ANALIZA PORÓWNAWCZA OBIEGÓW CIEPLNYCH ELEKTROWNI … · 2012-05-25 · politechnika ŁÓdzka....

POLITECHNIKA ŁÓDZKA WYDZIAŁ ELEKTROTECHNIKI, ELEKTRONIKI, INFORMATYKI I AUTOMATYKI

INSTYTUT ELEKTROENERGETYKI

PRACA DYPLOMOWA INŻYNIERSKA

ANALIZA PORÓWNAWCZA OBIEGÓW CIEPLNYCH ELEKTROWNI GAZOWO-PAROWYCH

COMPARATIVE ANALYSIS OF COMBINED CYCLE GAS TURBINE PLANTS

TOMASZ KLESZCZ NR ALBUMU: 152315

OPIEKUN PRACY: DR INŻ. JANUSZ BUCHTA

ŁÓDŹ, LUTY 2012

Analiza porównawcza obiegów cieplnych elektrowni gazowo-parowych

2

SPIS TREŚCI 1. WPROWADZENIE .................................................................................................................. 4

1.1 Cel i zakres pracy .................................................................................................................... 4 1.2 Polityka energetyczna kraju .................................................................................................... 7 1.3 Bloki gazowe i gazowo-parowe - cechy, uwarunkowania rozwoju, dostępność paliwa ....... 10

2. TURBINA GAZOWA ............................................................................................................. 15 2.1 Informacje ogólne.................................................................................................................. 15 2.2 Klasyfikacja turbin gazowych ............................................................................................... 16 2.3 Analiza obiegu prostego turbiny gazowej ............................................................................. 17 2.4 Wpływ parametrów czynnika i podzespołów oraz warunków otoczenia na osiągi turbiny gazowej .............................................................................................................................................. 20 2.5 Złożone układy turbiny gazowej ........................................................................................... 22

2.5.1 Obieg z regeneracją ciepła............................................................................................. 22 2.5.2 Obieg z międzystopniowym chłodzeniem i podgrzewem czynnika .............................. 23 2.5.3 Z wtryskiem wody i pary ............................................................................................... 24

2.6 Paliwa .................................................................................................................................... 25 2.7 Perspektywy i problemy ........................................................................................................ 27

3. UKŁADY GAZOWO-PAROWE ............................................................................................... 30 3.1 Koncepcja układu gazowo-parowego .................................................................................... 30 3.2 Klasyfikacje układów gazowo-parowych .............................................................................. 31 3.3 Sposoby sprzęgania układu gazowego z obiegiem parowym ............................................... 32

3.3.1 Układ równoległy - z wysokociśnieniową wytwornicą pary (WWP) ........................... 33 3.3.2 Układ szeregowy z kotłem odzyskowym – Combined Cycle ........................................ 33 3.3.3 Układ szeregowy z dopalaniem ..................................................................................... 34 3.3.4 Instalacja turbiny gazowej z wtryskiem pary ................................................................ 34 3.3.5 Układy wykorzystujące tzw. quasi integrację ............................................................... 35

3.4 Charakterystyki termodynamiczne ........................................................................................ 36 3.4.1 Sprawność cieplna ......................................................................................................... 36 3.4.2 Sprawność wytwarzania energii elektrycznej................................................................ 38 3.4.3 Zależność osiągów układu gazowo-parowego od parametrów otoczenia ..................... 39 3.4.4 Wpływ chłodzenia turbiny gazowej na charakterystyki układu .................................... 41

3.5 Struktury układów gazowo-parowych ................................................................................... 42 3.5.1 Zasadnicze zagadnienia, zależności, elementy .............................................................. 42 3.5.2 Układy jednociśnieniowe .............................................................................................. 49 3.5.3 Układy dwuciśnieniowe ................................................................................................ 51 3.5.4 Układy trójciśnieniowe .................................................................................................. 54 3.5.5 Układy gazowo-parowe zintegrowane ze zgazowaniem ............................................... 57

Praca dyplomowa inżynierska – Tomasz Kleszcz

3

3.5.6 Układy gazowo-parowe z kotłami fluidalnymi ............................................................. 60 3.5.7 Układy dwupaliwowe .................................................................................................... 62 3.5.8 Kogeneracyjne układy gazowo-parowe......................................................................... 65

3.6 Stan obecny i perspektywy .................................................................................................... 69

4. ANALIZA ENERGETYCZNA PRZY POMOCY PROGRAMU IPSEPRO ......................................... 71 4.1 Wybór układów ..................................................................................................................... 71 4.2 Założenia. Omówienie zasad analizy obiegów ..................................................................... 71

4.2.1 Parametry turbiny .......................................................................................................... 73 4.2.2 Układ chłodzenia ........................................................................................................... 75

4.3 Struktury jednociśnieniowe ................................................................................................... 75 4.4 Struktury dwuciśnieniowe ..................................................................................................... 81 4.5 Struktury trójciśnieniowe ...................................................................................................... 86 4.6 Układ gazowo-parowy zintegrowany ze zgazowaniem ........................................................ 92 4.7 Struktura dwupaliwowa – nadbudowa bloku na węgiel brunatny ......................................... 94 4.8 Analiza wyników ................................................................................................................... 95

5. PODSUMOWANIE ................................................................................................................ 99

6. LITERATURA .................................................................................................................... 101 6.1 Książki i artykuły ................................................................................................................ 101 6.2 Strony internetowe: ............................................................................................................. 103

7. STRESZCZENIE PRACY ...................................................................................................... 104

8. SUMMARY ........................................................................................................................ 105


4

1. WPROWADZENIE

1.1 Cel i zakres pracy Energia elektryczna, jako najbardziej użyteczna, uniwersalna, a jednocześnie

najtrudniejsza w uzyskaniu postać energii, stała się dobrem, bez którego rozwój

cywilizacyjny, a nawet życie codzienne, byłyby silnie utrudnione. Jej zużycie na mieszkańca

rośnie, a liczba ludności gwałtownie wzrasta. Produkcja i dostarczenie energii elektrycznej do

odbiorców odbywać się musi nieprzerwanie, niezależnie od pory roku, dnia, czy warunków

atmosferycznych. W związku ze zwiększającym się zużyciem energii elektrycznej, której

większość wytwarza się poprzez przetworzenie energii pochodzącej ze źródeł

nieodnawialnych, istnieje zagrożenie rychłego wyczerpania zasobów paliw oraz wzrasta

emisja gazów cieplarnianych, głównie dwutlenku węgla. Wg ustaleń Międzynarodowego

Zespołu ds. Zmian klimatu (ang. Intergovernmental Panel on Climate Change – IPCC), ich

emisja powoduje zmiany klimatyczne na Ziemi.

W następstwie podpisanych międzynarodowych porozumień o ograniczeniu

antropogenicznej emisji tych gazów powstały dodatkowe wyzwania dla energetyki. Oprócz

niezawodnej, pewnej produkcji energii elektrycznej, należy dążyć do jak najmniejszych

oddziaływań na środowisko naturalne. Uwzględnia to polityka energetyczna Unii

Europejskiej. Program UE, skrótowo określany mianem 3x20%, który wszedł w życie

17 grudnia 2008 roku, zakłada:

ograniczenie emisji dwutlenku węgla do 2020 roku o 20% w stosunku do emisji z roku

1990,

poprawę efektywności energetycznej wytwarzania energii elektrycznej w tym samym

czasie o 20%,

zwiększenie udziału energii elektrycznej ze źródeł uznawanych za odnawialne

w całkowitej produkcji energii również o 20% [4].

Cele te realizowane są w różnym stopniu w poszczególnych krajach (w Polsce udział

energii ze źródeł odnawialnych ma wynosić w roku 2020 co najmniej 14,4%). Ponadto

ogłaszane dyrektywy dotyczące ograniczania emisji związków azotu (określanych skrótowo

jako NOx), dwutlenku siarki SO2 i pyłów silnie oddziałują na energetykę krajów

członkowskich. Kolejne wprowadzane normy emisyjne są coraz bardziej restrykcyjne.

Konieczne są duże inwestycje na wszelkiego rodzaju układy oczyszczania spalin, a zużycie


5

energii urządzeń potrzeb własnych, w związku z pracą tych instalacji, wzrasta. Powoduje to

również konieczność wyłączania jednostek, które nie będą w stanie spełnić nadchodzących

wymagań. Wskazany przez UE wskaźnik emisji CO2 z elektrowni, wyrażający emisję

dwutlenku węgla na megawatogodzinę wyprodukowanej energii elektrycznej, nie może być

wyższy niż 750 kg CO2/MWh. Dotyczy to najbliższych lat. O ile ograniczanie emisji NOx,

SO2 i pyłów, pomimo trudności, daje się obecnie realizować, to ograniczanie emisji CO2 jest

większym problemem. Szczególnie dotyczy to krajów uzależnionych od spalania węgla,

w tym głównie Polski. Dodatkowe problemy stwarza stan krajowego sektora energetycznego.

Większość bloków jest przestarzała i pracuje już znacznie dłużej niż planowany okres

użytkowania, który wynosi zazwyczaj 30 lat [4].

Praca silnie nawiązuje do opisanej powyżej sytuacji. Jej celem była analiza struktur

układów gazowo-parowych, jako przyszłości dla krajowej energetyki, uwzględniając

konieczność ograniczania wpływu na środowisko naturalne i budowy nowych mocy

wytwórczych. Analiza energetyczna w programie IPSEpro pozwoliła dokonać ich porównania

i w połączeniu z przestudiowaniem uwarunkowań ich rozwoju oraz polityki energetycznej

kraju można było podjąć się odpowiedzi na pytanie czy bloki tego typu są szansą dla poprawy

sytuacji krajowego sektora energetycznego. Jeśli tak, to jakiego typu?

W analizie energetycznej, ze względu na ograniczenia posiadanych bibliotek

programu, nie podjęto próby analizy najnowszy rozwiązań konstrukcyjnych (spalanie

sekwencyjne, chłodzenie łopatek parą, chłodzenie międzystopniowe). Element

gas_turbine_generic, modelujący turbinę gazową w programie, nakłada spore ograniczenia.

Również z tego powodu nie analizowano struktur jednowałowych, pomimo tego, że są one

powszechnie stosowane w praktyce. Możliwe jest oczywiście zasymulowanie turbiny poprzez

zestawienie sprężarki, turbiny i komory spalania, jednak wtedy traci się możliwość

wprowadzania istotnych zmian do charakterystyk, jakie wbudowane są w model

gas_turbine_generic. Konieczne byłoby sporządzenie licznych równań opisujących te

zależności, co wykraczało poza zakres pracy.

W pierwszej części przeanalizowano sytuację energetyczną w kraju oraz założenia

Polityki energetycznej Polski do 2030 roku, ze szczególnym uwzględnieniem działań na rzecz

rozwoju energetyki opartej na gazie. Dalsze strony pracy poświęcone są głównym cechom

układów gazowo-parowych. Krótko scharakteryzowano pracujące już bloki tego typu oraz


6

wymieniono planowane inwestycje. Przeanalizowano również uwarunkowania rozwoju

elektrowni z turbinami gazowymi w kraju, także z wykorzystaniem zasobów krajowych.

W drugim rozdziale omówiono najistotniejsze zależności dotyczące pracy kluczowego

elementu bloku gazowo-parowego, jakim jest turbina gazowa. Pokazano zależności pracy

tego silnika cieplnego od warunków zewnętrznych. Scharakteryzowano podstawowe

struktury oraz wymieniono paliwa gazowe możliwe do wykorzystania, z uwzględnieniem

spalania paliw niskokalorycznych i technologicznych. W podsumowaniu opisano problemy

konieczne do rozwiązania w celu kontynuowania rozwoju.

Część trzecia, najbardziej obszerna, zawiera szczegółowe opisy struktur układów

gazowo-parowych i zależności wpływających na ich osiągi. Wśród opisywanych są struktury

jedno-, dwu- i trójciśnieniowe oraz układy gazowo-parowe zintegrowane ze zgazowaniem.

