WPŁYW ISTALACJI CCS A SPRAWOŚĆ UKŁADÓW GAZOWO - PA- ROWYCH Autor: Leszek Remiorz, Mateusz Brzęczek ( Rynek Energii nr 3/2013) Słowa kluczowe: układy gazowo parowe, turbina gazowa, obieg parowy, kocioł odzyskowy, wychwyt CO 2 Streszczenie. W artykule przeprowadzono analizę termodynamiczną turbiny gazowej klasy G o temperaturze wlotowej spalin do ekspandera równej 1500 C, sprężu 23, w której zastosowano otwarte błonowe chłodzenie powietrzne układu przepływowego. Analizowana turbina gazowa została zintegrowana z trzema modelami obiegu parowego: jednociśnieniowym (1P), dwuciśnieniowym z międzystopniowym przegrzewem pary (2PR) i trójciśnieniowym z międzystopniowym przegrzewem pary (3PR). W dalszej części artykułu zintegrowano obieg parowy z absorpcyjną instalacją wychwytu CO 2, w której wykorzystano parę z turbiny parowej dla regeneracji sorbentu w układzie absorber desorber. Wychwycony ditlenek węgla został poddany sprężaniu do ciśnienia 15 MPa w celu jego przygotowania do transportu. Porównano moce elektryczne netto i sprawności badanych układów gazowo parowych bez i z instalacją wychwytu i sprężania CO 2. 1. WPROWADZEIE Układy gazowo parowe (CCPP z ang. Combined Cycle Power Plants) to interesująca koncepcja połączenia otwartego układu turbiny gazowej z zamkniętym obiegiem parowym. Modułem integrującym ze sobą oba układy jest kocioł odzyskowy, w którym czynnik obiegu parowego wykorzystuje entalpię spalin wylotowych z turbiny gazowej. Połączenie obiegu parowego z układem turbiny gazowej powoduje, iż układy gazowo parowe posiadają szereg zalet takich jak: duża niezawodność działania, łatwość obsługi, wysoki stopień automatyzacji procesów eksploatacyjnych, duża elastyczność cieplna (szybkie rozruchy) oraz bardzo korzystne charakterystyki ekologiczne względem konwencjonalnych bloków węglowych. a dzień dzisiejszy układy gazowo parowe trójciśnieniowe z przegrzewem wtórnym pary (3PR) zasilane gazem ziemnym charakteryzują się najwyższymi sprawnościami rzędu 60-61 % w stosunku do układów jednociśnieniowych (1P) i dwuciśnieniowych bez i z przegrzewem wtórnym pary (2P i 2PR) [1,2]. Obecnie prowadzi się badania nad rozwojem części parowej jak i gazowej w kierunku osiągnięcia wyższych sprawności. W celu podniesienia sprawności części układu turbiny gazowej (TG) podnosi się temperaturę gazów wylotowych z komory spalania oraz wprowadza się sekwencyjne spalanie. Badania prowadzone są również nad nowymi koncepcjami chłodzenia układu przepływowego turbiny gazowej. Dużą rolę w osiągnięciu wyższych sprawności będzie miało zastosowanie chłodzenia parą w układzie zamkniętym zarówno łopatek kierowniczych jak i wirnikowych lub instalacja dwóch niezależnych układów zamkniętych: powietrza dla łopatek wirnika i pary dla łopatek kierowniczych [3]. Wysoka sprawność układów CCPP wpływa na poziom emisji CO 2, który jest dużo niższy niż ma to miejsce np. w blokach węglowych i wynosić może nawet 330 kgco 2 /MWh (dla układów o wysokich sprawnościach rzędu 60-61 %) [1]. Poziom dopuszczalnej emisji CO 2 określają przepisy prawne Unii
