrost mocy cieplnej, który może zaspokoić dodatkowe zapotrzebowanie na ciepło użytkowe. LITERATURA [1] PN-93/M35500: Metodyka obliczania zużycia paliwa do wytwarzania energii elektrycznej, cieplnej i mechanicznej. [2] PN-EN : Kotły wodnorurkowe i urządzenia pomocnicze. Część 15: Badania odbiorcze. [3] PN-EN : Wymagania dotyczące cieplnych badań odbiorczych turbin parowych. Metoda B. Szeroki zakres dokładności dla różnych typów i wielkości turbin parowych, [4] ANSI/ASME PTC 6A-1982: Appendix A to Test Code for Steam Turbines. Numerical Examples of Various Turbine Calculations. [5] Wyniki prac realizowanych w ENERGOPOMIAR Sp. z o.o. (niepubl.). q strona 554 (43)

13 Tomasz Słupik ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Zakład Techniki Cieplnej Zasady optymalnej pracy skraplaczy i wymienników ciepła 1) The rules of an optimum work of condensers and heat exchangers Elementem wszystkich instalacji wytwarzania energii elektrycznej i ciepła oraz wielu instalacji przemysłowych są różnego rodzaju wymienniki ciepła. Jednym z warunków prawidłowego funkcjonowania tych instalacji jest zazwyczaj prawidłowa praca wymienników ciepła. Niezbędne do optymalnego eksploatowania wymienników ciepła jest posiadanie należytej wiedzy technicznej opartej na analizie ich charakterystycznych wskaźników pracy wyznaczanych na bazie aparatury pomiarowej zainstalowanej w charakterystycznych miejscach instalacji. Niewłaściwa praca wymiennika oprócz zaburzenia procesu prowadzić może do znacznego wzrostu kosztów eksploatacji instalacji. Przykładem takich wymienników są skraplacze turbinowe, których niewłaściwa praca generuje bardzo duże straty. W niniejszym artykule omówiono praktyczne aspekty kontroli eksploatowanych wymienników ciepła, a celem przytoczonych przykładów jest lepsze zobrazowanie zasadności podejmowania należytej kontroli eksploatacji tego typu urządzeń. Wykorzystanie wielkości charakteryzujących praktykę eksploatacyjną wymienników ciepła W teorii dotyczącej wymienników ciepła występuje wiele różnych parametrów pozwalających na opisanie stanu ich pracy. W praktyce eksploatacyjnej korzysta się jednak zazwyczaj z kilku, do których należą przede wszystkim: temperatury, ciśnienia i opory hydrauliczne czynników; spiętrzenia temperatury w wymiennikach; wielkość strumienia czynników przepływających przez wymiennik. Wymienione wielkości służące do opisania stanu technicznego eksploatowanego wymiennika są ze sobą ściśle powiązane i na ich podstawie można wyznaczyć inne wielkości, np. moce przekazywane przez czynnik grzewczy oraz pobierane przez czynnik ogrzewany, straty ciepła do otoczenia, współczynnik przenikania ciepła itp. Poniżej opisano główne wielkości eksploatacyjne wymienników ciepła, możliwe do monitorowania na większości instalacji. 1) Artykuł oparty na referacie wygłoszonym podczas IV Konferencji Szkoleniowej Zakładu Techniki Cieplnej Optymalizacja procesów energetycznych dobra praktyka inżynierska w energetyce i przemyśle, zorganizowanej przez ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Bronisławów, kwietnia 2012 r. Opór hydrauliczny Opór hydrauliczny jest miernikiem czystości powierzchni (po stronie czynnika przejmującego i odbierającego ciepło) i wymiany ciepła. Jego wartość stosunkowo łatwo wyznaczyć, ponieważ stanowi różnicę pomiędzy ciśnieniem dolotowym a wylotowym czynnika przepływającego przez wymiennik ciepła. Sama ocena oporu hydraulicznego