Ponadto wzięto pod uwagę układ z kotłem fluidalnym, układy gazowo-parowe powstałe przez

nadbudowę bloku węglowego turbiną gazową oraz kogeneracyjne. Zawarto również

klasyfikacje omawianych układów oraz perspektywy i trudności w rozwoju, ze wzmianką na

temat najlepszych na świecie rozwiązań.

Część obliczeniowa pracy, a właściwie jej efekty, zostały umieszczone w rozdziale

czwartym. Wybrane obiegi analizowano w programie IPSEpro. Opisano zasady, założenia

przyjęte do analizy obiegów. Wybrano różne struktury jedno-, dwu- i trójciśnieniowe, układ

IGCC z gazyfikatorem HTW oraz wariant nadbudowy bloku 360 MW na węgiel brunatny

turbiną gazową w układzie równoległym z niezmienną mocą kotła węglowego.

Zaprezentowano schematy z programu oraz dokonano analizy wyników.

Wykorzystane materiały bibliograficzne to głównie podręczniki akademickie

i monografie polskie oraz dwie pozycje anglojęzyczne, z których [1,3,7,11,26,38] były

najczęściej wykorzystywanymi. Obszernie skorzystano również z artykułów publikowanych

w czasopismach Rynek Energii i Energetyka oraz kilku innych. Jako uzupełnienie, czy

zaktualizowanie posiadanych informacji, traktowano strony internetowe na temat energetyki,

głównie wnp.pl oraz strony koncernów energetycznych.


7

1.2 Polityka energetyczna kraju Bezpieczeństwo energetyczne kraju, rozumiane, jako bezproblemowe dostarczenie

zadeklarowanej energii elektrycznej oraz ciepła do poszczególnych odbiorców, jest

zagadnieniem szeroko poruszanym w przyjętej przez Radę Ministrów w dniu 10 listopada

2009 roku Polityce energetycznej Polski do 2030 roku. Do jej priorytetów zaliczyć

należy [45,46]:

poprawę efektywności energetycznej,

Rezerwy utajone w możliwości podwyższania efektywności energetycznej procesów

produkcyjnych i eksploatacyjnych należy uznać za bardzo poważny zasób energetyczny.

Wykorzystanie go byłoby trzy (nawet do sześciu) razy tańsze inwestycyjnie niż budowa

najtańszego źródła energii. Ponadto dodatkowe zalety w postaci szybkiego czasu zwrotu

kosztów realizacji, braku dodatkowych kosztów związanych za zakupem terenów pod

inwestycję, krótki czas modernizacji oraz zerowa emisja CO2 winny być zachętą do

działania. W skali całej gospodarki realny potencjał szacuje się na 38-45 TWh/a.

Dodatkową korzyścią jest możliwość rozłożenia w czasie budowy nowych, niezbędnych

źródeł wysokosprawnych i niskoemisyjnych [15].

wzrost bezpieczeństwa dostaw paliw i energii,

Rząd Polski zobowiązuje się do zniesienia barier prawnych w zakresie udostępniania

nowych złóż węgla kamiennego i brunatnego, w celu zwiększenia mocy wydobywczych.

Ponadto przewiduje się zwiększenie nakładów na poszukiwanie nowych złóż [46].

W ramach zwiększenia dostaw ropy naftowej, poza jej bezproblemowym importem

z innych krajów, przewidziane jest zwiększenie poszukiwań i wydobycia na terenie kraju.

Zakłada się również budowę magazynów paliw płynnych o pojemnościach

zapewniających ciągłości dostaw [46].

W kwestii bezpieczeństwa dostaw gazu ziemnego szczególny nacisk położono na

dywersyfikację źródeł i kierunków jego dostarczania. Do działań w tym obszarze

zaliczono:

o budowę terminalu do odbioru gazu skroplonego (LNG)

Budowa gazoportu w Świnoujściu jest już na zaawansowanym poziomie,

a planowane oddanie do użytku ma nastąpić w 2014 r. Terminal LNG będzie

instalacją od odbioru i regazyfikacji skroplonego gazu ziemnego dostarczonego


8

drogą morską, o znamionowej wydajności 5 mld m3 gazu ziemnego rocznie.

W przyszłości możliwe jest zwiększenie zdolności do 7,5 mld m3 rocznie [58].

o zawarcie na warunkach rynkowych kontraktów na zdywersyfikowanie dostaw gazu

ziemnego dla terminalu do obioru LNG oraz z kierunku północnego,

o dywersyfikację dostaw poprzez budowę systemu przesyłowego umożliwiającego

dostawy z różnych kierunków oraz budowę połączeń międzysystemowych,

Rozważana od lat budowa Gazociągu Bałtyckiego, będącego połączeniem między

polskim i duńskim systemem gazowym oraz elementem Skandynawskiego

Pierścienia Gazowego (w przyszłości), nie jest ciągle pewnikiem, pomimo dużego

zainteresowania Komisji Europejskiej i otrzymanej w październiku 2010 pierwszej

transzy dofinasowania z UE [9].

W lipcu 2010 r. GAZ-SYSTEM i AB Lietuvos Dujos podpisały dokument

określający zasady współpracy przy prowadzeniu prac analitycznych w zakresie

utworzenia gazociągu Polska – Litwa. Projekt ten w pełni wpisuje się w strategię

UE stworzenia transgranicznych połączeń wzmacniających bezpieczeństwo

energetyczne [9].

Natomiast z kierunku zachodniego przewiduje się transport gazu poprzez

rozbudowywane połączenie Polska – Niemcy w Lasowie i rozprowadzanie go

poprzez powstające na Dolnym Śląsku gazociągi przesyłowe [10].

Budowa połączenia Polska – Czechy zakończyła się we wrześniu 2011 r, podobnie

jak gazociągu wysokiego ciśnienia Włocławek-Gdynia. W marcu 2011 r.

uruchomiono również Tłocznię Gazu w Goleniowie. Podobne plany budowy

gazociągów przesyłowych o łącznej długości ponad 1000 km mają zostać oddane

do użytku przez firmę GAZ-SYSTEM do 2014 roku [10].

o budowę i rozbudowę magazynów gazu ziemnego,

W pobliżu terminalu LNG rozpoczęto już budowę zbiorników gazu. Magazyny

gazy mogą zostać wykonane także jak podziemne, wykorzystując sczerpane złoża

gazu czy kawerny solne. Magazyny są istotnym ogniwem stabilizacyjnym

i ograniczającym ryzyko w gospodarce i handlu gazem [37].

o pozyskiwanie przez polskie przedsiębiorstwa dostępu do złóż gazu ziemnego poza

granicami kraju,


9

o gospodarcze wykorzystanie metanu, poprzez eksploatację z naziemnych odwiertów

powierzchniowych,

o pozyskanie gazu z wykorzystaniem technologii zgazowania węgla,

dywersyfikację struktury wytwarzania energii elektrycznej poprzez wprowadzenie

energetyki jądrowej,

rozwój wykorzystania odnawialnych źródeł energii, w tym biopaliw,

ograniczenie oddziaływania energetyki na środowisko [45,46].

Niewątpliwie trudnym przedsięwzięciem, związanym oczywiście głównie z polityką

UE, będzie ograniczanie oddziaływania sektora energetycznego na środowisko naturalne,

podczas gdy produkcja energii elektrycznej w ponad 92% opiera się na spalania węgla [22].

Wiąże się to z istotnym negatywnym efektem ekologicznym, polegającym na występowaniu

emisji dużych ilości zanieczyszczeń. Posiadane przez Polskę zasoby węgla pełnią rolę

ważnego stabilizatora bezpieczeństwa energetycznego kraju i będzie on jeszcze przez wiele

lat głównym źródłem energii pierwotnej. Wobec polityki UE stwarza to jednak poważne

problemy dla naszej gospodarki. Od 2013 r. unijny system redukcji emisji gazów

cieplarnianych jeszcze się zaostrzy. Objętych zostanie nim więcej branż oraz inne – oprócz

dwutlenku węgla – gazy cieplarniane. “Wysokoemisyjny” przemysł – i to będzie największa

zmiana – będzie musiał płacić za każdą, a nie tylko nadwyżkową tonę wyemitowanego

dwutlenku węgla. W konsekwencji tej ostatniej zmiany istniejące elektrownie będą musiały

od 2013 r. kupować 30% (a nowo budowane 100%) przyznawanych dziś bezpłatnie

uprawnień do emisji CO2. W 2020 r. ma dojść do pełnej odpłatności za emitowany do

atmosfery dwutlenek węgla [4,22,59].

Istotnym problemem jest również stan sektora energetycznego, który jest

w większości przestarzały. Budowa nowych bloków jest niezbędna w ciągu najbliższych lat.

Rozwój krajowej energetyki opartej na węglu jest uzasadniony, jednak budowane nowe bloki

muszą być możliwie jak najmniej uciążliwe dla środowiska. Uwzględniając stan wiedzy

i zawansowanie klasycznych technologii wytwarzania energii elektrycznej nowobudowane

bloki powinny być blokami nadkrytycznymi o temperaturach co najmniej 600°C dla

utrzymania poziomu 750 kg CO2/MWh przy sprawności 45-46%. Ponadto winny one być

przystosowane do współpracy w przyszłości z instalacją wychwytywania i magazynowania

dwutlenku węgla (Carbon Capture and Storage –CCS) [4,39,40].


10

1.3 Bloki gazowe i gazowo-parowe - cechy, uwarunkowania rozwoju, dostępność paliwa

Zmniejszenie stopnia „uwęglenia” sektora energetycznego jest tendencją dominującą

w Europie. Elektrownie gazowe i gazowo-parowe były w ostatnich latach dynamicznie

rozwijającymi się i szeroko wprowadzanymi do systemów elektroenergetycznych. Obecnie

produkcja energii elektrycznej przez spalanie gazu stanowi ponad 20% produkowanej energii

w UE. Wynika to z licznych zalet elektrowni gazowo-parowych, do który zaliczyć można:

wysoką sprawność konwersji energii chemicznej paliwa na energię użyteczną

(elektryczną i ciepło) – obecne najnowsze rozwiązania przekraczają już granicę 60%

sprawności netto (ponad 90% w kogeneracji),

bardzo niską emisję dwutlenku węgla (<400 kg/MWh),

niezwykle niską emisję NOx,

brak problemów z emisją SO2 i pyłów,

krótki czas budowy – 20-36 miesięcy (węglowa 40-50, jądrowa 60-80),

bardzo krótkie czasy rozruchu (ze stanu ziemnego 150 min, z ciepłego 105 min,

a z gorącego 50 min – dane dotyczą złożonego układu trójciśnieniowego) [11],

umiarkowane koszty inwestycyjne na poziomie 550-650 $/kW (elektrownia węglowa

1200-1400 $/kW, elektrownia jądrowa 2000-3000 $/kW),

wysoką niezawodność i dyspozycyjność – nieznacznie wyższą niż w przypadku

elektrowni węglowych,

dużą elastyczność w stosowaniu paliw,

stosunkowo niskie koszty utrzymania i obsługi,

elastyczność w doborze mocy budowanych instalacji,

duże zdolności regulacyjne w krajowym systemie elektroenergetycznym,

wg [1,11,17,26,39,40,49].

Bezpieczeństwo dostaw gazu, wcześniej opisane, stanowi znaczący aspekt decydujący

o rozwoju energetyki opartej na gazie. Stabilność i ciągłość dostaw umożliwia planowanie

produkcji. Budowane elektrownie oparte na gazie zlokalizowane będą w miejscach

dostępności tego surowca w przyszłości. Rozbudowa infrastruktury gazowej dostarczającej

paliwo bezpośrednio do elektrowni jest również bardzo istotna. Należy jednak mieć na

uwadze, że już średniej mocy elektrownia zużywać będzie rocznie prawie miliard m3


11

surowca, a dostarczenie takiej ilości nie jest możliwe przy pomocy dowolnego

gazociągu [17,34].