Europejskiej według, której nawet taki poziom emisji ditlenku węgla powinien być zredukowany. Zmniejszenie tej emisji realizować będą instalacje sekwestracji CO 2 (CCS z ang. Capture Carbon and Storage). W przypadku technologii węglowych związane to jest ze znacznym ubytkiem sprawności i wzrostem kosztów [4,5,6,7]. Wpływ wprowadzenia instalacji CCS na sprawność układów gazowo - parowych pokazano poniżej. 2. MODEL TURBIY GAZOWEJ W celu porównania układów gazowo parowych (G-P) zaproponowano turbinę gazową klasy G o temperaturze wlotowej do części ekspandera równej 1500 C i sprężu równym 23, w której spalany jest gaz ziemny GZ - 50 składający się w 98 % z metanu (CH 4 ) i 2 % z azotu ( 2 ). Schemat turbiny gazowej został przedstawiony na rys. 1. Rys. 1. Schemat turbiny gazowej (G - generator, SP - sprężarka powietrza, KS komora spalania, TG - ekspander) Założono moc elektryczną netto turbiny gazowej ( n.tg ) równą 260 MW. Analiza termodynamiczna wykonana została przy założeniu, że turbina gazowa posiada otwarte chłodzenie powietrzne błonowe przy wskaźniku ilości powietrza chłodzącego układ przepływowy turbiny gazowej do całkowitej ilości powietrza na wlocie do sprężarki powietrza równym 0,2. Reszta założeń dla analizowanego modelu turbiny gazowej została przedstawiona w tabeli 1. Tabela 1 Założenia dla turbiny gazowej Sprawność izentropowa sprężarki powietrza 0,88 Sprawność mechaniczna sprężarki i ekspandera 0,985 Sprawność komory spalania 0,99 Sprawność izentropowa ekspandera 0,90 Sprawność generatora energii elektrycznej 0,98 Ciśnienie na wylocie z ekspandera, MPa 0,103
Dla podanych założeń analizowana turbina gazowa osiągnęła sprawność elektryczną netto na poziomie 39,09 %. Do komory spalania podawany jest strumień gazu ( m& 1p ) równy 13,29 kg/s o wartości opałowej ( W d ) równej 50 MJ/kg. W tabeli 2 przedstawiono parametry i skład chemiczny spalin wylotowych z turbiny gazowej oraz strumień masowy CO 2 w spalinach. Turbinę gazową opuszcza strumień spalin ( m& 4a ) równy 616,67 kg/s o temperaturze 594,57 C i entalpii ( h4a ) 640,59 kj/kg. W spalinach tych płynie strumień ditlenku węgla równy 35,52 kg/s. Skład spalin przedstawiono w tabeli 2. Tabela 2 Skład spalin wylotowych [%] Udział masowy argonu (Ar) 12,50 Udział masowy ditlenku węgla (CO 2 ) 5,76 Udział masowy wody (H 2 O) 5,29 Udział masowy azotu ( 2 ) 73,50 Udział masowy tlenu (O 2 ) 14,19 Strumień ciepła ( Q & ) dostarczany wraz ze spalinami do kotła odzyskowego wynosi 395,04 MW. Wyra- 4a żony jest jako iloczyn strumienia masowego spalin ( m& 4a ) i ich entalpii masowej ( h4a ): & (1) = m& h Q4a 4a 4a Analizowany model turbiny gazowej został zintegrowany z trzema różnymi obiegami parowymi: jednociśnieniowym (1P), dwuciśnieniowym z między stopniowym przegrzewem (2PR) oraz z obiegiem trójciśnieniowym z przegrzewem międzystopniowym (3PR). 3. JEDOCIŚIEIOWY UKŁAD GAZOWO - PAROWY Badane układy gazowo parowe zamodelowano przy wykorzystaniu komercyjnego programu Gate- Cycle. Schemat jednociśnieniowego obiegu parowego zintegrowanego z modelem turbiny gazowej został przedstawiony na rys. 2. Rys. 2. Schemat obiegu parowego (1P) (G - generator, SKR - skraplacz, P pompa skroplin, TP turbina parowa, KO kocioł odzyskowy)