instalacji wymiennika ciepła musi być dokonana w powiązaniu z towarzyszącym mu przepływem. Krzywą oporu hydraulicznego, który w przybliżeniu jest proporcjonalny do przepływu w drugiej potędze, dobrze odzwierciedla wielomian stopnia drugiego. Każdy wymiennik ciepła posiada swoje parametry znamionowe, do których należy również opór hydrauliczny dla znamionowej wartości przepływu czynnika przez wymiennik. Wzrostowi oporu hydraulicznego towarzyszy zazwyczaj także wzrost oporu cieplnego powodującego pogorszenie wymiany ciepła. Wzrost oporu hydraulicznego jest spowodowany stopniowym zmniejszaniem przekrojów poprzecznych kanałów przepływowych wymiennika ciepła, którego powodem jest osadzający się materiał, posiadający najczęściej gorsze właściwości przewodzenia ciepła. Ze wzrostu oporu można wyznaczyć średnią grubość materiału osadzonego w wymienniku ciepła. W praktyce eksploatacyjnej, jeżeli znany jest skład zanieczyszczeń, możliwe staje się także prognozowanie pogorszenia wymiany ciepła, które przekłada się na wzrost spiętrzenia temperatury kolejnego praktycznego wskaźnika charakterystycznego dla wymienników ciepła. Tego typu obliczenia są jednak utrudnione, gdyż zakłada się w nich równomierny rozkład osadu w wymiennikach, a dla przeliczeń pozwalających na określenie stopnia pogorszenia wymiany ciepła wymagany jest także skład zanieczyszczeń. W praktyce eksploatacyjnej stan opisany powyżej zachodzi raczej rzadko i zróżnicowanie osiadania osadów na powierzchniach wymiany ciepła może być nieraz znaczące. Niemniej jednak tego typu metoda może stanowić dodatkowe narzędzie, które w miarę eksploatacji może być sukcesywnie walidowane poprzez współczynniki korekcyjne dopracowywane na podstawie doświadczeń zebranych w trakcie prac interwencyjnych zmierzających do przywrócenia znamionowych parametrów pracy wymiennika. Przykład charakterystyki oporów ujmujących grubość osadów zamieszczono na rysunku 1. Znając przybliżoną grubość osadów oraz ich skład można posłużyć się zależnościami opisującymi mechanizmy przepływu ciepła przez dowolną przegrodę [1] i na tej podstawie dokonać strona 555 (44)

14 Δt m = (Δt p -Δt k )/ln(δt p /Δt k ) (4) gdzie dla wymiennika przeciwprądowego: Dt p początkowa różnica temperatur stanowiąca wynik odejmowania temperatury wlotowej czynnika grzejnego i temperatury wylotowej czynnika ogrzewanego, Dt k końcowa różnica temperatur stanowiąca wynik odejmowania temperatury wylotowej czynnika grzejnego i temperatury wlotowej dla czynnika ogrzewanego. Spiętrzenie temperatur wyliczeń ujmujących wpływ oporu osadu na składową spiętrzenia temperatury wynikającą z tego tytułu. Wpływ osadu w obliczeniach praktycznych uwzględnia się najczęściej korygując współczynnik przenikania ciepła: k os k R os Rys. 1. Rodzina charakterystyk oporu hydraulicznego wyznaczonego dla różnych grubości osadów po stronie wodnej skraplacza w funkcji przepływu wody 1/k os = 1/k + R os współczynnik przenikania ciepła dla powierzchni z osadem, W/m 2 K, współczynnik przenikania ciepła dla czystych powierzchni, W/m 2 K, opór osadu, m 2 K/W; R os = (δ os /λ os ) δ os grubość warstewki osadu, m, l os współczynnik przewodzenia ciepła dla osadu, W/m K. W instalacjach przemysłowych narastanie osadów, przy zdeterminowanych parametrach czynnika grzewczego w wymienniku, przełoży się na zmniejszenie przekazywanego strumienia ciepła przez ten wymiennik. W skraplaczach turbinowych przekazywana