Przy tak wielu zaletach elektrowni gazowych i gazowo-parowych ryzyko braku

dostępu do paliwa, wzrostu jego cen, czy konieczności negocjacji, są poważną wadą. Jak już

wspomniano, ilości potrzebnego do działalności energetycznej, surowca są duże, nawet dla

średniej wielkości zakładów. Do tej pory cena gazu była umiarkowana, ale pomimo tego

nadal cena energii wyprodukowanej przez spalanie gazu była wyższa, niż z elektrowni

węglowej. Obrót gazem w głównej mierze ma wymiar światowy i reguły nim rządzące

związane są często głównie z aspektami politycznymi. Jeszcze do niedawna prawie wszystkie

kontrakty na dostawę tego surowca były długoterminowe i zawierały klauzule take or pay,

zobowiązująca do zapłaty za nieodebrane ilości surowca. Cena za 1000 m3 gazu ustalana była

na podstawie sześcio bądź dziesięciomiesięcznej ceny ropy naftowej. Gaz pozostawał w jej

cieniu. Sprzedaż i dostarczenie go były silnie związane z istniejącą, bądź budowaną,

infrastrukturą gazociągów. Był on ponadto narzędziem polityki zagranicznej

Rosji [8,13,23,47].

Wielkie zmiany wprowadziła technologia skraplania i transportu gazu LNG. Ma on

około 600-630 razy mniejszą objętość, niż jego postać gazowa. Pozwala to na transport

z odległych obszarów świata droga morską, bez ścisłego powiązania dostawcy i odbiorcy, jak

ma to miejsce w przypadku gazociągów. Gaz stał się dzięki temu produktem globalnym.

Infrastruktura do transportu LNG szybko się rozwija, gaz transportowany jest gazowcami,

a zawierane kontrakty mają charakter krótkoterminowy. Dzięki rozwojowi handlu LNG

można się spodziewać powstania światowego rynku transakcji krótkoterminowych gazu

ziemnego [8,13,23].

Znaczący wzrost wydobycia gazu niekonwencjonalnego w USA i zdolności

produkcyjnych LNG na świecie powodują powolny spadek cen. Zaczyna się również trend na

odchodzenie od indeksacji cen gazu do ropy naftowej. „Gazowa rewolucja” powoduje

obniżenie znaczenia gazu przesyłanego rurociągami z Rosji, co okazuje się zagrożeniem dla

głównego - jak na tą chwilę - dostawcy gazu do Europy. Następstwem opisanych wydarzeń

jest zapowiedziane przez Gazprom obniżenie cen i złagodzenie klauzuli take or pay [8,13].

Rynek gazu w UE ulega stopniowej liberalizacji. Otwarcie go rozpoczęło się od

przyjęcia w 1998 r. Dyrektywy Gazowej. Pomiędzy poszczególnym krajami UE istniały

i istnieją znaczne różnice w całkowitym kształcie rynku, w tym różnice w strukturze


12

i strategii (szybkości zmian) jego otwarcia. Strategie szybkiego i wczesnego wdrożenia

liberalizacji oraz polityka otwarcia rynku niektórych krajów UE miały zasadniczy wpływ na

obniżenie cen dla odbiorców, a tego potrzebuje RG by się dynamicznie rozwijać. Istotnym

jest działanie silnego regulatora wspartego regulacjami (kompletne prawo). Efektywna

liberalizacja w kraju musi uwzględniać nadrzędny cel, jakim jest utworzenie wspólnego rynku

europejskiego. Nie jest to możliwe działając w izolacji od rynków pozostałych krajów

UE [35].

W krajowym systemie energetycznym (KSE) pracuje coraz więcej elektrowni

gazowych i gazowo-parowych. Główne parametry obiektów o mocy powyżej 10 MW zawarto

w tablicy 1.1. Poza wymienionymi, w KSE pracuje wiele turbin i mikroturbin gazowych

o mocach od 30 kWe. W większości z nich wykorzystuje się gaz wysokometanowy (E), ale

i w dużej części zaazotowany z małych i średnich złóż krajowych, dla którego optymalne

i efektywne jest zastosowanie do kogeneracji. W Elektrociepłowni Władysławowo

wykorzystuje się gaz odpadowy, który towarzyszy pokładom ropy naftowej. Transportowany

jest on rurociągiem z oddalonej od brzegu o około 80 km, platformy wiertniczej Baltic Beta.

Tablica 1.1. Obiekty spalające paliwo gazowe w krajowym systemie elektroenergetycznym [1,17,21,39] BG-P – blok gazowo-parowy, BG – blok gazowy

Obiekt Typ Moc el. [MWe]

Moc cieplna [MWt]

Paliwo Rok uruchomienia

EC Gorzów BG-P 55 b.d. Z 20 MJ/m3

N 1999

EC Nowa Sarzyna BG-P 116 70 E 2000 EC Lublin-Wrotków BG-P 235 150 E 2002

EC Rzeszów BG-P 101 76 E 2003

EC Zielona Góra BG-P 198 195 Z 28,2 MJ/m3

N 2004

EC Siedlce BG-P 36 21 E 2004 EC Władysławowo BG 11 18 gaz odpadowy 2003

Plany dotyczące budowy nowych bloków gazowo-parowych ogłaszają polskie grupy

energetyczne oraz zagraniczne koncerny działające w Polsce, ale i również firmy spoza

branży. Suma mocy zgłoszonych w tych projektach jest znaczna i przekracza 6,5 GW.

Zestawienie tych planów zawiera tablica 1.2. Plany te są w różnym stopniu realizacji, niektóre

zostały tylko wstępnie zgłoszone i nie rozpoczęły się żadne prace projektowe. Wśród nich

najbardziej zaawansowanym projektem jest EC Stalowa Wola, którego wykonawca ma być

znany pod koniec lutego b.r. Oprócz podanych, PSE Operator planuje budowę wielu


13

elektrowni gazowych do pracy szczytowej o łącznej mocy ok. 600 MWe w licznych źródłach,

co najmniej 50 MWe każde, rozlokowanych głównie w północno-wschodniej Polsce. Dalkia

Polska planuje także inwestycje w gazowe instalacje kogeneracyjne o mocach nie wyższych

niż 10 MWe [1,17,21,32,34,39,40].

Tablica 1.2. Planowane budowy bloków gazowo-parowych w kraju [21,32,34,39,40,61,62]

Lokalizacja Moc el. MWe

Inwestor

Skawina 430 ČEZ Grudziądz 800-840 Energa i ESB

Głogów (Polkowice) 100 KGHM Polska Miedź Gdańsk 400-450 LOTOS S.A., Energa S.A. i PGNiG

Dolna Odra 2 x 430-460 PGE EC Pomorzany 240 (170 MWt) PGE EC Bydgoszcz 220-270 lub 400-450 PGE

EC Gorzów Wlk. 100-140 PGE Puławy 800-840 ZA Puławy i PGE

Włocławek 420-490 PKN Orlen Blachownia (Kędzierzyn Koźle) 800-910 Tauron i KGHM Polska Miedź

Katowice 135 (90 MWt) Tauron Stalowa Wola 400-440 (240 MWt) Tauron i PGNiG Częstochowa ok. 1000 RWE

W krajowej energetyce, oprócz szeroko omawianego gazu ziemnego

wysokometanowego pochodzącego z importu, wykorzystać można wspomniany gaz

zaazotowany z rodzimych złóż. Charakteryzują się one zawartością metanu od 20 do 85%. Na

daną chwilę w kraju znane są jedynie 4 złoża zawierające gaz wysokometanowy o zawartości

metanu od 70 do 99%. Jak wynika z danych przedstawionych w tablicy 1.3 wydobycie

krajowe zaspokaja średnio 30% zapotrzebowania i utrzymuje się to na stałym poziomie od

kilku lat [14,45,60].

Tablica 1.3. Zużycie i krajowe wydobycie gazu ziemnego w Polsce w latach 2007-2010 w mln m3 [45,60]

2007 2008 2009 2010

Zużycie 13 563 14 338 13 563 14 417

Wydobycie krajowe 4 276 (31,5%)

4 074 (28,4%)

4 078 (30,1%)

4 220 (29,3%)

Niekonwencjonalne zasoby gazu zgromadzone w łupkach ilastych, mogą pozwolić na

uniezależnienie się od importu gazu (częściowo bądź całkowite) i rozwój ekologicznej

energetyki gazowej. Należy podkreślić, iż jest to prawdopodobne, nie pewne. Szacowane

ilości są rozbieżne. Prowadzone na szeroką skalę badania mają dać konkretne wyniki w ciągu


14

najbliższych lat. Eksploatacja tych złóż może jednak okazać się zbyt droga i kłopotliwa.

Istotne jest realne zagrożenie dla środowiska związane z technologią wydobycia. Zatłaczanie

dużej ilości wody z substancjami chemicznymi może odbić się negatywnie na stanie gleb

i wód gruntowych. Również emisja hałasu i odpadów płynnych jest problemem, nad którego

rozwiązaniem powinno się popracować. Należy korzystać z doświadczeń USA w tym

zakresie. Zarówno pozytywnych, jak i negatywnych, o których niewiele się

mówi [30,33,43,44,63].

Gazy technologiczne (przemysłowe), tj. gaz koksowniczy, konwertorowy,

wielkopiecowy, poredukcyjny, mogą być również paliwem dla bloków gazowych i gazowo-

parowych. Z powodzeniem można wykorzystać je w miejscu wytworzenia do produkcji

energii elektrycznej i ciepła ze stosunkowo wysoką sprawnością. Zlokalizowane w pobliżu

zakładów generujących tego typu gazy elektrociepłownie mogą zostać zmodernizowane do

gazowo-parowych i przystosowane do ich wykorzystania [42,48,50].

Paliwem dla omawianych elektrowni, oprócz wspomnianych może być również gaz

wysypiskowy i biogaz rolniczy. Dotyczy to jednak małych mocy, głównie kogeneracji. Warto

jednak rozwijać tego typu technologie, również ze względu na ekologiczny aspekt sprawy,

przekładający się na względy ekonomiczne (świadectwa pochodzenia itp.). Podobnie wygląda

sytuacja z gazem kopalnianym. Jego źródłem są kopalnie węgla kamiennego, zarówno czynne

jak i zamknięte oraz dziewicze pokłady węgla. Wykorzystanie energetyczne tego surowca

pozwala również na ograniczenie emisji metanu do atmosfery. Istnieją duże szanse, ku temu,

że zostanie on uznany za odnawialne źródło energii, co znacznie podniesie atrakcyjność

inwestycji bazujących na jego spalaniu. Jest to gaz o zróżnicowanych parametrach w

zależności od źródła, ale w większości nadaje się do wykorzystania w przystosowanej

turbinie gazowej. Jego zasoby w pokładach węgla w przeliczeniu na metan szacuje się w

Polsce na 45 mld m3 [2,19,20].


15

2. TURBINA GAZOWA

2.1 Informacje ogólne Turbiną gazową nazywany jest silnik cieplny, w którym procesy sprężania

i rozprężania zachodzą w maszynach wirnikowych. W najprostszym, najczęściej stosowanym

układzie (Rys. 2.1), chłodny czynnik (najczęściej powietrze atmosferyczne) zasysany jest

przez układ filtrów do sprężarki osiowej S sprzęgniętej na jednym wale z turbiną T

i generatorem G. Po sprężeniu do ciśnienia ok. 1,5-3,5 MPa trafia do komory spalania KS,

w której miesza się z paliwem. Spalanie mieszanki paliwowej odbywa się przy stałym

ciśnieniu. Ilość powietrza dostarczonego do spalania przekracza teoretyczne zapotrzebowanie

około czterokrotnie. Spaliny o znacznej temperaturze (generalnie wyższej od 1200°C)

wprowadzane są do turbiny, której konstrukcja zbliżona jest do turbiny parowej. Rozprężane

są w niej do ciśnienia bliskiego ciśnieniu atmosferycznemu (straty wylotowe). Rozprężone

gazy o temperaturze pomiędzy 450 a 650°C (w zależności od sprawności, stopnia sprężania,

temperatury spalin na wlocie do turbiny) odprowadzone są na zewnątrz - obieg zamyka się

przez atmosferę. Praca czynnika w turbinie jest większa od pracy włożonej w sprężenie

powietrza, dzięki czemu możliwe jest generowanie mocy elektrycznej [1,11, 31,36].

