ZAGOSPODAROWANIE CIEPŁA ODPADOWEGO Z BIOGAZOWYCH AGREGATÓW KOGENERACYJNYCH W OCZYSZCZALNI ŚCIEKÓW

ZAGOSPODAROWANIE CIEPŁA ODPADOWEGO Z BIOGAZOWYCH AGREGATÓW KOGENERACYJNYCH W OCZYSZCZALNI ŚCIEKÓW Autorzy: Michał Bajor, Jan Wajs, Dariusz Mikielewicz ("Rynek Energii" - sierpień 2016) Słowa kluczowe: oczyszczalnia ścieków, odzysk ciepła, ORC, analiza egzergetyczna Streszczenie. W pracy opisano koncepcję współpracy biogazowych modułów kogeneracyjnych z niskotemperaturowym obiegiem parowym. Proponowana modernizacja pozwoliłaby na wykorzystanie entalpii fizycznej spalin, tym samym zwiększając sprawność urządzeń wytwarzających ciepło i energię elektryczną. Tego typu rozwiązanie umożliwiłoby częściowe pokrycie zapotrzebowania własnego na energię elektryczną, generując oszczędności w przedsiębiorstwie. W artykule przedstawiono koncepcję wykorzystania ciepła odpadowego w obiegu Clausiusa Rankine'a z turbiną kondensacyjną. Dodatkowo jako alternatywną formę zagospodarowania ciepła odpadowego rozważono zastosowanie organicznego obiegu Rankine'a (ORC), w którym jako czynnik roboczy zaproponowano alkohol etylowy. Dla przedstawionego rozwiązania wykonano analizę termodynamiczną i egzergetyczną oraz zaprezentowano wstępną ocenę ekonomiczną i ekologiczną proponowanej modernizacji. 1. WSTĘP Polska wraz z akcesją do Unii Europejskiej zyskała wiele korzyści, lecz również przyjęła na siebie szereg zobowiązań. Jako państwo członkowskie musi spełniać unijne standardy związane z odprowadzaniem i oczyszczaniem ścieków komunalnych. Dokumentem do tego zobowiązującym jest Dyrektywa Rady (91/271/EWG) [1]. Określa ona warunki zagospodarowania ścieków, ich oczyszczania oraz zagospodarowania powstałych osadów. Podstawowym instrumentem wdrażania postanowień wspomnianej dyrektywy w Polsce jest Krajowy Program Oczyszczania Ścieków Komunalnych (KPOŚK) zatwierdzony przez Radę Ministrów w 2003 roku z późniejszymi aktualizacjami [2]. Polska jest także zobowiązana przez pakiet klimatyczny 3x20% do redukcji emisji CO 2, wzrostu efektywności energetycznej oraz zwiększenia udziału produkcji energii ze źródeł odnawialnych. W związku z powyższym w ramach pracy zaproponowano sposób zwiększenia całkowitej sprawności urządzeń wytwarzających energię cieplną i elektryczną dla potrzeb oczyszczalni ścieków. Analizie poddano istniejącą instalację pracującą w oparciu o agregaty kogeneracyjne, które są zasilane biogazem produkowanym na terenie oczyszczalni ścieków. Koncepcja modernizacji zakłada wykorzystanie entalpii fizycznej spalin silników tłokowych. Dla realizacji celu zaproponowano niskotemperaturowy obieg Clausiusa Rankinea'a (C-R). Dodatkowo, jako alternatywną formę utylizacji tego ciepła rozważono zastosowanie organicznego obiegu Rankinea'a (ORC). Obydwie technologie pozwolą na wyprodukowanie dodatkowej energii elektrycznej, tym samym zwiększając sprawność ogólną jednostki wytwórczej. Przy-

