Analiza efektów pracy bloku energetycznego z parametrami poślizgowymi 1)

Podobne dokumenty
Rok 2012 (LVII) Nr 3 (247)

Wpływ regeneracji na pracę jednostek wytwórczych kondensacyjnych i ciepłowniczych 1)

Optymalizacja rezerw w układach wentylatorowych spełnia bardzo ważną rolę w praktycznym podejściu do zagadnienia efektywności energetycznej.

Załącznik Nr 3 : Gwarantowane parametry techniczne

Mgr inż. Marta DROSIŃSKA Politechnika Gdańska, Wydział Oceanotechniki i Okrętownictwa

Chłodnictwo i Kriogenika - Ćwiczenia Lista 7

Zagospodarowanie energii odpadowej w energetyce na przykładzie współpracy bloku gazowo-parowego z obiegiem ORC.

12.1. Proste obiegi cieplne (Excel - Solver) Proste obiegi cieplne (MathCad) Proste obiegi cieplne (MathCad) Proste obiegi cieplne

Elastyczność DUOBLOKU 500

Konsekwencje termodynamiczne podsuszania paliwa w siłowni cieplnej.

Optymalizacja produkcji ciepła produkty dedykowane

OBLICZENIA SILNIKA TURBINOWEGO ODRZUTOWEGO (rzeczywistego) PRACA W WARUNKACH STATYCZNYCH. Opracował. Dr inż. Robert Jakubowski

Dr inż. Andrzej Tatarek. Siłownie cieplne

K raków 26 ma rca 2011 r.

Chłodnictwo i Kriogenika - Ćwiczenia Lista 4

Para wodna najczęściej jest produkowana w warunkach stałego ciśnienia.

Wdrożenie nowego stopnia turbiny na bloku nr 8 w Elektrowni Połaniec (patenty P , P ). Ocena efektów energetyczno ekonomicznych.

Prezentacja ZE PAK SA

WSPOMAGANIE DECYZJI W ZAKRESIE POPRAWY EFEKTYWNOŚCI PRACY

Termodynamiczna analiza pracy bloku o mocy elektrycznej 380 MW przystosowanego do pracy skojarzonej. Prof. nzw. dr hab. inż.

TEMAT: PARAMETRY PRACY I CHARAKTERYSTYKI SILNIKA TŁOKOWEGO

Zastosowanie rachunku wyrównawczego do uwiarygodnienia wyników pomiarów w układzie cieplnym bloku energetycznego siłowni parowej

Porównanie metod określania własności termodynamicznych pary wodnej

Wykorzystanie ciepła odpadowego dla redukcji zużycia energii i emisji

silniku parowym turbinie parowej dwuetapowa

Kompleksowe podejście do rozwoju systemów ciepłowniczych

Obiegi gazowe w maszynach cieplnych

Analiza wartości rynkowej elektrowni

Doświadczenia audytora efektywności energetycznej w procesach optymalizacji gospodarki energetycznej w przedsiębiorstwach

OBLICZENIA SILNIKA TURBINOWEGO ODRZUTOWEGO (SILNIK IDEALNY) PRACA W WARUNKACH STATYCZNYCH

klasyfikacja kotłów wg kryterium technologia spalania: - rusztowe, - pyłowe, - fluidalne, - paleniska specjalne cyklonowe

PDF stworzony przez wersję demonstracyjną pdffactory 1. Ilość ciepła na potrzeby c.w.u.

Chłodnictwo i Kriogenika - Ćwiczenia Lista 3

BUDOWA I ZASADA DZIAŁANIA ABSORPCYJNEJ POMPY CIEPŁA

4. SPRZĘGŁA HYDRAULICZNE

Modelowanie sieci ciepłowniczych jako istotny element analizy techniczno-ekonomicznej

Budowa układu wysokosprawnej kogeneracji w Opolu kontynuacją rozwoju kogeneracji w Grupie Kapitałowej ECO S.A. Poznań

PL B1. INSTYTUT MASZYN PRZEPŁYWOWYCH IM. ROBERTA SZEWALSKIEGO POLSKIEJ AKADEMII NAUK, Gdańsk, PL BUP 20/14

Skraplanie czynnika chłodniczego R404A w obecności gazu inertnego. Autor: Tadeusz BOHDAL, Henryk CHARUN, Robert MATYSKO Środa, 06 Czerwiec :42

PROCEDURA DOBORU POMP DLA PRZEMYSŁU CUKROWNICZEGO

DZIAŁ TRAWIENIA I OCZYSZCZANIA funkcjonuje w strukturze Zakładu Chemii i Diagnostyki, jednostki organizacyjnej ENERGOPOMIAR Sp. z o.o.