Rys. 2.1. Schemat turbiny gazowej w układzie prostym [1] S –sprężarka, T – turbina, G – generator, KS- komora spalania, P – pompa paliwa, Z – zawór obejściowy

Należy zwrócić uwagę, iż termin turbina gazowa dotyczy zarówno całego urządzenia

(układu) jak i jednego z jego zespołów (turbiny). Jest to pewna niekonsekwencja tradycyjnie

stosowanego nazewnictwa [1].

Przedstawiona instalacja turbiny gazowej (Rys. 2.1) jest podstawowym, najczęściej

stosowanym rozwiązaniem, w jakim pracuje turbina gazowa. Do podanego układu konieczne

jest jeszcze zastosowanie pompy oleju łożysk i układu regulacji oraz silnika rozruchowego,

który przy rozruchu rozpędza układ do prędkości obrotowej, przy której bilans energetyczny

układu jest dodatni. Regulacja mocy wyjściowej odbywa się poprzez dozowanie paliwa. Przy


16

nagłym spadku odbieranej mocy elektrycznej możliwe jest odprowadzenie spalin

bezpośrednio do atmosfery wykorzystując zawór obejściowy Z [31,36].

Instalacje turbiny gazowej cechują się prostotą i małymi wymiarami, a jednocześnie

łącza w sobie zalety zarówno silnika tłokowego jak i maszyn wirnikowych [1]. Zaletą turbiny

gazowej jest to, iż stanowi ona połączenie szeregowe urządzeń – sprężarki, komory spalania

oraz turbiny – dzięki czemu możliwe jest uzyskanie różnorakich konfiguracji układu [16]. Do

najistotniejszych wad należy zaliczyć niską sprawność oraz konieczność spalania stosunkowo

drogich paliw ciekłych i gazowych [1,36]. Szczegółowe zestawienie cech układów z turbiną

gazową przedstawiono w tablicy 2.1.

Tablica 2.1. Charakterystyka układów z turbinami gazowymi [7,16]

Zalety Wady

duża elastyczność pracy, krótki czas rozruchu

wysoka niezawodność i dyspozycyjność małe rozmiary i wysoki stosunek mocy do

masy brak konieczności chłodzenia zewnętrznego małe obciążenia fundamentu znaczna żywotność korzystne charakterystyki ekologiczne i

ekonomiczne łatwość obsługi i optymalizacja procesów

eksploatacyjnych

zależność mocy i sprawności od parametrów otoczenia, głównie temperatury

stosunkowo niska sprawność wytwarzania energii elektrycznej

stosunkowo wysokie ciśnienie paliwa podawanego do komory spalania

konieczność stosowania osłon akustycznych

niska sprawność przy niepełnym obciążeniu

2.2 Klasyfikacja turbin gazowych Podziału turbin gazowych można dokonać w różny sposób. Ze względu na

realizowany obieg cieplny można wyróżnić:

obiegi proste – bez regeneracji, z jedną komorą spalania oraz jednomodułowym

procesem sprężania,

układy złożone – z regeneracją, z wieloma komorami spalania, z chłodzeniem

międzymodułowym sprężarek.

Ponadto z punktu widzenia struktury układu, można podzielić je na:

otwarte, zamknięte, półzamknięte (częściowo zamknięte),

jedno i wielowałowe,

z przepływem prostym lub krzyżowym, szeregowym bądź równoległym,


17

Biorąc pod uwagę przeznaczenie można wyróżnić turbiny: lotnicze, energetyczne,

przemysłowe, trakcyjne [1,7].

2.3 Analiza obiegu prostego turbiny gazowej Ze względu na to, iż znaczna część eksploatowanych i budowanych turbin gazowych

opiera się na układzie prostym, analiza właściwości tego podstawowego obiegu, zwanego

obiegiem Braytona-Joule’a, ma istotne znaczenie. Z powodu tego, że turbina jest silnikiem

złożonym z kilku zespołów, z których każdy może pracować niezależnie, teoria turbin

gazowych jest bardziej złożona od teorii innych silników cieplnych.

Wskaźnikami charakteryzującymi turbinę gazową są:

moc efektywna

(1)

gdzie:

Pt – moc wewnętrzna turbiny;

Pk – moc wewnętrzna sprężarki;

ΔPm – straty mocy na pokonanie oporów mechanicznych oraz moc urządzeń potrzeb

własnych;

sprawność efektywna

(2)

gdzie:

Ppal – moc odpowiadająca energii chemicznej doprowadzonego paliwa w MJ/s

– strumień masy paliwa w kg/s

– wartość opałowa paliwa w MJ/kg

stopień sprężania(spręż) – stosunek największego do najmniejszego ciśnienia w

układzie

(3)

stosunek największej i najmniejszej temperatury czynnika

(4)

jednostkowa moc wewnętrzna (wskaźnik koncentracji mocy)


18

(5)

gdzie:

– moc wewnętrzna układu

– strumień masy w przekroju wlotowym sprężarki

wskaźnik mocy

(6)

gdzie:

– moc wewnętrzna turbiny

Podane wielkości mają ścisły związek ze wskaźnikami techniczno-ekonomicznymi

turbiny gazowej. Stopień sprężania określa parametry sprężarki, a co za tym idzie jej

rozwiązania konstrukcyjne. Stosunek θ wpływa na dobór materiałów konstrukcyjnych

turbiny, sposób chłodzenia łopatek oraz również na żywotność urządzenia. Natomiast

sprawność efektywna odnosi się bezpośrednio do ilości spalonego paliwa, a zależy ona silnie

od stopnia sprężania i stosunku θ. Układy cechujące się mniejszym wskaźnikiem mocy są

czułe na zakłócenia w pracy układu związane np. ze zużyciem się podzespołów, co daje

negatywne skutki podczas eksploatacji [31].

Obiegiem porównawczym turbiny gazowej w układzie prostym (Rys. 2.1) jest obieg

Braytona-Joule’a (przy spalaniu wewnętrznym). Obieg taki składa się z dwóch izobar i dwóch

izentrop. Rzeczywisty proces cieplny odbiega od teoretycznego i ma inne właściwości.

Zmiany parametrów czynnika roboczego w procesie cieplnym w charakterystycznych

punktach obiegu pokazano na Rys. 2.2.

Rys. 2.2. Schemat procesu cieplnego w turbinie gazowej w układzie otwartym [1]


19

Powietrze zasysane przez sprężarkę posiada parametry określone przez punkt 0.

Z powodu strat Δp0 w filtrach i kanałach doprowadzających ma ono w przekroju wlotowym

sprężarki ciśnienie niższe – punkt 1 (p1,T1). Następnie sprężane jest ono do najwyższego

ciśnienia występującego w obiegu p2. Punkt 2s odpowiada sprężaniu izentropowemu. Jednak

ze względu na straty, rzeczywiste sprężanie znacznie odbiega od izentropowego i powietrze

posiada parametry określone przez punkt 2. Proces spalania (2-3) także nie przebiega ściśle

po izobarze ze względu na straty ciśnienia występujące w komorze spalania. W punkcie 3

czynnik osiąga najwyższą w obiegu temperaturę T3, która jest ograniczona względami

technicznymi. Następnie jest on rozprężany (3-4) do ciśnienia p4. Proces 3-4 odbiega od

teoretycznego izentropowego w związku ze stratami występującymi w turbinie. Ciśnienie na

wylocie turbiny p4 jest wyższe od atmosferycznego, co wynika ze strat w kanale wylotowym

turbiny. Zamknięcie się obiegu odbywa się niejako przez atmosferę [1,16,38].

Sprawność teoretyczna obiegu wynosi:

(

)

(7)

gdzie:

– wykładnik adiabaty

Z powyższej zależności wynika, iż dla obiegu teoretycznego sprawność układu

spalającego paliwo przy stałym ciśnieniu jest tym większa, im wyższy będzie stosunek

najwyższego i najniższego ciśnienia w układzie (spręż), co przekłada się również na większą

różnicę temperatur przed i za sprężarką oraz przed i za turbiną gazową [38].

Rys. 2.3. Zależność sprawności rzeczywistego obiegu otwartego z turbiną gazową od temperatury gazów przed

i za turbiną [38]


20

Stopień sprężania (spręż) w obiegu rzeczywistym nie ma tak prostego wpływu na

sprawność. Spowodowane jest to (opisanymi wcześniej) stratami podczas sprężania,

przetłaczania czynnika, spalania i rozprężania. Powoduje to, że dla określonych wartości

temperatury spalin na wlocie do turbiny T3 obieg rzeczywisty uzyskuje wartość maksymalną

sprawności przy ściśle określonej wartości sprężu (stopnia sprężania) [38]. Zależność tą

przedstawiono na Rys. 2.3.

2.4 Wpływ parametrów czynnika i podzespołów oraz warunków otoczenia na osiągi turbiny gazowej

Powietrze pobierane do turbiny posiada parametry otoczenia, co w efekcie powoduje,

że podstawowymi wielkościami warunkującymi osiągi w układzie prostym pozostają

parametry czynnika roboczego – ciśnienie p3 i temperatura T3 na wlocie do turbiny.

Podnoszenie ich jest utrudnione względami konstrukcyjnymi i materiałowymi.

Zaawansowane technologie chłodzenia, obróbki metali oraz osiągnięcia inżynierii

materiałowej pozwoliły na wyraźny wzrost wartości temperatury T3 na przestrzeni ostatnich

lat. Podawane parametry, wskaźniki i osiągi turbiny odnoszone są do umownych warunków

otoczenia ISO – ciśnienie p0 = 0,101325 MPa, temperatura t0 = 15°C, wilgotność φ0 = 60%.

Sprawności poszczególnych podzespołów turbiny jest niezwykle istotne, przez co ich

projektowanie powinno być bardzo staranne, aby uzyskać jak najwyższe sprawności całego

obiegu. Zmiana sprawności wewnętrznej turbiny o 1% wywołuje zmianę sprawności cieplnej

o ok. 3,5%, natomiast taki sam spadek sprawności sprężarki powoduje różnicę sprawności

układu ok. 2,4%. Straty ciśnienia pochodzące od poszczególnych oporów przepływu

jednakowo wpływają na osiągi turbiny, a wpływ ten jest istotny [1].

Zmiana wartości ciśnienia atmosferycznego przekłada się na zmianę przypływu

powietrza oraz moc turbiny, natomiast sprawność i pozostałe parametry obiegu praktycznie

nie ulegają zmianie. Należy wspomnieć, iż poza zmianami ciśnienia atmosferycznego

wynikającymi z warunków meteorologicznych eksploatacja na innej wysokości nad

poziomem morza również powoduje zmianę mocy turbiny. Optymalne wartości mocy

jednostkowej i sprawności turbina osiąga przy różnych wartościach sprężu [1].

Zmiana stosunku temperatur o 1% powoduje zmianę sprawności cieplnej ηc o ok.

1,1%. Obniżenie temperatury otoczenia T1 o 10°C w stosunku do znamionowej zwiększy

sprawność cieplną o ok. 3,8%, a dla uzyskania tego samego efektu przy niezmienionej

wartości T1 konieczne jest podwyższenie temperatury T3 o ok. 39°C. Zmiana temperatur T1


21

i T3 ma jeszcze większy wpływ na moc jednostkową i wskaźnik mocy. Spadek temperatury T1

o 10°C daje przyrost mocy jednostkowej i wskaźnika mocy o ok. 8,5%, a zmiana do 40°C

ograniczy moc turbiny do poziomu ok. 85%. Znajomość przedstawionych zależności jest

niezwykle istotna, gdyż należy uwzględnić m. in. przewymiarowanie generatora. Zależność

osiągów turbiny w funkcji temperatury otoczenia przedstawiono na Rys. 2.4 [1].

Rys. 2.4. Wpływ temperatury otoczenia na osiągi turbiny energetycznej dużej mocy [1]

Wilgotność powietrza również znacząco oddziałuje na proces cieplny turbiny. Gęstość

powietrza zmniejsza się z jej wzrostem, co powoduje spadek mocy, taka sama objętość

powietrza ma mniejszą masę, co powoduje większe zużycie mocy przez sprężarkę [1].

