Zasady optymalnej pracy skraplaczy i wymienników ciepła 1) Wykorzystanie wielkości charakteryzujących praktykę eksploatacyjną wymienników ciepła

Transkrypt

1 Zasady optymalnej pracy skraplaczy i wymienników ciepła 1) Autor: Tomasz Słupik ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Zakład Techniki Cieplnej ( Energetyka nr 9/2012) 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. 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 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.

2 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 nominalne, 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 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: 1/k os = 1/k + R os (1) k os współczynnik przenikania ciepła dla powierzchni z osadem, W/m 2 K; k współczynnik przenikania ciepła dla czystych powierzchni, W/m 2 K; R os opór osadu, m 2 K/W; R os = (δ os /λ os ) (2) δ os grubość warstewki osadu, m; λ 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

3 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 w oparciu o poniższą zależność (odpowiednio przekształconą na potrzeby konkretnego przypadku): Q = A k Δt m (3) A powierzchnia wymiany ciepła, m 2 ; Δt m logarytmiczna różnica temperatur; Δt m = (Δt p -Δt k )/ln(δt p /Δt k ) (4) gdzie dla wymiennika przeciwprądowego: Δt p początkowa różnica temperatur stanowiąca wynik odejmowania temperatury wlotowej czynnika grzejnego i temperatury wylotowej czynnika ogrzewanego; Δt k końcowa różnica temperatur stanowiąca wynik odejmowania temperatury wylotowej czynnika grzejnego i temperatury wlotowej dla czynnika ogrzewanego. Spiętrzenie temperatur 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. δt = t n - t 2 (5) δt spiętrzenie temperatury; t n temperatura nasycenia czynnika grzewczego; t 2 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 nominalnych 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;

4 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 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. 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. Instalacje chemiczne i petrochemiczne cechują się dużym stopniem złożoności w obszarze wymiany ciepła przez różne frakcje. Różne metody służące optymalnej kompozycji układu

5 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 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. Jak pokazano na rysunku 4, nanosząc wyznaczone wartości na wykres ujmujący zależność spadku próżni od ilości dopuszczanego powietrza, jesteśmy w stanie określić ilość dossanego powietrza przy zerowym strumieniu powietrza dopuszczanego. Wielkość ta opisuje rozmiar nieszczelności, z którą mamy do czynienia, co z kolei pozwala ukierunkować poszukiwania wykorzystujące już metodę doraźną. Strumień czynnika, prędkość przepływu Strumień czynnika lub prędkość przepływu przez wymiennik to kolejne istotne parametry, których kontrola jest jednym z ważniejszych elementów wpływających na koszty eksploatacji układu. Optymalnej prędkości przepływu odpowiada optymalny strumień czynnika. Przepływ, na który wymiennik został zaprojektowany, wywołuje opór hydrauliczny potrzebny do utrzymania czystości rurek. Projektowe wartości prędkości w rurkach uzależnione są od materiału, z jakiego rurki te są zbudowane. Powołując się na dane [3] można stwierdzić, że dla większości wymienników, w których czynnikiem jest ciecz, prędkości wynoszą: do 1,2 m/s dla rur wykonanych ze stopów nieżelaznych; do 1,8 m/s dla rur stalowych; do 4,6 m/s dla rur wykonanych z tytanu. Specyfika eksploatacyjna skraplaczy w układach chłodzenia turbin Przykładem wymiennika o szczególnej wrażliwości, ale zarazem i możliwej elastyczności są skraplacze turbinowe. W układach chłodzenia nieposiadających rezerw, w których pracują pompy wody chłodzącej o nieregulowanej wydajności, wzrost oporów hydraulicznych wywołanych nagromadzonymi osadami przekłada się na obniżenie przepływu