ilość ciepła najczęściej się nie zmienia, w przeciwieństwie do poziomu ciśnienia, przy którym będzie ta wymiana następować. Doprowadzi to do wzrostu ciśnienia w skraplaczu i tym samym pogorszenia wskaźników produkcyjnych całego bloku. Obliczenia wartości zmniejszonego przepływu ciepła w wymienniku lub określenie poziomu temperaturowego, na którym wymiana ciepła będzie zachodziła, wyznacza się na podstawie poniższej zależności (odpowiednio przekształconej na potrzeby konkretnego przypadku): Q = A k Δt m A powierzchnia wymiany ciepła, m 2, Dt m logarytmiczna różnica temperatur, (1) (2) (3) Spiętrzenie temperatur jest wielkością powszechnie stosowaną do oceny jakości pracy wymienników para-woda. Wyznaczana jest jako różnica temperatury nasycenia czynnika grzejnego w wymienniku i temperatury czynnika ogrzewanego na wylocie z wymiennika. dt t n t 2 δt = t n t 2 spiętrzenie temperatury, temperatura nasycenia czynnika grzewczego, temperatura czynnika ogrzewanego. Spiętrzenie temperatury jest kolejnym z charakterystycznych parametrów dla każdego wymiennika ciepła. Jest ono miernikiem niedoskonałości zachodzącej w wyniku procesu wymiany ciepła i jako jeden z parametrów znamionowych dla wymienników ciepła określany jest dla wzorcowego stanu czystości powierzchni wymiany zarówno po stronie grzejnej, jak i grzewczej (najczęściej po stronie wodnej oraz parowej). Na wielkość spiętrzenia temperatur bezpośredni wpływ mają: grubość i skład osadu po parowej stronie wymiennika przy założeniu należytej dbałości o czystość pary zazwyczaj wpływ ten jest na tyle mały, że można go pominąć; grubość i skład osadu po stronie wodnej zazwyczaj istotnie oddziałuje na wielkość spiętrzenia temperatur; obecność gazów inertnych pogarszających wymianę ciepła w wymiennikach. Według danych z literatury technicznej [2] spiętrzenie temperatur dla różnych wymienników pracujących w energetyce i ciepłownictwie zawiera się w przedziałach: podgrzewacze regeneracyjne 3 8 C, wymienniki ciepłownicze podstawowe 5 8 C, wymienniki ciepłownicze szczytowe i wyparki 8 20 C. Praktyka eksploatacyjna wskazuje, że powszechnie spotykane poziomy referencyjne spiętrzeń temperatur dla prawidłowo pracujących urządzeń w obszarze produkcji energii elektrycznej kształtują się następująco: podgrzewacze regeneracyjne ~ 3 C, skraplacze turbinowe 4 5 C, skraplacze turbin przemysłowych 4 5 C. W praktyce w obszarze turbin przemysłowych napędzających różne urządzenia procesowe poziomy spiętrzenia temperatur są znacząco wyższe w stosunku do poziomów referencyjnych, np. dla skraplaczy wynoszą nawet C. Przy temperaturze wody chłodzącej na poziomie 20 C i strefie podgrzania w skraplaczu (5) strona 556 (45)

15 rzędu 10 C następuje wzrost ciśnienia w skraplaczu odpowiednio o 1,3 4,3 kpa w stosunku do występującego w eksploatacji poziomu referencyjnego 5,9 6,3 kpa. Bazując na danych zawartych w tabeli 1 można stwierdzić, że tego typu wzrost ciśnienia w skraplaczu przełoży się na wzrost jednostkowego zużycia pary samych turbin o 2 5%, co w oczywisty sposób pogarsza wskaźniki ekonomiczne całego procesu. Jak wynika z powyższych informacji, przyrost osadów powoduje wzrost spiętrzenia temperatury, ale równocześnie także wzrost oporów hydraulicznych i tym samym ograniczenie wielkości strumienia przepływającego przez część wymiennika, która została zanieczyszczona. W praktyce pomiarowej zetknięto się z przypadkiem problemu eksploatacyjnego