kłady zastosowania obiegów C-R oraz ORC dla zagospodarowania ciepła odpadowego z agregatów kogeneracyjnych zaprezentowano w [3,4]. Autorzy przywołanych prac poza aspektami ekologicznymi wskazali korzyści ekonomiczne płynące z tego typu modernizacji, ponieważ całkowita sprawność wytwarzania energii elektrycznej w module kogeneracyjnym może wzrosnąć o kilkanaście procent. Dodatkowym wsparciem dla wzrostu efektywności produkcji energii przy wykorzystaniu odnawialnych źródeł energii jest Dyrektywa UE (2012/27/UE) [5], obejmująca szereg technologii kogeneracyjnych. Dla proponowanej modernizacji wykonano analizę termodynamiczną i egzergetyczną. Ponadto określono podstawowe wskaźniki ekonomiczne oraz przedstawiono korzyści ekologiczne. 2. CHARAKTERYSTYKA OCZYSZCZALNI ŚCIEKÓW Z ELEKTROCIEPŁOWNIĄ BIOGAZOWĄ Projektowa przepustowość oczyszczalni ścieków przyjętej do modernizacji to 180 000 m 3 /d (ok. 900 tys. RLM, Równoważna Liczba Mieszkańców). Oczyszczanie ścieków odbywa się w dwóch etapach: mechanicznym i biologicznym. W skład urządzeń do mechanicznego oczyszczania ścieków wchodzą: kraty płaskie, napowietrzane piaskowniki oraz radialne osadniki wstępne. W dalszym procesie ścieki trafiają na linię biologicznego oczyszczania ścieków, w której wykorzystywane są reaktory biologiczne oraz osadniki wtórne. Produktem oczyszczania ścieków jest odpowiednio osad wstępny (powstający w procesie oczyszczania mechanicznego ścieków i wydzielany w osadnikach wstępnych) oraz osad nadmierny pochodzący z procesu biologicznego oczyszczania ścieków. Schemat technologiczny dla procesu oczyszczania ścieków oraz zagospodarowania osadów ściekowych przy wytwarzaniu biogazu pokazano na rys. 1. W ramach tzw. gospodarki osadowej, wydzielone osady ściekowe poddawane są procesom mieszania, a następnie trafiają do zamkniętych komór fermentacyjnych (ZKF), gdzie zachodzi proces metanowej fermentacji osadów. Powstały podczas fermentacji biogaz, jest spalany w czterech silnikach kogeneracyjnych (CHP) wchodzących w skład elektrociepłowni biogazowej. Produkowane ciepło w instalacji CHP wykorzystywane jest do pokrycia zapotrzebowania na ciepło zamkniętych komór fermentacyjnych (ZKF) oraz potrzeb socjalnych. Wytwarzana energia elektryczna w całości sprzedawana jest do sieci elektroenergetycznej. Wsparciem dla elektrociepłowni, poza sprzedażą energii elektrycznej, jest dochód związany ze sprzedażą zielonych oraz czerwonych świadectw pochodzenia energii.

Rys. 1. Schemat technologiczny oczyszczalni ścieków [6] Moduły CHP wchodzące w skład elektrociepłowni biogazowej pracują w oparciu o spalinowe silniki gazowe firmy (MWM) DEUTZ. Typowe parametry modułów kogeneracyjnych zestawiono w tabeli 1. Tabela 1 Parametry techniczne modułu kogeneracyjnego [7] Parametry pracy modułu TCG2016C Jednostka Wartość Typ spalania Zapłon iskrowy Liczba cykli pracy 4 Liczba i układ cylindrów 16 V Nominalna prędkość obrotowa obr./min. 1500 Zużycie gazu (LHV = 6,0 kwh/m 3 ) m 3 /h 283,7 Temperatura spalin za w.c. spaliny/woda (ekonomizerem) C 185 Minimalna temperatura spalin (temperatura punktu rosy) C 150 Znamionowa moc elektryczna kw 716 Znamionowa moc cieplna przy schładzaniu spalin do 185 C (temp. kw wody 90/70 C) 710 Strumień energii chemicznej paliwa kw 1 702 (± 5 %) Sprawność produkcji energii elektrycznej % 41,7 Sprawność produkcji energii cieplnej % 42,1 Całkowita sprawność modułu % 83,8 3. KONCEPCJA INSTALACJI ODZYSKU CIEPŁA ODPADOWEGO Źródłem ciepła odpadowego w analizowanym obiekcie są gazy odlotowe z biogazowych modułów kogeneracyjnych. Okres pracy instalacji z wykorzystaniem obiegów parowych założono na poziomie 8 000 godzin w skali roku. Aby zapewnić ciągłą pracę układu zaproponowano połączenie kolektorem zbiorczym cztery ciągi gazów odlotowych oraz posadowienie na wspólnym ciągu kominowym wymiennika ciepła typu parownik, pełniącego funkcję górnego źródła ciepła dla obiegu parowego. Schemat proponowanej koncepcji układu odzysku ciepła odpadowego przedstawiono na rys. 2.