6 wody chłodzącej przez skraplacz. To z kolei powoduje wzrost strefy podgrzania i tym samym przekłada się na podwyższenie ciśnienia w skraplaczu i generowanie niepotrzebnych strat. W układach, w których pracują pompy z możliwością regulowanej wydajności posiadające jednocześnie pewną rezerwę, istnieje możliwość podniesienia parametrów w celu zapewnienia nominalnego przepływu. Przekłada się to jednak na zwiększenie mocy pobieranej przez te pompy. Można jednoznacznie stwierdzić, że ograniczanie przepływu w układach chłodzących nieposiadających rezerw jest bardzo niekorzystne, ponieważ prowadzi do nadmiernego zużycia energii i zwiększenia kosztów eksploatacji tych układów. Nieco inaczej sprawa wygląda w momencie niepełnego obciążania skraplacza po stronie parowej w praktyce powodowanego obciążeniem turbozespołu niższym od nominalnego. W przypadku bloków energetycznych czy też turbin pracujących w układzie kolektorowym, na potrzeby których pracują układy chłodzenia posiadające znaczne rezerwy, jak np. otwarte układy chłodzenia (zwłaszcza w warunkach jesienno-zimowo-wiosennych), istotne jest kompleksowe przeanalizowanie różnych stanów pracy. Ostatnie stopnie części NP turbiny projektowane są na pewną wartość ciśnienia dla nich optymalnego. Wartość tego ciśnienia od strony parametrów technicznych obiektowych i otoczenia jest funkcją przepływu wody chłodzącej, obciążenia parowego skraplacza i temperatury wody ochłodzonej oraz spiętrzenia temperatury. Dla samej turbiny zależność tego ciśnienia w funkcji zmiany mocy jest opisana rodziną krzywych zwanych potocznie krzywymi uniwersalnymi bądź krzywymi siodłowymi. W przypadku niskich temperatur otoczenia, którym towarzyszy również niska temperatura wody ochłodzonej, występują sytuacje, kiedy ciśnienie w skraplaczu ma wartość niższą niż ciśnienie optymalne dla ostatnich stopni części NP turbiny. Taki stan, jak wynika z rysunku 5, też powoduje generowanie strat mocy przez turbozespół. W praktyce bardzo rzadko wykorzystuje się potencjał oszczędności na pompach wody chłodzącej wynikający z możliwości ograniczenia ich wydajności. Zmniejszając ilość wody chłodzącej do skraplacza moglibyśmy zwiększyć strefę podgrzania i tym samym spowodować wzrost ciśnienia w skraplaczu. Wzrost powinien następować aż do momentu, kiedy oszczędność mocy z tytułu regulacji ilości wody chłodzącej ΔN r będzie największa. Oszczędność mocy z tytułu regulacji możemy opisać w następujący sposób: ΔN r = ΔN p - ΔN t (6) ΔN r oszczędność mocy z tytułu regulacji ilości wody chłodzącej; ΔN p oszczędność poboru mocy przez pompy wody chłodzącej z tytułu obniżenia strumienia wody chłodzącej kierowanej do skraplacza; ΔN t strata mocy turbozespołu według tzw. krzywej uniwersalnej (gdzie zmiany mocy turbozespołu dla ciśnień mniejszych od ciśnienia optymalnego miejsca przegięcia krzywej uniwersalnej przyjmują wartość ujemną). Tego typu oszczędności można się spodziewać na większości bloków energetycznych współpracujących z otwartymi układami chłodzenia. Należy jednak zaznaczyć, że ich identyfikacja wymaga szczególnej staranności i doświadczenia w tym zakresie, ponieważ straty mocy na turbinie, jakie towarzyszą przyrostom ciśnienia powyżej wartości optymalnych, bardzo szybko niwelują oszczędności na pompach wody chłodzącej i generują duże straty. Przykładowe wartości zmian mocy w zakresie zmian ciśnienia w stosunku do wartości nominalnej dla różnych typów turbozespołów przedstawiono w tabeli 1.