Opisane zależności wykorzystuje się do podwyższenia mocy turbiny. Stosuje się m. in.

chłodzenie powietrza na wlocie do sprężarki poprzez wtrysk mgły wodnej. W tym wypadku

zysk wynikający z obniżenia temperatury na wlocie jest wyższy od straty związanej ze

zwiększeniem wilgotność powietrza. Możliwość podniesienia mocy jest więc największa

w suchym i gorącym klimacie [1].

Podsumowując, w przypadku energetycznej turbiny gazowej pojęcie mocy na

zaciskach generatora ma zupełnie inne znaczenie niż w elektrowni parowej. Wrażliwość

turbina gazowej na wiele zmiennych czynników powoduje znaczną zmienność mocy

wyjściowej tej samej maszyny [1].


22

2.5 Złożone układy turbiny gazowej Podwyższenie sprawności efektywnej turbiny gazowej oraz poprawienie innych jej

osiągów osiąga się poprzez wprowadzenie dodatkowych elementów do obiegu, przez co

zwiększa się jego stopień skomplikowania. Stosuje się układy złożone z wykorzystaniem

regeneracji ciepła, chłodzenia i podgrzewania międzystopniowego, wtrysku wody lub pary.

Ponadto występują układy zamknięte, półzamknięte, o odwróconym obiegu,

gazogeneratorowe oraz współpracujące z innymi silnikami cieplnymi układy Brayton-

Brayton, Brayton-Diesel, Brayton-Kalina, Brayton-Stirling [1].

Praca turbiny gazowej w układzie zamkniętym, w którym stała ilość czynnika

roboczego, jakim może być gaz szlachetny, krąży w układzie, ulegając kolejnym przemianom

daje możliwości wykorzystania ciepła z różnego typu źródeł m. in. ze spalania paliw stałych

bądź reakcji jądrowych. Stosowanie gazów innych niż powietrze pozwala także

wyeliminować problem korozji wysokotemperaturowej elementów wirnika. Argumentem

przeciw stosowaniu tego typu układów są natomiast problemy związane ze znacznymi

rozmiarami i masą wymienników ciepła, szczególnie nagrzewnicy narażonej na wysokie

temperatury.

2.5.1 Obieg z regeneracją ciepła W układzie z regeneracją ciepła (Rys. 2.5) stosuje się podgrzanie powietrza w

regeneratorze przed wlotem do komory spalania kosztem części ciepła gazów wylotowych.

Rys. 2.5. a) Schemat turbiny gazowej w układzie z regeneracją ciepła; b) schemat procesu cieplnego na wykresie T-s; S – sprężarka, T – turbina, G – generator, KS – komora spalania, R – regenerator, Q1 – ciepło

doprowadzone w komorze spalania, Q2 – ciepło odprowadzone do otoczenia, QR – ciepło wymienione w regeneratorze [31]


23

W układzie takim wprowadza się pojęcie stopnia regeneracji:

(8)

Charakteryzuje on ilość ciepła pobranego z gazów wylotowych do powietrza w regeneratorze.

W praktyce mieści się on w przedziale od 0,6 do 0,85 [1].

Zastosowanie regeneratora – powierzchniowego wymiennika ciepła - znacznie podwyższa

sprawność efektywną układu, przy prawie niezmienionej mocy jednostkowej, jednak

zwiększa straty ciśnienia i znacznie podwyższa koszty inwestycyjne. Powoduje to, iż

celowość zastosowania regeneracji ciepła w układzie turbiny gazowej wymaga

indywidualnego zbadania, biorąc pod uwagę analizy techniczno-ekonomiczne [1,31].

2.5.2 Obieg z międzystopniowym chłodzeniem i podgrzewem czynnika Ze względu na fakt, iż ponad połowa mocy generowanej przez turbinę pochłaniana

jest przez sprężarkę powietrza sprawność układu nie jest wysoka. Zmniejszenie pracy

sprężania oraz zwiększenie pracy rozprężania można uzyskać w złożonych układach turbiny

gazowej z chłodzeniem międzystopniowym oraz dzieloną komorą spalania. Zastosowanie

izotermicznego sprężania i rozprężania przy pełnej regeneracji pozwala teoretycznie osiągnąć

sprawność obiegu Carnota. W praktyce nie jest możliwe zrealizowanie takiego obiegu, ale

opisywane rozwiązanie pozwala się do niego zbliżyć. Dodatkowo zaletą jest zwiększenie

stopnia regeneracji ciepła w układzie. Schemat jednowałowej turbiny z międzystopniowym

chłodzeniem i dzieloną komorą spalania oraz odpowiadający mu schemat procesu cieplnego

pokazano na Rys. 2.6 [1,31].

Rys. 2.6. Złożony układ turbiny gazowej w układzie z regeneracją ciepła oraz jednokrotnym chłodzeniem międzystopniowym i dzieloną komorą spalania (po lewej), Schemat procesu cieplnego (po prawej) [1]

G – generator, SNP – niskoprężna część sprężarki, SWP – wysokoprężna część sprężarki, H – chłodnica międzystopniowa, TWP – wysokoprężna część turbiny, TNP – niskoprężna część turbiny, KS1 – komora

spalania wysokiego ciśnienia, KS2 – komora spalania niskiego ciśnienia, R - regenerator


24

2.5.3 Z wtryskiem wody i pary Rozwiązaniem pozwalającym w istotny sposób zwiększyć moc turbiny oraz jej

efektywność termodynamiczną są układy Chenga, w których stosuje się wtrysk pary (STIGT

– Steam Injection Gas Turbine) lub wody w różnych węzłach konstrukcyjnych turbiny.

Ponadto uzyskuje się bardzo korzystne ograniczenie emisji NOx oraz poprawę elastyczności

eksploatacyjnej. Przykładowe rozwiązanie z wtryskiem pary pokazano na Rys. 2.7. Para

wytwarzana jest w kotle odzyskowym KO odbierając ciepło ze spalin, a następnie

wprowadzana jest do komory spalania. Wtrysk pary zwiększa strumień spalin w stosunku do

masy powietrza sprężanego przez sprężarkę, przez co rośnie moc układu [5,7,16].

Rys. 2.7. Schemat przedstawiający układ turbiny gazowej z wtryskiem pary [5]

SP – sprężarka, KS – komora spalania, TG – turbina gazowa, G – generator, KO – kocioł odzyskowy

Na Rys. 2.8 przedstawiono różne lokalizacje wtrysku wody bądź pary do instalacji

turbiny gazowej. W ogólności wtrysk pary nie wymaga znacznych zmian dostosowujących

konstrukcję turbiny do takiej pracy, można dzięki temu wykorzystywać prawie każdą

z produkowanych seryjnie. Wzrost kosztów inwestycyjnych jest nieznaczny [16].

Rys. 2.8. Schemat z możliwą lokalizacją wtrysku wody i pary [5]

Wtrysk wody przed sprężarką (Wet Compresion) spełnia funkcję chłodzenia

mieszankowego powietrza, co przy podwyższonych temperatura otoczenia jest bardzo

korzystne, gdyż zmniejsza moc pobierana przez sprężarkę. Ponadto, jak pokazano na Rys. 2.8

wodę można również wtryskiwać przed regeneratorem. Taka koncepcja nazywana jest turbiną


25

na wilgotne powietrze (HAT – Humid Air Turbine). Oba zabiegi pozwalają na lepsze

schłodzenie spalin, a więc możliwe jest uzyskanie większego stopnia regeneracji [7,16].

2.6 Paliwa Turbiny gazowe posiadają niewątpliwą zaletę w postaci możliwości stosowania

różnych paliw, zarówno gazowych jak i ciekłych. Spalanie paliwa w turbinach gazowych

odbywa się przy stałym ciśnieniu w sposób ciągły i silnie zależny od składu paliwa [20].

Zestawienie paliw gazowych podano w tablicy 2.2.

Poszczególne elementy turbiny tworzone są w odrębnych procesach konstrukcyjnych.

Pozwala to adoptować ten silnik cieplny do spalania innych paliw. Taka adaptacja wiąże się

zazwyczaj z modernizacją systemu spalania. Parametrami paliwa istotnymi przy tej zmianie

są wartość opałowa i liczba Wobbego.

Liczba Wobbego definiowana jest jako:

√

[

] (9)

gdzie:

– wartość opałowa gazu

– gęstość gazu w warunkach normalnych

– gęstość powietrza w warunkach normalnych

Pozwala ona porównywać różne paliwa. Te, które mają taką samą wartość liczby

Woobego wymagają takiej samej ilości powietrza do spalania. Dany system spalania zwykle

toleruje zmiany wartości opałowej na poziomie do 10% (choć spotykane są maszyny

o szerszym zakresie), a liczbę Wobbego w granicach ±5-10%. Wraz ze zmniejszaniem

wartości opałowej paliwa wymagane jest coraz więcej prac badawczych i konstrukcyjnych

oraz stosowanie paliwa rozruchowego, a czasem i podtrzymującego. W klasycznej turbinie

gazowej zasilanej gazem ziemnym strumień paliwa stanowi około 1,5 do 2% strumienia masy

powietrza dostarczanego do spalania. W przypadku paliw niskokalorycznych masowy

strumień paliwa znacznie się zwiększa i dla przypadku gazu o wartości opałowej 5,6 MJ/m3N

jest on 8-10 razy większy niż w przypadku spalania gazu ziemnego. Modernizacja komory

spalania jest więc podstawowym zabiegiem przystosowującym turbinę gazową do spalania

paliw niskokalorycznych [20].


Tablica 2.2. Przykładowy skład chemiczny i podstawowe właściwości paliw gazowych [1,2,11,16,20,28,42,48,50]

Składnik (parametr) Jednostka

Gaz

zie

mny

w

ysok

omet

anow

y

Gaz

zie

mny

(Mor

ze P

łn.)

Gaz

zie

mny

zaa

zoto

wan

y (z

ach.

Pol

ska)

Ze z

gazo

wan

ia w

ęgla

Ze z

gazo

wan

ia b

iom

asy

Ze z

gazo

wan

ia o

dpad

ów w

re

akto

rze

ciśn

ieni

owym

Z ut

yliz

acji

odpa

dów

w

plaz

mie

Bio

gaz

Gaz

wys

ypis

kow

y (g

niln

y)

Gaz

synt

ezow

y (S

hell)

Gaz

kop

alni

any

Gaz

wie

lkop

ieco

wy

Gaz

kon

wer

toro

wy

Gaz

kok

sow

nicz

y

Gaz

por

eduk

cyjn

y

Gaz

z p

ieca

ele

ktry

czne

go

w h

utni

ctw

ie m

iedz

i

Gaz

CO

REX

CH4 % obj. 88,5 86 48,6 0,04 5,6 6,89 2,0 64,0 50,0 0,5 50,89 - - 22,3 - - 1,6 C2H6 % obj. 4,7 - 1,0 - - - - - - - - - - - - - - C3H8 % obj. 1,6 7,0 0,2 - - - - - - - - - - 2,4 - - - C4H10 % obj. 0,2 - 0,2 - - - - - - - - - - - - - - CnHm % obj. - - - - 0,2 0,62 - - - - - - 0,3 - - - -

H2 % obj. - 1,0 - 11,64 11,2 45,9 52,0 1,4 - 45,9 - 2,5 1,0 51,8 1,5 - 16,1 CO % obj. - - - 26,69 20,2 10,33 35,0 2,5 - 48,6 - 22,8 69,2 12,2 26,0 25,0 43,0 CO2 % obj. - 1,0 - 6,64 12,0 34,4 6,0 30,8 40,0 4,0 1,37 21,2 14,6 4,8 9,0 26,0 36,5 N2 % obj. 5,0 5,0 50,0 53,12 44,6 1,8 - 0,8 10,0 0,2 40,39 53,5 14,9 5,9 63,5 41,0 2,8 O2 % obj. - - - - - 0,01 - 0,5 - - 7,35 - - 0,6 - 8,0 -

H2O % obj. - - - 1,87 - - - - - - - - - - - - -

Gęstość kg/m3N 0,798 0,84 0,995 1,167 1,1 0,933 0,686 1,12 1,274 0,751 1,002 1,42 1,26 0,577 1,31 1,466 1,32

Wartość opałowa MJ/m3

N 36,51 37,26 18,42 4,58 5,83 9,02 10,78 23,36 17,54 11,31 18,1 3,26 8,44 16,85 3,46 3,18 7,79

Liczba Woobego MJ/m3

N 46,47 46,23 21,00 4,82 6,32 10,62 14,80 25,10 17,67 14,84 20,56 3,11 8,55 25,22 3,44 2,99 7,71

Prędkość spalania m/s 0,041 - 0,025 - 0,015 - - 0,027 0,02 - - - - - - - -

Liczba metanowa - 80 - 101 - - - - 135 150 - - - - - - - -


27

Ważnymi parametrami paliw gazowych są również liczba metanowa oraz prędkość

spalania. Pierwszy z nich określa odporność danego paliwa na spalanie stukowe. Największą

wartość spośród gazów posiada metan i jego liczba metanowa wynosi 100. Najmniejszą

wartość wśród gazów dotyczy wodoru, wartość jego liczby metanowej równa jest 0.