Rys. 2. Schemat koncepcji instalacji odzysku ciepła Tworzenie instalacji większej mocy jest uzasadnione ekonomicznie i posiada przewagę nad czterema układami mniejszej mocy. Natomiast odzysk ciepła ze zbiorczego ciągu kominowego pozwoli na pracę układu w kilku konfiguracjach modułów przy zapewnieniu stałego odzysku ciepła. Ciepło skraplania w obiegu parowym będzie uwalniane do otoczenia w chłodni wentylatorowej. W celu wyznaczenia ilości ciepła odpadowego wykorzystano sprawozdanie z badań gazów odlotowych, które zostało wykonane w ramach pomiarów gwarancyjnych instalacji w zakresie emisji zanieczyszczeń. Wydatek objętościowy gazów odlotowych dla jednego modułu kogeneracyjnego wynosi 1,08 um 3 /s, a temperatura to ok. 185 C. Ograniczeniem temperaturowym dla schładzania spalin jest temperatura punktu rosy. Poniżej tej temperatury z gazów odlotowych zaczyna wykraplać się para wodna, co w obecności związków siarki wpływa korozyjnie na instalację transportu gazów, aczkolwiek można sobie wyobrazić nowoczesny wymiennik, w którym odebrane zostanie także ciepło kondensacji pary wodnej ze spalin. Na chwilę obecną przemysł obawia się wdrożenia tego typu koncepcji ze względu na potencjalną korozyjność skroplin, niemniej prace w tym kierunku są podejmowane [8]. Rozpatrując takie rozwiązanie można by osiągnąć dwukrotnie większą ilość ciepła do odzysku. Jednakże dla potrzeb obliczeń założono temperaturę na poziomie 150 C. Jest to temperatura zalecana przez producenta silnika, w przypadku zasilania silnika biogazem oczyszczalnianym [7]. Strumień ciepła możliwy do zagospodarowania z jednego silnika kogeneracyjnego oszacowano na poziomie 50,8 kw. W związku ze zmienną gospodarką biogazu na terenie oczyszczalni ścieków założono odzysk ciepła tylko dla 3 z 4 jednocześnie pracujących modułów kogeneracyjnych. W związku z powyższym maksymalny strumień ciepła odpadowego jaki

można zagospodarować w obiegu parowym to około 152 kw. Dla takiej wartości górnego źródła ciepła rozpatrzono dwa obiegi parowe: jeden z wykorzystaniem pary wodnej (C-R), a drugi z alkoholem etylowym (ORC) jako czynnikiem roboczym. Mając za tło klasyczny obieg C-R, można zauważyć, że zasadniczą różnicę w obiegu ORC stanowi fakt zastosowania organicznego czynnika niskowrzącego jako czynnika roboczego. Czynnik organiczny wytypowano na podstawie doświadczeń zdobytych przez autorów podczas prowadzenia prac nad prototypową mikrosiłownią domową [9]. Dla porównania obu czynników (para wodna, alkohol etylowy) w tabeli 2 zestawiono ich wybrane właściwości termodynamiczne. Tabela 2 Wybrane własności czynników roboczych [10] Para wodna H 2 O Etanol C 2 H 5 OH Temperatura punktu krytycznego, C 373,95 240,75 Ciśnienie w punkcie krytycznym, MPa 22,064 6,148 Masa molowa, kg/mol 18,015 46,068 Normalny punkt wrzenia, C 99,97 78,24 Ciepło parowania przy ciśnieniu normalnym, kj/kg 2256,5 850,0 4. ANALIZA TERMODYNAMICZNA Analizę termodynamiczną przeprowadzono zgodnie ze schematem obliczeniowym dla obiegu Clausiusa-Rankine a, z założeniem sprawności wewnętrznej turbiny (85 % [11]) oraz pompy (80 %). Sprawność mechaniczno-elektryczną turbogeneratora założono na poziomie 90 %. Do wyznaczenia wartości parametrów kalorycznych czynnika roboczego w punktach węzłowych obiegu ORC wykorzystano program Refprop 9.0 [10]. Pierwszym etapem analizy termodynamicznej było wyznaczenie temperatury parowania czynników. W tym celu wykorzystano zalecenia metody pinch [12]. Metoda ta pozwala wyznaczyć optymalne warunki doprowadzania ciepła, co odpowiada założeniu minimalnej różnicy temperatur (ΔT min ) między czynnikami wymieniającymi ciepło w wymiennikach. W przypadku prezentowanych obliczeń dla obydwu czynników wartość ΔT min założono na poziomie 10 K. Czynniki robocze przyjęte do analizy zaliczane są do grupy czynników mokrych, czyli takich dla których ekspansja rozpoczęta na krzywej nasycenia pary czynnika zawsze ma swój koniec w obszarze pary mokrej [13]. W związku z tym dla zapewnienia odpowiedniego stopnia suchości pary czynnika na końcu ekspansji (x > 0,85), zadecydowano o przegrzaniu pary czynnika przed turbiną. Przebieg temperatur dla rozpatrywanych czynników oraz gazów odlotowych, wykreślony w oparciu o metodę pinch, zaprezentowano na rys. 3. Temperaturę kondensacji