7 Należy zwrócić uwagę na fakt, że ciśnienie znamionowe jest określone ze względu na warunki chłodzenia i z reguły jest wyższe od ciśnienia optymalnego wynikającego z konstrukcji turbiny. Pewnym ograniczeniem dla zmniejszania ilości wody chłodzącej do skraplacza turbinowego mogą być dwie kwestie: brak możliwości regulacji ilości wody do skraplacza (zainstalowane pompy wody chłodzącej nie dają takiej możliwości) rozwiązaniem staje się wówczas wykonanie analizy ekonomicznej ujmującej tego typu uwarunkowania; ograniczone możliwości zmniejszania ilości wody chłodzącej do skraplacza z uwagi na warunki właściwej pracy układu ciągłego czyszczenia rurek na podstawie doświadczenia można stwierdzić, że kwestia ta dotyczy tylko bardzo głębokiego stopnia regulacji, co w w/w przypadkach raczej występować nie powinno. Tabela 1 Względna zmiana mocy na 1 kpa przy zmianie ciśnienia pary wylotowej o +25% -25% wartości znamionowej Typ turbiny Moc znamionowa Procent zmiany mocy przy zmianie ciśnienia pary wylotowej o 1 kpa Znamionowe ciśnienie pary wylotowej MW %/kpa kpa 28K ,44 +0,1 5,9 18K ,45 +0,5 7,0 18K ,66 +0,26 6,9 18K ,43 +0,05 7,0 18K ,72 +0,25 7,0 13CK ,72 +0,25 7,0 13k ,8 +0,8 7,0 TK ,52 +0,37 7,0 TK ,0 +1,0 7,0 Podsumowanie Opisane powyżej wielkości są doskonale znane w obszarze związanym z wytwarzaniem energii elektrycznej i ciepła. Nieco inaczej sprawa wygląda w instalacjach przemysłowych. W wyniku tego często brakuje odpowiedniego opomiarowania. Dla potrzeb prowadzenia procesów optymalnej wymiany ciepła w wymiennikach ważna jest stała bądź okresowa kontrola istotnych parametrów, zwłaszcza oporu hydraulicznego i spiętrzenia temperatur. W praktyce przemysłowej nadzorem objąć należy przynajmniej te węzły wymiennikowe, których praca ma szczególne znaczenie dla całej instalacji. W obydwu zaś

8 przypadkach, to jest obszaru wytwarzania energii oraz instalacji przemysłowych, konieczne jest posiadanie odpowiednich narzędzi umożliwiających śledzenie przebiegu procesu wymiany ciepła i wyznaczanie wartości odchyleń od stanu referencyjnego wynikającego z optymalnej pracy. Sprawą wtórną, aczkolwiek również bardzo ważną, jest przedstawienie samych wyników ujmujących stan urządzenia w stosunku do stanu referencyjnego. Jak bowiem wskazuje praktyka w zakresie wizualizacji wyników określających szczególnie wrażliwe kosztowo elementy instalacji, najbardziej trafnym wymiarem do wizualizacji strat jest wymiar finansowy. Przykładem rozwiązania informatycznego służącego monitoringowi pracy urządzeń energetycznych, w tym również wszelkiego typu wymienników ciepła, są Systemy Technicznej Kontroli Eksploatacji TKE, opracowywane i wdrażane przez ENERGOPOMIAR. W całym procesie optymalizacji kosztowej związanej z efektywniejszym wykorzystaniem różnego rodzaju energii w ogólnie pojętych procesach przemysłowych opisane działania monitorujące mieszczą się zazwyczaj w obszarze działań niskokosztowych, a więc ich realizacja powinna stać się standardem. Pełna wersja artykułu z rysunkami dostępna on-line Literatura [1] Kostowski E.: Przepływ ciepła, Skrypt Uczelniany Politechniki Śląskiej nr 1925, Wydawnictwo Politechniki Śląskiej, Gliwice [2] Laudyn D., Pawlik M., Strzelczyk F.: Elektrownie, Wydawnictwa Naukowo-Techniczne, Warszawa [3] Butrymowicz D., Hajduk T.: Zagadnienia degradacji termicznej wymienników ciepła, Technika Chłodnicza i Klimatyzacyjna 2006, nr 3. [dostęp: ]. [4] Wytyczne kontroli eksploatacji skraplaczy turbin parowych, Ministerstwo Górnictwa i Energetyki, Departament Energetyki, Zakłady Pomiarowo-Badawcze Energetyki ENERGOPOMIAR, Warszawa Gliwice [5] Szargut J., Ziębik A.: Podstawy energetyki cieplnej, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa 1998.