Prędkość spalania jest parametrem zależnym od stosunku nadmiaru powietrza. Jego

wartość jest bardzo istotna, gdyż zbyt niska spowodowuje stratę wynikającą z niezupełnego

spalenia paliwa, a nadmierna prędkość spalania prowadzi do spalania detonacyjnego [16].

Jakość (czystość) paliwa dostarczanego do turbiny jest bardzo istotna ze względu na

problemy z korozją wysokotemperaturową i tworzeniem się osadów, szczególnie

w instalacjach wyposażonych w układy niskoemisyjnego spalania. Producenci tych urządzeń

posiadają własne zalecenia dotyczące maksymalnych zawartości poszczególnych substancji

szkodliwych dla pracy turbiny. Orientacyjne wartości limitów zawartości śladowych metali w

paliwach ciekłych stosowane przez General Electric podano w tablicy 2.3

Tablica 2.3. Limity zawartości śladowych metali w paliwach ciekłych [1]

Składnik Limit zawartości w paliwie surowym

Efekt oddziaływania na turbinę

Sposób ograniczenia zawartości w paliwie

sód + potas 150 ppm korozja wysokotemperaturowa płukanie paliwa

wapń 10 ppm osadzanie w układzie przepływowym

płukanie do uzyskania limitu zawartości

ołów 1 ppm korozja wysokotemperaturowa brak wanad 0,5 ppm 1 korozja wysokotemperaturowa inhibitor – magnez

magnez nic inhibitor dla wanadu – osadza się w układzie przepływowym

używany jako inhibitor dla wanadu

Paliwa dostarczane do turbiny przede wszystkim muszą być pozbawione wszelkich

cząstek stałych oraz kropelek cieczy. Maksymalna średnica kropel cieczy nie powinna

przekraczać granicy 10 µm. Dla gazu ziemnego eliminacja kropel cieczy odbywa się na

drodze przegrzanie względem punktu rosy (dla mieszaniny węglowodorów)

o około 30°C [1,16].

2.7 Perspektywy i problemy Opanowanie problemów materiałowych i konstrukcyjnych w związku

z występującymi wysokimi temperaturami jest kluczowym zagadnieniem budowy turbin

gazowych, które przez długi okres decydowało o powolnym rozwoju tego typu silników [31].

1 Zawartość wanadu może być limitowana przepisami o ochronie środowiska do poziomu 0,5 ppm, ograniczenie do tego poziomu nie wynika ze względów technicznych.


28

Sprawność efektywna rośnie wyraźnie wraz ze wzrostem temperatury spalin,

a dokładniej stosunku tej temperatury do temperatury otoczenia oraz ze wzrostem stosunku

sprężania. Najprostszą metodą zwiększania temperatury spalin T3 na wlocie do turbiny zdaje

się być zastosowanie odpowiednich materiałów żaroodpornych, które zdolne są przenosić

wymagane obciążenia w żądanym okresie pracy. Opracowanie nowych materiałów jest

zadaniem bardzo trudnym. Pomimo szeregu prowadzonych badań rozwój materiałów

żaroodpornych zdaje się być niewystarczający w stosunku do potrzeb. Można wydzielić

główne kierunki ich rozwoju:

dalsze ulepszanie stopów na osnowie niklu o kobaltu (ewentualnie chromu).

wykorzystanie jako osnowy trudnotopliwych metali,

zastosowanie materiałów ceramicznych i kompozytów.

Chłodzenie łopatek turbiny, powszechnie stosowane rozwiązanie pozwalające na

podwyższenie temperatury spalin T3 na wlocie do turbiny przy niezmienionej temperaturze

łopatki, jest obecnie jedyna szansą rozwoju tego typu silników cieplnych (Rys. 2.9).

Rys. 2.9. Tendencje wzrostu dopuszczalnej temperatury metalu łopatek turbiny gazowej (2) i temperatury T3 spalin przed turbina (1) [1]

Rys. 2.10. Różne sposoby chłodzenia powietrzem łopatek kierowniczych i wirujących [31] I – łopatka powłokowa, II – łopatka z otworami, III – łopatka z blaszaną osłoną, IV – łopatka z zrzutem powietrza przez krawędź spływu, V – łopatka z osłoną i zrzutem przez krawędź spływu, VI – łopatka z

chłodzeniem w warstwie przyściennej


29

Rys. 2.11. Schematy systemów chłodzenia turbiny gazowej [31] a) chłodzenie powietrzne w układzie otwartym, b) powietrze w układzie półzamkniętym, c) zamknięty system chłodzenia, d) chłodzenie parowe w układzie otwartym, e) parowe w układzie zamkniętym; S – sprężarka, T –

turbina, KS – komora spalania, K – kolektor powietrza chłodzącego, P – kolektor pary chłodzącej, 1 – sprężarka „doprężająca”, 2 – pompa, 3 – chłodnica, 4 – wytwornica pary, 5 – pompa wody

Jest to sposób wymuszony, sztuczny i trudny w realizacji. Straty pracy w chłodzonej

turbinie zależą od intensywności chłodzenia oraz przyjętych rozwiązań konstrukcyjnych.

Należy jednak pamiętać, iż straty te są skompensowane z wyraźną nadwyżką, dzięki

znacznego przyrostowi sprawności wynikającemu z podwyższenia temperatury spalin na

wlocie do turbiny. Znane są różne systemy chłodzenia elementów turbiny, m. in. za pomocą

sprężonego powietrza, wtrysku wody, pary (Rys. 2.10 oraz Rys. 2.11) [16,31].

Istotnym problemem pojawiającym się przy eksploatacji turbin gazowych, pomimo

już wspomnianych zmiennych osiągów zależnych od warunków otoczenia, jest spadek

sprawności i mocy urządzenia w czasie pracy. Wynika on z wyraźnego zużywania się

elementów turbiny oraz w związku z powstającymi w niej osadami i zanieczyszczeniami.

Wartości tych zmian silnie zależą od jakości i typu spalanego paliwa [11].

W ostatnich latach obserwuje się dynamiczny rozwój turbin gazowych w szerokim

zakresie mocy, od kilku kW do setek MW. Spowodowany jest on atrakcyjnością turbin

gazowym wynikającą m. in. z prostoty obsługi, bardzo krótkich czasów rozruchu oraz

korzystnych, niskich wartości emisji substancji szkodliwych. Sprawności tych instalacji

przekraczają już granicę 40%, a stosowanie wspomnianych rozwiązań STIGT daje możliwość

osiągnięcia 43% [1,16,38].


30

3. UKŁADY GAZOWO-PAROWE

3.1 Koncepcja układu gazowo-parowego Obecnie eksploatowane konwencjonalne elektrownie cieplne na parametry

nadkrytyczne przy bardzo zawansowanych technologicznie rozwiązaniach osiągają sprawność

netto nieprzekraczającą 47% przy spalaniu węgla kamiennego. Opanowanie technologii

kotłów ultranadkrytycznych da możliwość przekroczenia 50% sprawność netto.

Podejmowane zabiegi są jednak bardzo kosztowne [38].

Szansą na dalsze podnoszenie sprawność elektrowni zawodowych jest stosowanie

układów kombinowanych dwuczynnikowych. W większości sprowadza się to do łączenia

obiegu parowego z obiegami wysokotemperaturowymi.

Rys. 3.1. Sprzężenie układu turbiny gazowej z układem parowym [26]

Układ gazowo-parowy (Rys. 3.1) to połączenie otwartego obiegu turbiny gazowej

z zamkniętym obiegiem parowym. Zamysł takiej współpracy wynika z analizy zalet oraz wad

układów gazowych i parowych pracujących niezależnie. Takie rozwiązanie wykorzystuje

pozytywne cechy turbiny gazowej w zakresie wysokich temperatur i jednocześnie niweluje

defekt, jakim jest wysoka temperatura spalin, które wykorzystuje się do wytworzenia pary,

odbierając w ten sposób znaczne ilości ciepła w nich zgromadzone. Ponadto w obiegu

parowym sposób odprowadzania ciepła do dolnego źródła, odbywający się przy stałej,

stosunkowo niskiej temperaturze, jest wartością dodaną.

Takiego typu układy znajdują praktyczne zastosowanie w elektrowniach zawodowych,

gdyż realizacja ogranicza się do stosowania urządzeń w dużym stopniu opanowanych

technicznie. Ponadto dzięki osiągnięciu szerokiego zakresu temperatur – 30 1500(1600)°C –

uzyskano znaczny przyrost sprawności, co w połączeniu z nowoczesnymi rozwiązaniami

konstrukcyjnymi pozwoliło przekroczyć granicę sprawności netto 60% [7,31,52].


31

Do najważniejszych ich zalet można zaliczyć:

bardzo korzystne charakterystyki ekologiczne,

duża elastyczność – stosunkowo krótkie czasy rozruchu,

duża niezawodność działania,

łatwość obsługi i automatyzacja procesów eksploatacyjnych,

niskie nakłady inwestycyjne,

szybki czas budowy [26].

3.2 Klasyfikacje układów gazowo-parowych Liczne struktury układów gazowo-parowych można podzielić względem różnych

kryteriów. Zasadniczo mogą różnić się one od siebie:

obiegiem parowym

o układy z jednociśnieniowym kotłem odzyskowym,

o układy z dwuciśnieniowym kotłem odzyskowym,

o układy z trójciśnieniowym kotłem odzyskowym,

o układy z przegrzewem międzystopniowym,

o układy bez przegrzewu międzystopniowego.

konstrukcją kotła odzyskowego

o poziome,

o pionowe,

o z wymuszoną cyrkulacją,

o z naturalną cyrkulacją,

o bez dopalania,

o z dopalaniem.

napędem generatora

o układy jednowałowe – generator pracuje na wspólnym wale z turbina gazową

i parową,

o układy wielowałowe – osobne generatory dla części gazowej i parowej.

instalacją turbin gazowych, które można podzielić ze względu na:

o sposób spalania,

spalanie klasyczne (proste),

spalanie sekwencyjne.


32

o sposób chłodzenia elementów turbiny,

o metodę ograniczenia emisji NOx,

o rodzaj spalanego paliwa,

gaz ziemny – wysokometanowy, zaazotowany,

gazy specjalne – technologiczne, biogazy,

olej opałowy,

gaz ze zgazowania,

wielopaliwowe,

układem odgazowania*

o układy z odgazowywaczem mieszankowym zasilanym parą z upustu turbiny

parowej,

o układy ze wstępnym spalinowym podgrzaniem kondensatu przed skierowaniem

go do odgazowywacza zasilanego parą z upustu turbiny,

o układy z parownikiem mieszankowym, kondensat niepodgrzewany,

o układy z recyrkulacją kondensatu podgrzanego w wymienniku spalinowym,

o układy z parownikiem mieszankowym zasilanym kondensatem podgrzanym

w wymienniku spalinowym,

sposobem chłodzenia w części parowej

o obieg otwarty – woda pochodząca z rzeki, jeziora, morza

o obieg zamknięty

o chłodzenie powietrzem [26]

*W układach gazowo-parowych nie stosuje się regeneracyjnego podgrzewu wody

zasilającej, bądź jest to układ bardzo uproszczony. Podgrzew kondensatu do wymaganej

temperatury odgazowania wykonuje się w specjalny sposób. Zależy on m. in. o zawartości

siarki w paliwie.