Charakterystyki prędkościowe silników spalinowych

EKRAN 15. Zużycie ciepłej wody użytkowej

Obiegi rzeczywisty - wykres Bambacha

Przemiany termodynamiczne

Modernizacje kotłów w cukrowniach Südzucker Polska

WPŁYW ZMIAN WYBRANYCH PARAMETRÓW UKŁADU TECHNOLOGICZNEGO ELEKTROWNI NA WSKAŹNIKI EKSPLOATACYJNE

Państwowa Wyższa Szkoła Zawodowa w Koninie. Janusz Walczak

Urządzenia wytwórcze ( Podstawowe urządzenia bloku.

Techniki niskotemperaturowe w medycynie

Energetyka konwencjonalna

Pytania zaliczeniowe z Gospodarki Skojarzonej w Energetyce

Turboekspandery w układach redukcji ciśnienia gazu

DRUGA ZASADA TERMODYNAMIKI

AUDYT NAPĘDU ELEKTRYCZNEGO

Znaczenie audytów efektywności energetycznej w optymalizacji procesów energetycznych

Temat: Skraplarka La Rouge a i skraplarka Gersza

Laboratorium z Konwersji Energii SILNIK SPALINOWY

Analiza kształtowania się parametrów i wskaźników oraz głównych przyczyn powstawania strat energetycznych w jednostkach energetycznych

AUDYT NAPĘDU ELEKTRYCZNEGO

PL B1. ABB Spółka z o.o.,warszawa,pl BUP 03/02. Paweł Mróz,Wrocław,PL WUP 02/08 RZECZPOSPOLITA POLSKA

c = 1 - właściwa praca sprężania izoentropowego [kj/kg], 1 - właściwa praca rozprężania izoentropowego

PL B1 STEFANIAK ZBYSŁAW T. M. A. ZAKŁAD INNOWACJI TECHNICZNYCH, ELBLĄG, PL BUP 02/ WUP 04/10

Wykład 7. Regulacja mocy i częstotliwości

Doświadczenie B O Y L E

Opis efektów kształcenia dla modułu zajęć

Obieg porównawczy siłowni parowych

WPŁYW ODZYSKU CIEPŁA NA DZIAŁANIE URZĄDZENIA CHŁODNICZEGO

Układ siłowni z organicznymi czynnikami roboczymi i sposób zwiększania wykorzystania energii nośnika ciepła zasilającego siłownię jednobiegową

(13) B1 PL B1 F01K 17/02. (54) Sposób i układ wymiany ciepła w obiegu cieplnym elektrociepłowni. (73) Uprawniony z patentu:

Gospodarka parą technologiczną w Elektrowni Kozienice

Badania wentylatora. Politechnika Lubelska. Katedra Termodynamiki, Mechaniki Płynów. i Napędów Lotniczych. Instrukcja laboratoryjna

Systemy informatyczne wspierające wytwarzanie ciepła i energii elektrycznej w elektrociepłowniach zawodowych i przemysłowych 1)

Lewobieżny obieg gazowy Joule a a obieg parowy Lindego.

Charakterystyki przepływowe pompy wiedza podstawowa o urządzeniu

PROGRAM RAMOWY TESTU ZGODNOŚCI W ZAKRESIE ZDOLNOŚCI:

Wydział Mechaniczno-Energetyczny Kierunek ENERGETYKA. Zbigniew Modlioski Wrocław 2011

Instrukcja do ćwiczeń laboratoryjnych. Sterowanie odbiornikiem hydraulicznym z rozdzielaczem typu Load-sensing

POPRAWA SPRAWNOŚCI BLOKÓW 370 MW OPALANYCH WĘGLEM BRUNATNYM. 1. Wstęp. Maciej Pawlik*, Andrzej Oziemski*

Wymagania BAT w ujęciu parametru sprawności dla jednostek wytwórczych czy jest się czego obawiać?

Algorytm obliczeń optymalnej struktury wymienników ciepłowniczych przystosowujących blok o mocy elektrycznej 380 MW do pracy skojarzonej

Doświadczenie PGE GiEK S.A. Elektrociepłownia Kielce ze spalania biomasy w kotle OS-20

Stan poziomu technologicznego niezbędnego do oferowania bloków z układem CCS (w zakresie tzw. wyspy kotłowej, czyli kotła, elektrofiltru, IOS)

Rodzaj nadawanych uprawnień: obsługa, konserwacja, remont, montaż, kontrolnopomiarowe.

Inwestycje w ochronę środowiska w TAURON Wytwarzanie. tauron.pl

Obieg Ackeret Kellera i lewobieżny obieg Philipsa (Stirlinga) podstawy teoretyczne i techniczne możliwości realizacji

PL B1. Instytut Automatyki Systemów Energetycznych,Wrocław,PL BUP 26/ WUP 08/09. Barbara Plackowska,Wrocław,PL

Metody odzyskiwania ciepła zawartego w odsolinach odprowadzanych z kotła parowego.