Kocioł odzyskowy składa się z podgrzewacza wody, parowacza oraz przegrzewacza pary. Założenia dla jednociśnieniowego obiegu parowego zostały przedstawione w tabeli 3. Tabela 3 Założenia dla jednociśnieniowego obiegu parowego (1P) Temperatura pary na wlocie do turbiny par., C 560,00 Ciśnienie pary na wlocie do turbiny par., MPa 5,00 Ciśnienie w skraplaczu, MPa 0,005 Sprawność wewnętrzna turbiny parowej 0,90 Sprawność wewnętrzna pompy 0,85 Sprawność mech. turbiny parowej i generatora Sprawność podgrzewacza wody, parowacza, przegrzewacza pary iedogrzew i spiętrzenie temperatury na zimnym końcu parowacza, K 0,99 0,99 5,00 W analizowanych obiegach parowych dla założonej temperatury pary na wlocie do turbiny zostało założone ciśnienie pary wlotowej tak, aby stopień suchości pary na ostatnich stopniach turbiny parowej był nie mniejszy niż 0,88. Spiętrzenia temperatur na poszczególnych elementach kotła odzyskowego zostały dobrane tak aby spaliny wylotowe z kotła odzyskowego nie osiągnęły temperatury wykraplania się pary wodnej (punkt rosy) ze spalin ( t 5a 80 C ). Warunek ten podyktowany jest faktem, że w spalinach występują związki kwasotwórcze jak np. tritlenek siarki (SO 3 ), który z wodą tworzy kwas siarkowy H 2 SO 4, o silnym działaniu korozyjnym. Sprawność netto układu gazowo parowego ( η n.gp ) zdefiniowana została jako moc elektryczna netto układu gazowo parowego ( n.gp ) odniesiona do energii chemicznej spalanego paliwa, która jest loczynnem strumienia spalanego gazu ziemnego ( m1p ) i jego wartości opałowej ( W d ) η = ( ). (2) n.gp n.gp m 1p W d Moc elektryczna netto układu gazowo - parowego ( n.gp ) została wyznaczona jako suma mocy elektrycznej netto turbiny gazowej ( n.tg ) i mocy elektrycznej brutto turbiny parowej ( b.tp ) pomniejszoną o moc potrzeb własnych ( PW ) n.gp =. (3) n.tg + b.tp PW
Moc potrzeb własnych występująca w zal. 3 zależy od mocy elektrycznej netto turbiny gazowej ( n.tg ), mocy elektrycznej brutto turbiny parowej ( b.tp ) oraz mocy elektrycznej potrzebnej do napędu sprężarki CO 2 ( SP ) = 0, ( n.tg + b.tp) +. (4) SP PW 03 W zal. 4 moc potrzebna do napędu sprężarki CO 2 ( SP ) jest zerowa dla układów G-P bez instalacji sprężania ditlenku węgla. atomiast pierwsza część tego równania ( 0,03 ( n.tg + b.tp) ) ma stałą wartość pomimo wprowadzenia upustu pary w obiegu parowym. Wielkości charakterystyczne dla jednociśnieniowego układu gazowo - parowego (1P) zostały przedstawione w tabeli 4. Tabela 4 Wielkości charakterystyczne dla 1P Moc elektryczna brutto turbiny parowej, MW 116,72 Moc potrzeb własnych układu G-P, MW (zal. 11,30 4) Moc elektryczna netto układu G-P, MW (zal. 365,42 3) Sprawność netto układu G-P, % (zal. 2) 54,99 4. DWUCIŚIEIOWY UKŁAD GAZOWO PAROWY Z PRZEGRZEWEM PARY W analizowanym dwuciśnieniowym układzie gazowo parowym został zastosowany międzystopniowy przegrzew pary. Przegrzew pary polega na skierowaniu pary po rozprężeniu na wysokoprężnej części turbiny parowej z powrotem do kotła odzyskowego. W efekcie dzięki takiemu zabiegowi para kierowana na niskoprężną (w układach trójciśnieniowych na średnioprężną) część turbiny parowej posiada znacznie wyższą entalpię. Powoduje to przyrost sprawności układu oraz wzrost stopnia suchości pary na wylocie z turbiny parowej. Oznacza to, że w parze tej jest mniejsza ilość wody, co minimalizuje problemy związane z korozją łopatek ostatnich stopni turbiny parowej związaną z wykraplaniem się wody. Schemat dwuciśnieniowego obiegu parowego z międzystopniowym przegrzewem pary został przedstawiony na rys. 3. Rys. 3. Schemat dwuciśnieniowego obiegu parowego z przegrzewem międzystopniowym (2PR) (G - generator, SKR - skraplacz, PS pompa skroplin, TP(h) turbina parowa wysokoprężna, TP(l) turbina parowa niskoprężna, SCH schładzacz pary, ODG odgazowywacz, P(h) pompa wysokiego ciśnienia, P(l) pompa niskiego ciśnienia)