czynnika założono na poziomie 40 C. Kondensat zostanie dochłodzony o 5 K względem temperatury nasycenia. Temperatury oraz korespondujące z nimi ciśnienia zestawiono w tabeli 3. Rys. 3. Przebieg temperatur w parowniku dla: A - pary wodnej, B - etanolu Tabela 3 Parametry termiczne parowania / skraplania czynników roboczych w obiegu parowym Parowanie(temperatura i ciśnienie nasycenia) Jedn. Czynnik roboczy Para wodna Etanol C 140 152 kpa 362 1033 Przegrzanie czynnika C 35 23 Skraplanie(temperatura i ciśnienie nasycenia) C 40 40 kpa 7,4 18,0 Dochłodzenie skroplin C 5 5 Parametry pary wodnej oraz etanolu w punktach węzłowych obiegu obliczono w programie Refprop i przedstawiono w tabeli 4. Notacja punktów węzłowych w obiegu parowym jest spójna z rys. 2. Tabela 3 Parametry pary wodnej i etanolu w punktach węzłowych obiegu parowego t, C p, kpa ρ, kg/m 3 h, kj/kg s, kj/kgk x, - Para wodna 1. 175,0 361,54 1,79 2810,3 7,108 2. 40,0 7,39 0,06 2303,6 7,394 0,89 3. 35,0 7,39 993,99 146,6 0,505 4. 35,0 361,54 994,14 147,1 0,505 Etanol 1. 175,0 1033,16 14,35 1414,3 4,088 2. 40,0 18,03 0,32 1198,5 4,210 0,99 3. 35,0 18,03 776,84 286,9 1,299 4. 35,3 1033,16 777,56 288,5 1,300

Wyniki analizy termodynamicznej zestawiono w tabeli 5. Zgodnie z początkowym założeniem, okres pracy instalacji parowej w skali roku to 8 000 godzin. Tabela 5 Wyniki analizy termodynamicznej dla wybranych czynników roboczych Jedn. Czynniki robocze Para wodna Etanol Strumień masy czynnika kg/s 0,057 0,135 Teoretyczna moc turbogeneratora kw 26,03 26,23 Teoretyczna moc pompy kw 0,03 0,22 Teoretyczna moc cieplna skraplacza kw 123,10 123,08 Sprawność teoretyczna obiegu % 17,11 17,11 Sprawność obiegu Carnota % 31,24 31,24 Energia elektryczna MWh/rok 208,03 208,16 produkowana w skali roku Na podstawie przeprowadzonej analizy termodynamicznej można stwierdzić, że wskazane czynniki robocze są odpowiednie do zastosowania w instalacji odzysku energii w rozpatrywanym zakresie temperaturowym. Oba obiegi, tj. C-R i ORC z etanolem jako czynnikiem roboczym, prezentują porównywalne sprawności termiczne oraz pozwalają na wyprodukowanie energii elektrycznej w skali roku na poziomie 208 MWh. Warto zauważyć, że obieg ORC w odniesieniu do obiegu C-R wymaga mniejszego przegrzewu czynnika, jednocześnie zapewniając odpowiedni stopnień suchości na końcu ekspansji w turbinie (x > 0,85). Mniejszy przegrzew ma istotny wpływ na gabaryty wymiennika ciepła typu parownik, a tym samym na jego koszt. Natomiast wyższy stopień suchości może korzystnie wpłynąć na pracę turbiny, zmniejszając efekt erozyjny na łopatkach turbiny. 5. ANALIZA EGZERGETYCZNA Analiza egzergetyczna jest miarą jakościowego wykorzystania dostępnej energii. Sama egzergia jest maksymalną pracą jaką może wykonać układ dążąc do równowagi termicznej z otoczeniem, tzw. stanu martwego [12], w procesie przemian odwracalnych. Oceny strat egzergetycznych dokonano dla poszczególnych elementów instalacji. Każdy analizowany element rozpatrywano jako układ termodynamiczny otwarty, tj. gdzie: B B B B B, (1) z t c p v B z zmiana strumienia egzergii dostarczonego do wytwornicy pary, B t zmiana strumienia egzergii podczas ekspansji w turbinie, B c zmiana strumienia egzergii wynikająca z transportu ciepła skraplania do otoczenia na skutek zainstalowania chłodnicy wentylatorowej,

B zmiana strumienia egzergii podczas podnoszenia ciśnienia w pompie, p B v strata egzergetyczna związana z wymianą ciepła w wytwornicy pary. Do wyznaczenia strumieni egzergii konieczna jest znajomość egzergii właściwej w punktach węzłowych obiegu parowego, którą wyznaczono z zależności: gdzie: b h h T s s (2) i i ot b i egzergia właściwa w charakterystycznym punkcie węzłowym, h i entalpia właściwa w charakterystycznym punkcie węzłowym, h ot entalpia właściwa dla temperatury otoczenia, T ot temperatura otoczenia, s i entropia właściwa w charakterystycznym punkcie węzłowym, s ot entropia właściwa dla temperatury otoczenia. Bilans strumieni egzergii dla poszczególnych urządzeń można zapisać następująco: turbina gdzie: B B P g B 1 2 g (3) B g - straty generatora, P g - moc na zaciskach generatora; skraplacz gdzie: B B ΔB 2 3 c (4) B c - straty wynikające z oddawania ciepła do otoczenia; ot i ot pompa N p B4 B3 ΔBs Bp ΔBs (5) gdzie: N p - moc potrzebna do napędu pompy, B - straty w silniku; s wytwornica pary ΔB z B1 B4 ΔBv Bq Bv (6) gdzie: B z - strumień egzergii doprowadzony do wytwornicy pary, B q - strumień egzergii dostarczony do czynnika, B - straty związane z wymianą ciepła. v Strumień egzergii doprowadzony do wytwornicy pary określono jako B z T 1 ot Q, (7) T spalinsr gdzie: T ot - temperatura otoczenia, T spalin śr - średnia temperatura gazów odlotowych (w wymienniku ciepła typu parownik), Q - strumień ciepła dostarczony do obiegu.

Sprawność egzergetyczną dla obiegu parowego można zapisać jako gdzie: Pg N p B B, (8) P g - moc na zaciskach generatora, N p - moc potrzebna do napędu pompy, B z - zmiana strumienia egzergii dostarczonego do układu. z 5.1. Zestawienie wyników analizy egzergetycznej obiegów parowych Egzergię właściwą czynników roboczych w charakterystycznych punktach węzłowych obiegu wyznaczono z uwzględnieniem następujących założeń: - sprawność wewnętrzna turbiny ɳ T = 0,85, - sprawność wewnętrzna pompy ɳ P = 0,80, - sprawność generatora ɳ G = 0,90. W obliczeniach założono temperaturę otoczenia na poziomie 9 C. Jest to średnia temperatura dla rozpatrywanego regionu [14]. Entalpia oraz entropia właściwa czynników roboczych w temperaturach otoczenia wynosi odpowiednio h ot = 37,82 kj/kg i s ot = 0,136 kj/(kg K) dla pary wodnej oraz h ot = 220,90 kj/kg i s ot = 1,075 kj/(kg K) dla etanolu. W tabeli 6 zestawiono poszczególne strumienie egzergii dla obu czynników. Podobnie jak w analizie termodynamicznej, wyniki analizy egzergetycznej dla obu czynników roboczych są na porównywalnym poziomie. Sprawność egzergetyczna obiegów wynosi około 47,6 %. Największą część strat egzergetycznych (około 42 %) stanowi proces związany z kondensacją pary. Niedoskonałość procesu wymiany ciepła w wytwornicy pary stanowi 31 % całości. Natomiast udział turbogeneratora w stratach egzergetycznych szacuje się na około 26 %. Tabela 6. Strumienie egzergii dla poszczególnych elementów obiegu parowego Czynnik Para wodna Etanol Element instalacji Zmiana strumienia egzergii Oznaczenia Wartość, kw strumień egzergii dostarczony do czynnika B q 45,677 45,769 Wytwornica pary Turbina straty związane z wymianą ciepła ekspansja w turbinie straty generatora B v 8,997 8,905 B t 33,520 33,779 B g 7,491 7,548 Skraplacz straty wynikające z oddawania ciepła do otoczenia B c 12,178 12,170 podnoszenia ciśnienia B p 0,021 0,180 Pompa straty silnika pompy B s 0,005 0,040 Strumień egzergii dostarczony do obiegu B z 54,674 54,674 Sprawność egz. η B, % 47,56 47,57

6. ANALIZA EKONOMICZNA Mając na uwadze porównywalne wyniki przeprowadzonych analiz (termodynamicznej i egzergetycznej) oraz uwzględniając potencjalną dostępność urządzeń na rynku, dla potrzeb oceny ekonomicznej wytypowano obieg C-R. Wstępnego doboru oraz wyceny urządzeń dokonano w oparciu o konsultacje z ich producentami oraz dystrybutorami. Całkowity koszt inwestycji (Ki) z podziałem na ceny poszczególnych urządzeń zestawiono w tabeli 7. Tabela 7. Szacunkowy koszt inwestycji (netto) Składowa inwestycji Koszt [zł] Turbina wraz z generatorem 113 700 Skraplacz 35 200 Pompa 5 400 Wytwornica pary 27 900 Armatura, instalacja automatyki 40 000 Dokumentacja techniczna 20 000 Robocizna 55 000 SUMA: 297 200 6.1. Roczny przychód brutto inwestycji Generowany zysk z inwestycji związany jest ze sprzedażą wyprodukowanej energii elektrycznej oraz ze sprzedażą świadectw pochodzenia energii. Oznacza to, że roczny przychód można zapisać jako: c R E C C. (9) ee Użyte w powyższym wzorze oznaczenia określa się jako: E c - wyprodukowaną energię netto w obiegu C-R z uwzględnieniem zapotrzebowania na zasilanie pompy czynnika, wentylatorów w instalacji skraplania oraz zapotrzebowania własnego na poziome 10 % produkowanej energii. Całkowitą energię elektryczną, którą można wykorzystać do uzyskania przychodu szacuje się na 187,24 MWh/a. zc Dla wykonywanej analizy zakładany okres referencyjny (n) to 15 lat. W modelu wyznaczania przychodu związanego z produkcją energii elektrycznej przyjęto roczny przyrost kursu energii elektrycznej oraz wartości świadectw energetycznych na poziomie 1 %. Szacowany roczny przychód (R) ze sprzedaży energii elektrycznej oraz certyfikatów dla pierwszego roku wynosi 89 317 zł.