NUMERYCZNY MODEL OBLICZENIOWY OBIEGU TURBINY KLASY 300 MW

Lewobieżny obieg gazowy Joule a a obieg parowy Lindego.

SPRĘŻ WENTYLATORA stosunek ciśnienia statycznego bezwzględnego w płaszczyźnie

Modelowanie matematyczne obiegu gazowo-parowego na potrzeby diagnostyki cieplnej eksploatacji

BILANS CIEPLNY CZYNNIKI ENERGETYCZNE

Instrukcja stanowiskowa

PL B1. INSTYTUT AUTOMATYKI SYSTEMÓW ENERGETYCZNYCH SPÓŁKA Z OGRANICZONĄ ODPOWIEDZIALNOŚCIĄ, Wrocław, PL

Koszt produkcji energii napędowej dla różnych sposobów jej wytwarzania. autor: Jacek Skalmierski

WPŁYW PARAMETRÓW EKSPLOATACYJNYCH NA JEDNOSTKOWE ZUŻYCIE CIEPŁA W TURBINACH PAROWYCH

Dr inż. Andrzej Tatarek. Siłownie cieplne

Zakłady Pomiarowo-Badawcze Energetyki ENERGOPOMIAR Sp. z o.o.

ANALIZA UWARUNKOWAŃ TECHNICZNO-EKONOMICZNYCH BUDOWY GAZOWYCH UKŁADÓW KOGENERACYJNYCH MAŁEJ MOCY W POLSCE. Janusz SKOREK

Transkrypt:

Analiza efektów pracy bloku energetycznego z parametrami poślizgowymi 1) Autor: dr inż. Robert Cholewa ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Zakład Techniki Cieplnej ( Energetyka nr 9/2012) 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 do regulacji realizowanej 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 zmianami temperatury nasycenia), co będzie prowadzić do występowania w nim dodatkowych naprężeń termicznych, ale z 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, 23 25 kwietnia 2012 r.

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. 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 nominalnego) powodować zmianę jednostkowego 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.

W związku z tym 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: netto: QP ΔQP 5 ΔQJBP 10 (1) N η K QP ΔQP QJNP ( N ΔN PWZ ) η K 5 10 Δ (2) 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. Zmiana zużycia ciepła przez turbozespół: 6 QP ΔQP ΔH1 M1 ΔH3 ΔH2 M3 10 ΔN WP M1JP (3) M1 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: M1 (ΔH1 ΔH2) 3 N WP 10 η g η m ΔT PWP K PWP 3600 Δ (4) g 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: Δ p p p 2 2 2 ΔH1 η WP ( H1 H2s ) 10 η WP ( H1 H2s) 10 H (5) H2s entalpia pary przy rozprężaniu izentropowym od ciśnienia za zaworami P1 do ciśnienia P2, kg/h; 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 nominalnym 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 nominalnej, 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 nominalnej 125 MW i obciążenia bloku na poziomie 70 MW (około 60%), dla którego wykonano również pomiary cieplne z poślizgowym i nominalnym ciśnieniem pary do turbiny. Do obliczeń przyjęto dane wynikające z pomiarów lub z wartości nominalnych: 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. 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 nominalnym: 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); 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 z nominalnym 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: m Δp 1 2 N 10 η 3600 ip m strumień wody zasilającej, t/h p przyrost ciśnienia wody w pompie, kpa; objętość właściwa wody (odwrotność gęstości), m 3 /kg; ip sprawność wewnętrzna pompy, %. 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 wykonano obliczenia teoretycznego efektu pracy bloku z poślizgowymi parametrami pary przy założeniu, że temperatury pary do turbiny i międzystopniowo przegrzanej będą równe temperaturze nominalnej, 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 z nominalnymi 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. 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 nominalnym: wzrost ciepła przekazanego w kotle do pary świeżej o 49 kj/kg; (6)

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%. W porównaniu do obliczeń 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. 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 widać, 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. 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 spadła o ponad 4,0 punkty procentowe (z 94,5 na 90,5%); pobór pary przez turbinę pomocniczą spadł 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 nominalnym 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 nominalnym zmienia się w zakresie od 529 do 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 z nominalnym 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 nominalnym 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 W artykule na przykładach rozpatrzono korzyści i wady będące rezultatem pracy bloku z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną w stosunku do pracy z nominalnym 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 nominalnej 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. Pełna wersja artykułu z rysunkami dostępna on-line Literatura [1] Ochęduszko S.: Termodynamika stosowana, Wydawnictwa Naukowo-Techniczne, Warszawa 1964. [2] Witalis B.P.: Constant and sliping-pressure option for new supercritical plants, 15.02.2006, http://www.powermag.com/coal/constant-and-sliding-pressure-options-fornew-supercritical-plants_491.html [dostęp: 12.03.2012]. [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.).