Dwuciśnieniowy kocioł odzyskowy składa się z dwóch części wysokoprężnego podgrzewacza wody, wysokoprężnego parowacza, wysokoprężnego przegrzewacza pary, niskoprężnego podgrzewacza wody, niskoprężnego parowacza oraz dwóch części niskoprężnego przegrzewacza pary. Założenia dla dwuciśnieniowego obiegu parowego zostały zestawione w tabeli 5. Tabela 5 Założenia dla dwuciśnieniowego obiegu parowego z przegrzewem międzystopniowym pary Temperatura pary świeżej i wtórnej, C 560,0 Ciśnienie pary świeżej, MPa 12,0 Ciśnienie pary wtórnej, MPa 1,0 iedogrzew i spiętrzenie temp. na zimnym końcu parowacza niskoprężnego i wysokoprężnego, K 5,0 Tabela 6 Wielkości charakterystyczne dla 2PR Moc elektryczna brutto turbiny parowej, MW 126,38 Moc potrzeb własnych układu G-P, MW (zal. 11,59 Moc elektryczna netto układu G-P, MW (zal. 374,78 Sprawność netto układu G-P, % (zal. 2) 56,40 Sprawności poszczególnych elementów obiegu zostały przyjęte na tych samych poziomach jak w przypadku obiegu jednociśnieniowego (tabela 3). Wielkości charakterystyczne dla dwuciśnieniowego układu gazowo - parowego z przegrzewem pary (2PR) zostały przedstawione w tabeli 6. 4. TRÓJCIŚIEIOWY UKŁAD GAZOWO PAROWY Z PRZEGRZEWEM PARY Trzecim obiegiem, który zintegrowano z turbiną gazową jest trójciśnieniowy obieg parowy z przegrzewem pary. Struktura trójciśnieniowego obiegu parowego z zastosowanym międzystopniowym przegrzewem pary została przedstawiona na rys. 4.
Rys. 4. Schemat trójciśnieniowego obiegu parowego z przegrzewem międzystopniowym (3PR) (G - generator, SKR - skraplacz, PS pompa skroplin, TP(h) turbina parowa wysokoprężna, TP(i) turbina parowa średnioprężna, TP(l) turbina parowa niskoprężna, ODG odgazowywacz, P(h) pompa wysokiego ciśnienia, P(i) pompa średniego ciśnienia, P(l) pompa niskiego ciśnienia) Trójciśnieniowy kocioł odzyskowy składa się z dwóch części wysokoprężnego podgrzewacza wody, wysokoprężnego parowacza, wysokoprężnego przegrzewacza pary, średnioprężnego podgrzewacza wody, średnioprężnego parowacza, dwóch części średnioprężnego przegrzewacza pary, niskoprężnego parowacza oraz niskoprężnego przegrzewacza pary. Założenia dla obiegu przedstawionego na rys. 4 zestawiono w tabeli 7. Tabela 7 Założenia dla trójciśnieniowego obiegu parowego z przegrzewem międzystopniowym pary Temperatura pary świeżej i wtórnej, C 560,00 Ciśnienie pary świeżej, MPa 18,00 Ciśnienie pary wtórnej, MPa 7,00 Temperatura pary w punkcie 3 s(l), C 300,00 Ciśnienie pary na wlocie do TP(l), MPa 0,40 Spiętrzenie i niedogrzew temp. na zimnym końcu parowacza niskoprężnego, średnioprężnego i wysokoprężnego, K 5,00 iedogrzew temperatury na zimnym końcu parowacza wysokoprężnego został przyjęty na poziomie 25 K. Sprawności poszczególnych komponentów obiegu parowego zostały przyjęte na tych samych poziomach jak w przypadku obiegu 1P (tabela 3). Wielkości charakterystyczne dla trójciśnieniowego układu gazowo - parowego z przegrzewem pary (3PR) zostały przedstawione w tabeli 8.