3.3 Sposoby sprzęgania układu gazowego z obiegiem parowym Sposoby łączenia omawianych obiegów można podzielić na równoległe i szeregowe.

Najczęściej stosowanymi są rozwiązania szeregowe, tzw. Combined Cycle ze spalaniem gazu

ziemnego. Można wyróżnić jeszcze inne typy stosowane w nadbudowie istniejących bloków

węglowych. Szerzej opisano je w podrozdziale 3.5.7.


33

3.3.1 Układ równoległy - z wysokociśnieniową wytwornicą pary (WWP) Powietrze sprężone przez sprężarkę S (Rys. 3.2) trafia do paleniska WWP – kotła

doładowanego – gdzie dochodzi do izobarycznego spalenia dostarczonego paliwa gazowego

lub ciekłego C. WWP pełni również rolę komory spalania. Poprzez podwyższenie ciśnienia

i uzyskanie wyższych prędkości przepływu spalin procesy spalania i wymiany ciepła w kotle

doładowanym zachodzą bardzo intensywnie. Pozwala to na zmniejszenie wymiarów

w stosunku do kotłów konwencjonalnych. Ciepło spalin wykorzystuje się częściowo do

wytworzenia pary oraz częściowo przetwarzane jest na pracę w turbinie gazowej T.

Rozprężone spalin zanim trafią do atmosfery oddają jeszcze ciepło wodzie zasilającej

w wymienniku spaliny-woda E. Rozwiązanie to cechuje się korzystnymi wskaźnikami

techniczno-ekonomicznymi, ale nie znalazło szerszego zastosowania w energetyce [1,24,31].

Rys. 3.2. Układ gazowo-parowy z wysokociśnieniową wytwornicą pary: a) schemat cieplny, b) obiegi teoretyczne [31]

3.3.2 Układ szeregowy z kotłem odzyskowym – Combined Cycle W układzie tym gazy wylotowe turbiny gazowej, posiadającej autonomiczną komorę

spalania, wprowadzane są do kotła odzyskowego KO o konstrukcji zbliżonej jak w przypadku

kotłów konwencjonalnych (Rys. 3.3).

Rys. 3.3. Ogólna struktura technologiczna prostego szeregowego układu gazowo-parowego [7] KO – kocioł odzyskowy, TG – turbina gazowa, S – sprężarka, KS – komora spalania, G – generator, TP –

turbina parowa, SK – skraplacz, PZ – pompa wody zasilającej, OD – odgazowywacz – strumień ciepła przekazany parze w kotle odzyskowym, P – paliwo; UTG – teoretyczny obieg turbiny

gazowej, UTP – obieg Clausiusa-Rankine’a

a) b)


34

Kocioł odzyskowy jest tu jedynie wytwornicą pary dla turbiny parowej. Pod

względem termodynamicznym układ ten jest najlepszym możliwym rozwiązaniem, ponieważ

ciepło dostarczane jest tylko w turbinie gazowej, co skutkuje uzyskiwaniem najwyższych jak

dotąd sprawność wśród obiegów gazowo-parowych. Moc turbiny parowej jest ściśle zależna

od mocy części gazowej. Podobnie jak w poprzednim rozwiązaniu możliwa jest niezależna

praca samej części gazowej z odprowadzeniem spalin poza kotłem odzyskowym [24,31].

3.3.3 Układ szeregowy z dopalaniem Porównując z poprzednim, układy te nie różnią się znacząco. Ogólną strukturę

przedstawia Rys. 3.4. Duży współczynnik nadmiaru powietrza w części gazowej przekłada się

na to, iż spaliny zawierają jeszcze znaczną ilość tlenu (16 18%), co wykorzystuje się poprzez

wprowadzenie do kotła paliwa dopalającego. Daje to możliwość podniesienia temperatury

produkowanej pary świeżej oraz podniesienie mocy turbiny parowej. Nie daje to

podwyższenia ogólnej sprawności układu kombinowanego, lecz zazwyczaj jej obniżenie

w stosunku do układu bez dopalania [1,24,31].

Rys. 3.4. Układ z dopalaniem w kotle odzyskowym [7] DOP – dopalanie, – strumień ciepła generowany w procesie dopalania, inne oznaczenia jak poprzednio

3.3.4 Instalacja turbiny gazowej z wtryskiem pary Rozwiązanie to zostało już opisane w podrozdziale 2.5.3. Należy tutaj dodać, iż

sprawność w tym wypadku jest niższa niż wszystkich przedstawionych układów

sprzęgających obieg gazowy z parowym oraz występują duże straty wody o podwyższonej

jakości. Zaletami natomiast są znacznie niższe koszty inwestycyjne oraz możliwość

szybkiego forsowania mocy przez wtrysk wody.


35

3.3.5 Układy wykorzystujące tzw. quasi integrację Poza przedstawionymi rozwiązaniami łączenia układów po stronie czynnika

roboczego powstały również sposoby integracji pozwalające wykorzystać ciepło spalin do

przygotowania paliwa wprowadzanego go kotła spalającego węgiel brunatny (Rys. 3.41).

Paliwo to ma zazwyczaj wysoką wilgotność, na poziomie 50%, co powoduje, że ok. 15%

spalanego w kotle paliwa jest zużywane na jej odparowanie. Ponadto tak duża jej zawartość

wpływa negatywnie na warunki wymiany ciepła w kotle oraz na działanie instalacji

odsiarczania.

Rys. 3.5. Schemat ideowy układu gazowo-parowego z wykorzystaniem ciepła gazów wylotowych turbiny gazowej do poprawy jakości podawanego węgla [24]

1 – powietrze wtórne, 2 – paliwo gazowe, 3 – spaliny, 4 – węgiel surowy i znacznej wilgotności – ok. 50%, 5 – węgiel podsuszony – wilgotność ok. 5%;

SF – suszarnia fluidalna, K – kocioł parowy, M – młyn węglowy, pozostałe oznaczenia jak poprzednio

Sprzęgnięcie układu turbiny gazowej z instalacją podawania paliwa i w efekcie jego

podsuszenie daje korzystne efekty w postaci:

około dwukrotnego zwiększenia wartości opałowej węgla,

poprawienia struktury gazów w komorze paleniskowej,

zmniejszenia ilości spalin emitowanych przez kocioł,

podwyższenia sprawności kotła, co zbliża jego osiągi do kotłów opalanych węglem

kamiennym.

Dodatkowo istnieje możliwość wykorzystania gorących skroplin, pochodzących

z instalacji osuszania paliwa, do regeneracyjnego podgrzewania spalin w instalacji

odsiarczania, bądź do celów ciepłowniczych [24].


36

3.4 Charakterystyki termodynamiczne Instalacje oparte na schemacie z podrozdziału 3.3.2, nazywane w literaturze Combined

Cycle, są obecnie najbardziej rozpowszechnionymi wśród gazowo-parowych. Podrozdział ten

dotyczy właśnie do tego typu instalacji. Czasem stosuje się w nich instalację dopalającą

(3.3.3), co również uwzględniono.

3.4.1 Sprawność cieplna Sprawność cieplna, zwana również termiczną, czy energetyczną układu gazowo-

parowego można zdefiniować jako:

(10)

gdzie:

– moc wewnętrzna instalacji turbiny gazowej,

– moc wewnętrzna turbiny parowej,

– ciepło doprowadzone do instalacji turbiny gazowej,

– ciepło doprowadzone do układu z instalacji dopalającej.

Sprawność termiczna instalacji turbiny gazowej , zwana dalej sprawnością turbiny

gazowej, sprawność cieplna części parowej , sprawność turbiny parowej oraz

sprawność kotła odzyskowego zdefiniowano jako:

(11)

( ) (12)

( ) (13)

(14)

gdzie:

– moc wewnętrzna ekspandera turbiny,

– moc sprężarki,

– strumień ciepła na wylocie turbiny gazowej,

– strumień ciepła przekazany do obiegu parowego.


37

Ostatecznie po wykorzystaniu powyższych zależności otrzymano przekształconą

postać zależności na sprawność energetyczną układu gazowo-parowego:

[ ( ) ]

(15)

Doprowadzenie ciepła zwiększa ilość ciepła dostarczonego do obiegu parowego.

Wzrost sprawności na skutek wprowadzenia dopalania możliwy jest wtedy, gdy spełniony

zostanie warunek:

(16)

Po różniczkowaniu zależności (14) względem , przy uwzględnieniu, że jest

zależne od oraz po przekształceniach powyższą nierówność można zapisać w postaci:

(17)

Wynika z tego, iż zwiększanie podniesie sprawność całego układu , jeżeli

spowoduje to również wzrost sprawności części parowej . Wzrost ten musi być tym

większy, im większa jest różnica pomiędzy sprawnością oraz oraz im niższa jest

temperatura doprowadzanie ciepła w części parowej [1,11,26].

Stosowanie instalacji dopalającej wraz z podnoszeniem parametrów turbiny gazowej

z punktu widzenia poprawy sprawności całego układu jest mało atrakcyjne. W układach

z turbinami gazowymi o wysokich parametrach czynnika roboczego korzystniejsze jest

doprowadzenie większej ilości paliwa do komory spalania turbiny. Wynika to z tego, iż ciepło

doprowadzone jest przy wyższej temperaturze. Układy gazowo-parowe z dopalaniem stosuje

się w określonych przypadkach, głównie do forsowanie mocy układu ze względu na

krótkotrwałe zwiększenie zapotrzebowania na moc, głównie cieplną, bądź wtedy kiedy

temperatura spalin na wlocie do kotła odzyskowego byłaby za niska [1,3].

W układach, w których nie stosuje się dopalania zależność na przyjmuje postać:

( )

(18)

bądź:

( ) (19)

Analizując poniższą pochodną można określić wpływ sprawności turbiny gazowej na

sprawność układu:


38

( ) (20)

Wzrost sprawności układu nastąpi pod warunkiem:

(21)

Możliwe to jedynie w przypadku, kiedy:

(22)

Wniosek: podnoszenie sprawności turbiny gazowej da pozytywny efekt w postaci

zwiększenia sprawności układu tylko wtedy, kiedy nie prowadzi to do nadmiernego obniżenia

sprawności części parowej. Spadek sprawności części parowej w wyniku poprawienia

sprawności turbiny gazowej może być tym większy, im wyższa jest sprawność oraz im

niższa jest wyjściowa sprawność [1,11].

Podsumowując wykorzystanie do budowy układu-gazowo parowego turbiny gazowej

o najwyższej sprawności nie zawsze prowadzi do maksymalizacji sprawności układu. Turbiny

gazowe pracujące w obiegach złożonych nie nadają się do zastosowania w układzie gazowo-

parowym [1].

3.4.2 Sprawność wytwarzania energii elektrycznej Sprawność produkcji energii elektrycznej w układzie gazowo-parowym (bez instalacji

dopalania) można zapisać w postaci:

(23)

gdzie:

– moc elektryczna układu gazowo-parowego,

– moc elektryczna instalacji turbiny gazowej,

- moc elektryczna turbiny parowej,

– strumień paliwa doprowadzonego do instalacji turbiny gazowej,

– wartość opałowa paliwa.

Po wprowadzeniu wielkości α wyrażonej jako:

(24)

sprawność układu można wyrazić również jako:


39

( )

( ) (25)

gdzie:

– sprawność elektryczna instalacji turbiny gazowej,

– sprawność elektryczna części parowej,

– sprawność cieplna części parowej,

– sprawność mechaniczna turbiny parowej,

– sprawność generatora,

– sprawność kotła odzyskowego.

Wykorzystując definicję sprawności wytwarzania energii elektrycznej w turbinie

gazowej można również zapisać w postaci:

(

) [1]. (26)

3.4.3 Zależność osiągów układu gazowo-parowego od parametrów otoczenia Parametry otoczenia wpływają znacząco na osiągi układu gazowo-parowego, zarówno

części gazowej, jak i parowej. Ich wpływ na pracę turbiny gazowej opisano w podrozdziale

2.4. Zmiana parametrów pracy turbiny gazowej bezpośrednio wpływa na część parową, ale

również zmiana ciśnienia w skraplaczu, spowodowana zmianą parametrów otoczenia, zmienia

sprawność i moc obiegu parowego [11,26]. Graficzną prezentację tych zależności pokazano

na Rys 3.6 – 3.10.