6.2. Finansowanie oraz koszty związane z inwestycją W analizie ekonomicznej proponowanej modernizacji założono, że nakłady inwestycyjne zostaną pokryte w 60% z kapitału obcego (K o ) i 40% kapitału własnego (K w ). Koszt kapitału obcego związany jest z oprocentowaniem bankowym, które założono na poziomie 6%, natomiast koszt kapitału własnego to 7%. Całkowite roczne koszty bieżące związane z inwestycją można określić jako K c K K. (10) e s Powyższy zapis określa całkowite roczne koszty jako sumę kosztów eksploatacyjnych i stałych. Koszty eksploatacyjne związane są z utrzymaniem jednego etatu przy obsłudze urządzeń oraz kosztem ubezpieczeń i serwisu. Ich wartość ustalono na podstawie poniższego wzoru K r K, (11) e e i gdzie współczynnik r e dla proponowanej inwestycji został założony na poziomie 0,05. W modelu ekonomicznym założono dodatkowo roczny przyrost kosztów eksploatacyjnych na poziomie 1 %. Szacunkowe koszty eksploatacyjne dla pierwszego roku zakłada się na poziomie 14 860 zł. Koszty stałe związane są z finansowaniem inwestycji i określa się je jako: K S K K V K, (12) KW KO K A gdzie: K KW koszt kapitału własnego K KO koszt kapitału obcego K 7% K, KO KW V K rata kapitałowa V K n, K o / K 6% K, K A amortyzacja liniowa w okresie 15-letnim, K K n. o w A i / Roczne koszty stałe szacuje sie na poziomie 42 797 zł. Natomiast całkowite roczne koszty bieżące w pierwszym roku prognozuje się w wysokości 57 657 zł. Koszt jednostkowy produkowanej energii elektrycznej dla proponowanej inwestycji wynosi 308 zł/mwh dla pierwszego roku pracy instalacji i maleje do 270 zł/mwh dla roku piętnastego. Koszt ten wyznacza sie na podstawie poniższej zależności: K c K j (13) Ec

6.3. Dochód roczny i okres zwrotu inwestycji Zysk operacyjny (EBIT) - GP, jest to zysk nie uwzględniający podatku dochodowego. Określany jest jako różnica rocznych przychodów i całkowitych kosztów GP R. (14) Podatek dochodowy wynosi 18% i wyliczany jest na podstawie zysku operacyjnego jako K c D 0, 18GP. (15) Rzeczywisty dochód związany z inwestycją określa się jako NP GP D. (16) Dla proponowanej modernizacji szacowany okres zwrotu inwestycji to ok. 10 lat. Dla wykonania pełnej analizy ekonomicznej inwestycji wyznaczono zaktualizowaną wartość netto (NPV). Dla przyjętej stopy dyskonta na poziomie 6%, wartość bieżąca inwestycji jest dodatnia i wynosi około 16 tys. złotych. Oznacza to, że suma zdyskontowanych wpływów w okresie referencyjnym jest wyższa niż początkowe nakłady. Dodatkowo wyznaczono wewnętrzną stopę zwrotu IRR, która dla założonych kosztów oraz przychodów szacuje sie na 6,78 %. Na podstawie przeprowadzonej analizy można stwierdzić, że proponowana modernizacja ma uzasadnienie ekonomiczne. Okres jej zwrotu jest krótszy niż przewidywany okres referencyjny, a końcowa wartość inwestycji jest dodatnia. Warto zauważyć, że tak korzystne wyniki prezentowanej analizy związane są z dodatkowymi dopłatami podczas sprzedaży energii elektrycznej. W przypadku braku dopłat związanych z certyfikacją pochodzenia energii, inwestycja staje się nieopłacalna. Powodem takiej sytuacji jest wysoki jednostkowy koszt wytwarzania energii elektrycznej, który przewyższa cenę sprzedaży energii elektrycznej. Jednakże w przypadku rozpatrywanej modernizacji, dla której podstawowym paliwem jest biogaz, potencjalnemu inwestorowi przysługują prawa do czerpania korzyści z certyfikacji produkowanej energii. 7. OCENA EKOLOGICZNA INWESTYCJI Produkcja energii elektrycznej z energii odpadowej korzystnie wpływa na środowisko naturalne, nie emitując dodatkowych szkodliwych zanieczyszczeń. W prezentowanej ocenie ekologicznej określono stopień emisji zanieczyszczeń generowanych w trakcie produkcji energii elektrycznej z wykorzystaniem konwencjonalnych źródeł energii. Jedną z metod oceny środowiskowej jest metoda LCA (Life Cycle Assesment), pozwalająca określić potencjalny wpływ inwestycji na środowisko począwszy od pozyskania produktów,