dotyczącego niewłaściwej pracy wyparki. Rysunek 2 obrazuje skalę technologiczną tych nieprawidłowości, które są przyczyną stopniowego wzrostu zawartości frakcji H4 (która powinna zostać odparowana) w roztworze M32. Stosunkowo długi okres, w jakim następowało sukcesywne pogarszanie pracy wyparki, podyktowany był filozofią konstrukcji tego typu urządzeń. W przemyśle chemicznym, w którym pracuje omawiane urządzenie, zaleca się stosowanie stosunkowo niskich współczynników przenikania ciepła k, gdyż ich wysokość jest proporcjonalna do wrażliwości na zanieczyszczanie się tych aparatów [3]. W omawianym przypadku projektowa wartość k była na poziomie 928 W/m 2 K, a wartość uśredniona wyznaczona w trakcie pomiarów była na poziomie 85 W/m 2 K, co też skutkowało spiętrzeniem temperatur na poziomie 50 C i bardzo dużym ograniczeniem wydajności cieplnej. Wyliczona średnia grubość osadów wynosiła około 1,5 mm. Rys. 3. Widok dna sitowego wyparki od strony wlotu frakcji M32 Instalacje chemiczne i petrochemiczne cechują się dużym stopniem złożoności w obszarze wymiany ciepła przez różne frakcje. Różne metody służące optymalnej kompozycji układu wymienników ciepła [5], jak np. Metoda Pinch, bazują na założeniu, że każdy z wymienników składowych tworzących układ działa właściwie. Pojawienie się problemu eksploatacyjnego w postaci niewłaściwej pracy jednego z wymienników składowych przy braku rezerwy wprowadzić może znaczące zakłócenia do całej instalacji. Dlatego też tego typu punkty powinny zostać objęte szczególnym nadzorem. Obecność gazów inertnych Rys. 2. Przebieg stopniowej degradacji termicznej wyparki służącej do usunięcia frakcji H4 z roztworu M32 Rysunek 3 przedstawia stopień zanieczyszczenia tego aparatu możliwy do zdiagnozowania poprzez demontaż wyparki. Deinstalacja wyparki pokazuje również nierównomierność rozkładu osadów na przekroju tego aparatu. Taki stan nie podważa jednocześnie zasadności realizacji prowadzenia obliczeń symulacyjnych służących wyznaczaniu średniej bieżącej wartości osadu. Analizując rysunek 2 i zarazem bazując na informacjach zawartych w [3] można podjąć próbę opisania trendu narastania oporów w tym konkretnym przypadku, wykorzystując charakterystykę liniową bądź pośrednią. Tego typu problem eksploatacyjny przekłada się w prosty sposób na ograniczenia produkcyjne określonej frakcji wydzielanej w wyparce niewłaściwie działającej i tym samym generowanie określonych strat ekonomicznych. Obecność gazów inertnych w obszarze wymiany ciepła, jak wspomniano wcześniej, przy ciśnieniach znacząco niższych od otoczenia ma również wpływ na wzrost wartości spiętrzenia temperatur i tym samym pogorszenia warunków wymiany ciepła. Metody identyfikacji tego typu zjawisk przyssań do układów podciśnieniowych znane są od dziesięcioleci i zalecane przez Energopomiar do stosowania według metodyki opisanej w [4]. W praktyce realizacja tego typu działań jest stosunkowo prosta i powinna poprzedzać działania doraźne służące poszukiwaniu nieszczelności, np. poprzez zastosowanie metody helowej. Testy szczelności polegają na dopuszczaniu kontrolowanej ilości powietrza do przestrzeni próżniowej na poziomie obciążenia zbliżonego do znamionowego. Przy każdej próbie, podczas której dopuszczana jest określona ilość powietrza, wykonywany jest pomiar prędkości spadku próżni. Rys. 4. Charakterystyka prędkości spadku próżni w funkcji ilości dossanego powietrza strona 557 (46)