Tabela 8 Wielkości charakterystyczne dla 3PR Moc elektryczna brutto turbiny parowej, MW 129,38 Moc potrzeb własnych układu G-P, MW (zal. 11,68 Moc elektryczna netto układu G-P, MW (zal. 377,70 Sprawność netto układu G-P, % (zal. 2) 56,85 Sprawności analizowanych układów gazowo parowych zostały przedstawione i porównane ze sobą w pierwszym wierszu tabeli 9. 5. ISTALACJA WYCHWYTU I SPRĘŻAIA CO 2 (CCS) Optymalną na dzień dzisiejszy metodą wychwytu CO 2 ze spalin w technologii post-combustion jest absorpcja bazująca na sorbentach chemicznych. Wynika to z badań porównawczych metod wychwytu ditlenku węgla przeprowadzonych w literaturze przedstawiającej zagadnienie wychwytu CO 2 [4,5,8,9,10]. Absorpcja chemiczna to pochłanianie gazu przez ciecz. Główne zalety tej metody to wysoka czystość produktu oraz wysoka skuteczność procesu [9]. Proces realizowany jest w układzie absorber - desorber (rys. 5). Instalacja wychwytu ditlenku węgla zintegrowana jest z układami gazowo - parowym (rys. 2, rys. 3. i rys. 4) w punkcie A prowadzony jest strumień spalin z kotła odzyskowego i w punkcie B prowadzony jest strumień pary do wieży desorbera. Rys. 5. Układ separacji i przygotowania CO 2 do transportu (WA wieża absorbera, AS wieża desorbera, SP sprężarka powietrza, A strumień spalin z kotła odzyskowego, B strumień pary z upustu turbiny parowej z obiegów parowych) W układzie absorber - desorber założono, że sorbentem jest 30 % roztwór monoethanolaminy (MEA), który w wymienniku desorbera podgrzewany jest do temperatury ( T ) 125 C przy spiętrzeniu temperatury w wymienniku ( T S) na poziomie 5 K i stratom ciśnienia między turbiną parową a wymiennikiem ( ς ) na poziomie 0,02. Ciśnienie pary z upustu turbiny parowej ( p 0cc ) kierowanej do regeneracji sorbentu S ( T w instalacji separacji CO 2 wynosi 287 kpa. Zależy ono od ciśnienia nasycenia ( p T + )) dla temperatury ( T + ) oraz współczynnika straty ciśnienia między wymiennikiem a turbiną parową ( ς ), zgodnie T ze wzorem: S S
p = ( T + ) (1 ς ) 0 p T (5) cc S S Energochłonność sorbentu ( q S ) została założona na poziomie 4 MJ/kgCO 2. Stopień odzysku CO 2 ( R ) ze spalin wynosi 90 %. Sprawność wymiennika ciepła ( η WC ) przyjęto na poziomie 0,99. Strumień pary ( m& 0cc ) niezbędny do regeneracji sorbentu zależy od energochłonności sorbentu ( ), strumienia masowego CO 2 ( m& CO2 ), stopnia odzysku CO 2 ( R ), entalpii pary zasilającej wymiennik desorbera ( h0cc ), entalpii wody powracającej do obiegu parowego ( h1cc ) i sprawności wymiennika desorbera ( η WC ): & ( q & R) [( ) ] (6) m 0cc = S m CO2 h 0cc h 1cc η WC tego zmniejsza się sprawność części parowej ( b.tp Q ) Pobór strumienia pary do regeneracji sorbentu powoduje zmniejszenie mocy turbiny parowej. Wskutek η i sprawność całego układu (zal. 2) pokazana w tabeli 10 pod pozycją 2. CP = & 4a q S Dalsze zmniejszenie mocy i sprawności układów związane jest ze sprężaniem odseparowanego w instalacji wychwytu CO 2. Sprawność układów netto w tym przypadku przedstawiono w wierszu 3 w tabeli 9. Wskaźnik energochłonności sprężania CO 2 ( υ ) wynosi 0,1 kwh/kg CO2 co odpowiada 360 kj/kg CO2. Zapotrzebowanie na moc ( SP ) potrzebną do sprężenia CO 2 do ciśnienia 15 MPa wymaganego do jego transportu wynosi 11,47 MW. tę wyznaczono z zależności strumienia masowego CO 2 w spalinach ( m& CO2 ), wskaźnika energochłonności sprężania CO 2 ( υ ) oraz jego stopnia odzysku ( R ) = m& CO2 υ R SP (7) W tabeli 9 zestawiono ze sobą sprawności analizowanych układów gazowo parowych. a rys. 9 pokazano całkowitą utratę sprawności badanych bloków gazowo - parowych związaną z separacją i sprężaniem CO 2 w funkcji energochłonności sorbentu. dla energochłonności sorbentu równej zero związana jest ze sprężaniem. Różnica między stratą całkowitą a tą związaną ze sprężaniem wynika ze straty mocy turbiny parowej wskutek poboru pary do instalacji wychwytu CO 2. Tabela 9 Moce elektryczne netto i sprawności układów gazowo parowych 1 2 3 4 1P 2PR 3PR Sprawność el. netto układów, % Sprawność el. netto układów z wychwytem CO 2, % Sprawność el. netto układów z wychwytem i sprężaniem CO 2, % Całkowity spadek sprawności elektrycznej, % 54,9 9 50,0 5 48,3 2 56,4 0 51,0 5 49,3 3 56,8 5 51,9 4 50,2 1 6,67 7,07 6,64
Całkowity spadek sprawności układów G-P [p.p.] 10 8 6 4 2 0 0 1 2 3 4 5 Energochłonność sorbentu [MJ/kgCO2] Rys. 9. Wpływ energochłonności sorbentu na spadek sprawności układów gazowo - parowych z instalacją CCS (linia ciągła - układ 1P, linia wykropkowana - układ 3PR, linia przerywana - układ 2PR) 6. PODSUMOWAIE W artykule przedstawiono analizę trzech układów gazowo parowych: jednociśnieniowego, dwuciśnieniowego z międzystopniowym przegrzewem pary i trójciśnieniowym z przegrzewem pary. We wszystkich układach zastosowano turbinę gazową klasy G o temperaturze wlotowej do ekspandera równej 1500 C i sprężu 23. Badane układy zintegrowano z instalacją separacji CO 2 w układzie absorber desorber. W celu regeneracji sorbentu w instalacji wychwytu CO 2 w analizowanych obiegach parowych wykonano upust pary w turbinie parowej. Dodatkowo wychwycony CO 2 ze spalin poddano sprężaniu do ciśnienia 15 MPa w celu jego przygotowania do transportu. Dołączenie instalacji CCS (układu separacji i sprężania CO 2 ) do układów gazowo parowych powoduje spadek ich sprawności o ok. 6,6 7,1 punktów procentowych dla energochłonności sorbentu 4 MJ/kgCO 2 i ok. 4,3-4,5 punktów procentowych dla energochłonności sorbentu2 MJ/kgCO 2 Przyczyną największego spadku sprawności na układzie 2PR jest to, że ciśnienia i spiętrzenia temperatur na poszczególnych elementach kotła odzyskowego we wszystkich analizowanych układach zostały założone, a nie dobrane na drodze optymalizacji [10,11]. LITERATURA [1] Kotowicz J.: Elektrownie gazowo parowe. KAPRIT, Lublin 2008. [2] Kotowicz J., Lepszy S.: Wpływ temperatury otoczenia i strumieni ciepła grzewczego na charakterystyki termodynamiczne elektrociepłowni gazowo-parowej. Inżynieria Chemiczna i Procesowa 2005;26(4):907-922 [3] Chmielniak T.J., Kotowicz J., Łyczko J.: Parametric analysis of a dual fuel parallel coupled combined cycle. Energy 2001;26(12):1063-1074