przez produkcję, użytkowanie, aż do likwidacji. Zasady i wymagania określające wykorzystanie metody LCA zostały szczegółowo opisane przez Międzynarodowy Komitet Normalizacyjny w normie PN-EN ISO 14040:2009 [16]. Dla potrzeb prezentowanej analizy z pracy [17] zaczerpnięto wskaźniki emisji zanieczyszczeń wyznaczone przy użyciu metody LCA. Określają one emisję zanieczyszczeń przypadającą na każdy kilowat zainstalowanej mocy elektrycznej dla różnych form wytwarzania energii. Emisję głównych gazów cieplarnianych podczas produkcji energii elektrycznej, zaprezentowano w tabeli 8. Zestawiono w niej również potencjalną oszczędność dla środowiska naturalnego podczas produkcji energii elektrycznej z energii odpadowej. Dla przypomnienia moc turbogeneratora w instalacji odzysku ciepła wyniosła około 26 kw, a okres pracy instalacji w skali roku to 8 000 godzin. Na podstawie wykonanej analizy środowiskowej oszacowano korzyści związane z redukcją emisji szkodliwych zanieczyszczeń generowanych do środowiska wykorzystując energię odpadową. Autorzy są świadomi, że dla pełnej zgodności z metodą LCA należy dodatkowo uwzględnić wpływ na środowisko etapu związanego z produkcją oraz utylizacją modułu odzysku ciepła. Jednakże ze względu na wstępny charakter oceny ekologicznej dopuszczono takie odstępstwo. Tabela 8. Wyniki analizy ekologicznej Emisja gazów cieplarnianych, Redukcja emisji przy wykorzystaniu Źródło energii pierwotnej g / 1 kw el energii odpadowej wykorzystane do produkcji CO energii elektrycznej 2, CH 4, N 2 O, CO 2 CH 4 N 2 O t/rok kg/rok kg/rok Węgiel kamienny 714,844 (kogeneracja - 40 %) 2,002 0,034 148,7 416,4 7,1 Węgiel kamienny 1191,408 3,337 0,057 247,8 694,1 11,9 Węgiel brunatny 784,877 (kogeneracja - 40 %) 0,042 0,056 163,3 8,7 11,6 Węgiel brunatny 1308,131 0,070 0,093 272,1 14,6 19,3 Gaz ziemny 376,519 (kogeneracja 37,5 %) 0,230 0,010 78,3 47,8 2,1 Gaz ziemny 602,432 0,367 0,017 125,3 76,3 3,5 Biogaz (kogeneracja 68,3 %) 28,154 0,372 0,005 5,9 77,4 1,0 Biogaz 88,835 1,173 0,015 18,5 244,0 3,1 8. PODSUMOWANIE W artykule przedstawiono oryginalną koncepcję zagospodarowania energii odpadowej w elektrociepłowni biogazowej. Zakłada ona wykorzystanie ciepła odpadowego pochodzącego z modułów kogeneracyjnych do produkcji energii elektrycznej. Dla odzysku ciepła rozważono zastosowanie obiegu Clausiusa Rankine'a oraz (jako alternatywę) organiczny obieg Rankine'a

z etanolem jako czynnikiem roboczym. Dla rozpatrywanej modernizacji wykonano analizę termodynamiczną, egzergetyczną, ekonomiczną oraz wstępną ocenę środowiskową. Podstawowe wskaźniki analizy termodynamiczej oraz egzergetycznej przy założonych temperaturach górnego i dolnego źródła ciepła są na porównywalnym poziomie i wynoszą odpowiednio: sprawność termiczna (ok. 17 %), produkowana energia elektryczna w skali roku (ok. 208 MWh) oraz sprawność egzergetyczna (ok 48 %). Na podstawie wykonanej oceny ekonomicznej rozważaną modernizację można uznać za opłacalną. Jej wstępny koszt netto wyniósł około 297 tysięcy złotych, a planowany okres zwrotu inwestycji (przy rocznym zysku na poziomie 26 tysięcy złotych) szacuje się na około 10 lat. Powodem tak korzystnej oceny jest ciągła praca instalacji w skali roku (8 000 godzin) oraz dodatkowe źródło przychodu związane z certyfikacją pochodzenia energii elektrycznej. Wstępna ocena ekologiczna określiła potencjalną redukcję emisji gazów cieplarnianych do atmosfery poprzez zmniejszenie zużycia paliw pierwotnych na przykładzie innych konwencjonalnych źródeł energii. W opinii autorów zastosowanie odzysku energii w rozpatrywanej oczyszczalni może przynieść nie tylko profity finansowe dla potencjalnego inwestora, ale także korzyści dla środowiska naturalnego. LITERATURA [1] Dyrektywa Rady 91/271 EWG, dotycząca oczyszczania ścieków komunalnych, 21 maj 1991. [2] Ministerstwo Środowiska, Krajowy Program Oczyszczania Ścieków Komunalnych, Warszawa, grudzień 2003. [3] Szwaja S.: Produkcja energii elektrycznej z ciepła spalin agregatu kogeneracyjnego, Rynek Energii Nr 6 (115), 2014. [4] Cieśliński A., Kosowski K., Piwowarski M., Stępień R., Włodarski W.: Analiza obiegów kogeneracyjnych z silnikami tłokowymi i mikroturbinami, Rynek Energii Nr 6 (121), 41-46, 2015. [5] Dyrektywa Parlamentu Europejskiego i Rady 2012/27/UE, w sprawie efektywności energetycznej, 25 październik 2012. [6] Charakterystyka Oczyszczalni Ścieków Gdańsk Wschód, strona internetowa: http://www.sng.com.pl/portals/2/dok/ulotki%20i%20foldery/zielona_oczyszczalnia_fold er_31_10_2013.pdf, pobrana dnia 10.12.2015r.

[7] Karta charakterystyki silnika MWM TCG2016C, strona internetowa: http://powrmgt.com/wp-content/themes/slidingdoor/img/us_mwm_tcg2016c_60hz_0912%5b1%5d-1.pdf, pobrana dnia 15.12.2015r. [8] Szulc P., Tietze T., Wójs K., Kudela H., Kozłowski T.: One-dimensional mathematical model of a flue gas/water condensing heat exchanger with steam condensation for a 900MW brown coal fired power unit, Journal of Energy Science, vol. 1, No. 2, 93-102, 2012. [9] Wajs J., Mikielewicz D., Woźnowska M.: Gazowy kocioł kogeneracyjny - badania prototypu, Instal Nr1 (369), 11-17, 2016. [10] NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties REFPROP w wersji 9.0, 2010. [11] Stępień R.: Wybrane zagadnienia projektowania wielostopniowych mikroturbin osiowych, Instytu Maszyn Przepływowych PAN, 2013. [12] Szargut J.: Analiza egzergetyczna procesów cieplnych, ITC Politechniki Śląskiej, 1996. [13] Mikielewicz D., Mikielewicz J.: A thermodynamic criterion for selection of working fluid for subcritical and supercritical domestic micro CHP. Applied Thermal Engineering, vol. 30, 2357-2362, 2010. [14] Dane klimatyczne IMiGW, strona internetowa: http://www.imgw.pl/klimat/, pobrane dnia 10.01.2016 r. [15] Prezes Urzędu Regulacji Energetyki: Informacja Nr 3 / 2013, w sprawie zwaloryzowanej jednostkowej opłaty zastępczej jaką należy stosować celu obliczenia opłaty zastępczej przy realizacji obowiązku, o którym mowa w art. 9a ust. 1 ustawy Prawo energetyczne za rok 2015, 16 luty 2015. [16] Norma PN-EN ISO 14040:2009, Zarządzanie środowiskowe - Ocena cyklu życia - Zasady i struktura, 2009 [17] Namyślak Ł.: Ocena obciążenia środowiska przy produkcji energii elektrycznej przy pomocy metody LCA, Inżynieria Rolnicza Nr 4 (139), 285-293, 2012.

WASTE HEAT UTILISATION FROM COGENERATION SET IN SEWAGE PLANT Key words: sewage treatment plant, heat recovery, ORC, exergy analysis Summary. In the paper the idea of combined operation of the biogas CHP module with the low-temperature cycle is presented. The proposed modernization would allow utilization of exhaust gases enthalpy to increase efficiency of thermal and electrical energy production. This solution allows partial covering of the local electricity demand and at the same time causes savings and unloads the electrical power system. The article presents the concept of the waste heat utilization in Rankine cycle with a condensing turbine. Additionally, Organic Rankine Cycle (ORC) with ethanol as a working fluid was considered as an alternative form of waste heat. For the modernization thermodynamic and exergy analyses were carried out. Some basic economical and ecological indicators were also discussed. Adnotacja: Referat przedstawiony na konferencji: Energetyka Gazowa 2016, Zawiercie 20-22 kwietnia 2016 Michał Bajor, mgr inż., doktorant Politechniki Gdańskiej na Środowiskowym Studium Doktoranckim Współczesne Technologie i Konwersja Energii, e-mail: Michal.Bajor@pg.gda.pl Jan Wajs, dr inż., adiunkt w Katedrze Energetyki i Aparatury Przemysłowej na Wydziale Mechanicznym Politechniki Gdańskiej, członek sekcji Termodynamiki Komitetu Termodynamiki i Spalania PAN, e-mail: janwajs@pg.gda.pl Dariusz Mikielewicz, prof. dr hab. inż., kierownik Katedry Energetyki i Aparatury Przemysłowej na wydziale Mechanicznym Politechniki Gdańskiej, członek Prezydium Komitetu Termodynamiki i Spalania PAN oraz Komitetu Problemów Energetyki przy Prezydium PAN, e-mail: Dariusz.Mikielewicz@pg.gda.pl