[4] Kotowicz J., Skorek - Osikowska A., Janusz - Szymańska K.: Membrane separation of carbon dioxide in the integrated gasificaion combined cycle systems. Archives of Thermodynamics 2010;31(3):145-164 [5] Kotowicz J., Bartela Ł., Optimisation of the connection of membrane CCS installation with a supercritical coal- fired power plant. Energy 2012;38:118-127 [6] Kotowicz J., Skorek - Osikowska A., Bartela Ł.: Economic and environmental evaluation of selected advanced power generation technologies. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Journal of Power and Energy 2011;225(3):221-232 [7] Chmielniak T.J., Kotowicz J., Łyczko J.: Parametric analysis of a dual fuel parallel coupled combined cycle. Energy 2001;26(12):1063-1074 [8] Chmielniak T., Wójcik K.: Wychwyt i transport CO 2 ze spalin efekty energetyczne i analiza ekonomiczna. Rynek Energii 2010;91(6):51-55. [9] Kotowicz J., Janusz K.: Sposoby redukcji emisji CO 2 z procesów energetycznych. Rynek Energii 2007;1:10 18. [10] Kotowicz J., Janusz - Szymańska K.: Influence of membrane CO2 separation on the operating characteristics of a coal-fired power plant. Chemical and Process Engineering - Inżynieria Chemiczna i Procesowa 2010;31(4):681-698 [11] Kotowicz J., Bartela Ł.: The influence of the legal and economical environment and the profile of activities on the optimal design features of a natural-gas-fired combined heat and power plant. Energy 2011;36(1):328-338 IFLUECE OF CCS O EFFICIECY OF COMBIED CYCLE POWER PLATS Key words: combined cycle power plants, gas turbine, steam cycle, heat recovery steam generator, CO 2 capture Summary. In this paper a thermodynamic analysis of a gas turbine class G with temperature of exhaust gas to the expander of 1500 C, compression ratio 23, which uses air film cooling in an open-loop was conducted. The analyzed gas turbine has been integrated with three steam cycle models: single pressure (1P), dual pressure with interstage steam reheat, triple pressure with interstage steam reheat (3PR). Models of combined cycle power plants (CCPP) were built in the GateCycle. In the following section of the paper steam cycles were integrated with CO 2 capture installation through the use of steam bleed for regeneration of sorbent in absorber striper system. The captured carbon dioxide has been compressed to the pressure of 15 MPa to prepare for transport. Comparison of net electrical power and efficiency of the combined cycle power plants with and without CO 2 capture and compression installation. Leszek Remiorz, dr inż. jest adiunktem na Wydziału Inżynierii Środowiska i Energetyki oraz pracownikiem Zakładu Miernictwa i Automatyki Procesów Energetycznych w Instytucie Maszyn i Urządzeń Energetycznych Politechniki Śląskiej w Gliwicach, ul. Konarskiego 18, 44-100 Gliwice, e-mail: leszek.remiorz@polsl.pl Mateusz Brzęczek, mgr inż. jest doktorantem w Zakładzie Miernictwa i Automatyki Procesów Energetycznych w Instytucie Maszyn i Urządzeń Energetycznych Politechniki Śląskiej w Gliwicach, ul. Konarskiego 18, 44-100 Gliwice, e-mail: mateusz.brzeczek@polsl.pl