Rys. 3.6. Zależność sprawności turbiny gazowej, części parowej oraz układu gazowo-parowego w funkcji temperatury otoczenia [11]


40

Rys. 3.7. Zależność mocy turbiny gazowej, części parowej oraz układu gazowo-parowego w funkcji temperatury otoczenia [11]

Rys. 3.8. Zmiana mocy i sprawności układu gazowo-parowego w funkcji wilgotności powietrza [11]

Rys. 3.9. Zmiana mocy układu gazowo-parowego w funkcji wysokości na poziomem morza [11]


41

Rys. 3.10. Zmiana moc części parowej w funkcji ciśnienia w skraplaczu [11]

3.4.4 Wpływ chłodzenia turbiny gazowej na charakterystyki układu Ze względu na to, iż sprawność turbiny gazowej zależy w prosty sposób od

temperatury spalin na wlocie do turbiny dąży się do jej zwiększania, co powoduje

konieczność stosowania chłodzenia (podrozdział 2.7).

Chłodzenie turbiny może odbywać się na wiele sposób, przykładowe dwa warianty

pokazano na Rys. 3.11. W wariancie a powietrze pobierane jest z upustu sprężarki. Przed

wprowadzeniem go do odpowiednich wieńców łopatkowych turbiny zostaje zdławione do

wskazanej wartości. W wariancie b wykonano wiele upustów w sprężarce, przez co nie ma

strat dławienia, ale komplikuje się przez to znacznie konstrukcja sprężarki. Struktura

chłodzenia nie wpływa jednak znacząco na sprawność układu gazowo-parowego [26].

Stosowanie chłodzenia powoduje zmniejszenie strumienia przypływającego przez

komorę spalania. Daje to obniżenie sprawności turbiny gazowej, wzrost strumienia spalin

wylotowych oraz obniżenie ich temperatury. Oddziałuje to widocznie na osiągi części

parowej oraz sprawność układu. Użycie 10% strumienia powietrza zasysanego przez

sprężarkę do chłodzenia powoduje spadek sprawności równoważny obniżeniu temperatury

spalin na wlocie do turbiny o około100 K [26].

Dla turbin z chłodzeniem zdefiniowano istotny wskaźnik określający stosunek

strumienia skierowanego do chłodzenia i strumienia powietrza zasysanego przez sprężarkę:

(27)


42

Rys. 3.11. Schemat układu gazowo-parowego z jednociśnieniowym kotłem odzyskowym wraz z uwzględnieniem chłodzenia turbiny gazowej [26]

Sprawność maksymalna części parowej układu gazowo-parowego z chłodzeniem

turbiny osiągana jest przy takich samych bądź niższy parametrach pary jak dla układu bez

chodzenia, jednak dla niezmienionych parametrów pary jej strumień ulega zmniejszeniu.

Wzrost zużycia powietrza do chłodzenia turbiny obniża optymalny stosunek sprężania [26].

3.5 Struktury układów gazowo-parowych

3.5.1 Zasadnicze zagadnienia, zależności, elementy Do podstawowych elementów, obecnie najczęściej stosowanych układów budowanych

według schematu z podrozdziału 3.3.2, określanych w literaturze anglosaskiej mianem

Combined Cycle, należą:

turbina gazowa,

kocioł odzyskowy,

obieg parowy (turbina parowa z niezbędnymi urządzeniami),

generator (jeden lub więcej w zależności od konfiguracji),

układ chłodzenia części parowej.


43

Turbina gazowa została opisana wcześniej. Jednak należy tutaj dodać, iż

wykorzystanie do budowy układu gazowo-parowego turbiny gazowej o najwyższej

sprawności nie zawsze prowadzi do maksymalizacji sprawności układu. Turbiny gazowe

pracujące w obiegach złożonych nie nadają się do zastosowania w układzie gazowo-

parowym.

Kocioł odzyskowy (HRSG – heat recovery steam generator) można nazwać

„mózgiem” układów gazowo-parowych, gdyż jego dobór prowadzi do optymalizacji całego

układu dla danej turbiny gazowej i stawianych wymagań. Dla obecnego poziomu technologii

nie wykonuje się turbin gazowych na zamówienie. To wyłącznie od typu kotła zależy moc

elektryczna i cieplna kombinowanych układów gazowo-parowych [3].

Kocioł odzyskowy jest zespołem połączonych wymienników ciepła, których zadaniem

jest wykorzystanie ciepła spalin turbiny gazowej, których temperatura wynosi od 500 do

650°C, do generacji pary przeznaczonej do wykonania pracy w turbinie parowej napędzającej

generator. Może również występować generowanie gorącej wody bądź pary do celów

technologicznych.

Zgodnie z klasyfikacją z podrozdziału 3.2, można wyróżnić różne konstrukcje kotłów.

Kotły pionowe (Rys. 3.13), w których powierzchnie ogrzewalne tworzą rury poziome, pracują

przy cyrkulacji wymuszonej, natomiast kotły poziome wykorzystują cyrkulację naturalną,

dzięki pionowemu orurowaniu. Oba typy wykonywane są jako konstrukcje modułowe.

Rys. 3.12. Konstrukcja modułowa poziomego kotła odzyskowego (cyrkulacja naturalna) wg General Electric [1]


44

Rys. 3.13. Konstrukcja modułowa pionowego kotła odzyskowego (cyrkulacja wymuszona) wg GE [1]

Porównując oba rodzaje kotłów można stwierdzić, iż zastosowanie pionowych będzie

korzystne w instalacjach o ograniczonej przestrzeni, gdyż cechują się one mniejszym niż

poziome zapotrzebowaniem na miejsce. Pozwala to na umieszczenie takiego kotła w miejsce

„starego” węglowego w modernizowanych elektrowniach. Ponadto wymuszona cyrkulacja

daje możliwość relatywnie szybkich rozruchów oraz odstawień. W kotłach poziomych

występują lepsze warunki przepływu spalin. Dodatkowo są one tańsze w porównaniu

z pionowymi [1,3].

Do najważniejszych parametrów projektowych i eksploatacyjnych kotła odzyskowego

należą:

wartość przewężenia temperaturowego ΔTmin (czasem Δtpp) – punkt krytyczny kotła

(boiler pinch point, BPP),

niedogrzanie wody na wlocie do walczaka Δtap (approach temperature, AT),

strata ciśnienia w kanale spalinowym (HRSG pressure loss),

temperatura wylotowa spalin z kotła.

Minimalizacja wartości ΔTmin prowadzi do podwyższenia sprawności kotła (liniowa

zależność), ale również do znacznego zwiększenia powierzchni ogrzewalnych kotła

(zależność wykładnicza). Oprócz oczywistych wyższych nakładów inwestycyjnych

i zapotrzebowania na miejsce, dodatkową wadą będzie wzrost oporów przepływu spalin.


45

Obecnie wartością uzasadnioną eksploatacyjnie i ekonomicznie jest 6÷10 K dla instalacji bez

dopalania i 10÷20 K z dopalaniem [1,3].

Wartość AT określa różnicę między temperaturą nasycenia w walczaku, a temperaturą

na wylocie z podgrzewacza wody. Im mniejsza wartość, tym większa jest produkcja pary i co

za tym idzie, sprawność kotła. Jednocześnie większa musi być powierzchnia podgrzewacza,

ale mniejsza parowacza. Istotnym jest zwrócenie uwagi na fakt, że przy niskich wartościach

AT przy zmiennych warunkach pracy może wystąpić parowanie już w podgrzewaczu

i blokowanie przepływu w poszczególnych rurach. Dla kotłów bez dopalania przyjmuje się

5÷10 K, z dopalaniem i pracą ze zmiennym obciążeniem 20÷80 K [3].

Strata ciśnienia na wylocie turbiny gazowej powoduje spadek jej osiągów, a co za tym

idzie również całego układu. Projektowanie kotła musi odbywać się na zasadzie optymalizacji

osiągów układu. Można dążyć do uzyskania niskich strat ciśnienia, zwiększając przy tym

sprawność i moc, lecz związane jest to ze zwiększaniem rozmiarów kotła. Zależności te

pokazano na Rys. 3.14.

Rys. 3.14. Zależność osiągów układu gazowo-parowego oraz wielkość powierzchni wymiany ciepła kotła odzyskowego w funkcji strat ciśnienia w kotle [11]

W praktyce wartość oporów przepływu wynoszą od 25 do 35 mbarów, przy czym

dolne wartości dotyczą kotłów pionowych. Kotły odzyskowe pracują więc przy nieznacznym

nadciśnieniu spalin. W razie potrzeby możliwa jest zabudowa instalacji ograniczania emisji

NOx (SCR, SNCR) [1,3,11].


46

Układy gazowo-parowe cechują się brakiem regeneracyjnego podgrzewu wody

zasilającej z upustów turbiny parowej, jedynie odgazowywacz może być zasilany parą

upustową. Powoduje to, iż przygotowanie wody zasilającej (podgrzanie kondensatu

i odgazowanie) stwarza pewne problemy i w praktyce może odbywać się na wiele sposobów.

Kilka z nich przestawiono na Rys. 3.15.

Rys. 3.15. Różne rozwiązania podgrzewu kondensatu [7] oznaczenia poszczególnych schematów w tekście; G – generator, S – sprężarka, T – turbina gazowa

Rozwiązania te, obok stosowania kotłów wieloprężnych, w różnym stopniu pozwalają

schłodzić gazy spalinowe, co może podnieść sprawność obiegu. Należy jednak zauważyć, iż

temperatura ścianki rury powierzchni ogrzewalnych kotła zależy od temperatury wody w nich

płynącej. Tak więc wprowadzanie do kotła wody zasilającej o stosunkowo niskiej

temperaturze pozwala na lepsze schłodzenie spalin, jednak powstaje zagrożenie wykraplania

się wilgoci ze spalin na powierzchniach ogrzewalnych. Prowadzić to będzie do korozji

niskotemperaturowej w związku z występowaniem zanieczyszczeń w spalinach. Dla

ograniczenia tego zjawiska należy utrzymywać temperaturę wody zasilającej powyżej punktu


47

rosy dla danego składu spalin. W przypadku stosowania paliw o bardzo niskiej zawartości

siarki zalecaną minimalną temperaturą wody wprowadzanej do kotła jest 60°C [11]. Przy

spalaniu paliwa zasiarczonego temperatura ta będzie w granicach od 120 do 160°C. Powstają

również rozwiązania wymienników ciepła ze stali kwasoodpornych i/lub tworzyw sztucznych

pozwalające na obniżenie jej wartości, jak przy spalaniu paliw czystych [1,3,11,7,26].

Wariant a (Rys. 3.14) jest najprostszy i jednocześnie nie umożliwia uzyskania

wysokiego wykorzystania ciepła spalin. Podgrzew wody następuje jedynie w odgazowaczu

zasilanym parą upustową z turbiny parowej. W wariancie b kondensat zostaje podgrzany

w spalinowym wymienniku ciepła wykonanym ze stali stopowych odpornych na korozje

i trafia do odgazowywacza, który podobnie, jak w poprzednim zasilany jest parą z upustu.

Umożliwia to bardzo dobre schłodzenie spalin, nawet poniżej punktu rosy. Układ d jest

rozwinięciem b, z tą różnicą, że zastosowano w nim recyrkulację wody zasilającej, co daje

efekt podobny jak w c.

Często stosowane rozwiązanie pokazano na Rys. 3.14c. Para do odgazowania

wytwarzana jest w parowaczu dearacyjnym, co podnosi sprawność egzergetyczną układu.

Stanowi on integralną część kotła i węzła zasilającego. Składa się on z pęczka rur

zabudowanych w kanale spalinowym kotła, walczaka niskoprężnego będącego jednocześnie

zbiornikiem wody zasilającej, odgazowywacza zabudowanego na walczaku oraz rur

opadowych i łączących. Ciśnienie pracy wynosi najczęściej od 1,2 do 6 barów. Wyższe

parametry nie są wskazane. W efekcie wprowadzana do kotła woda ma znacznie

podwyższoną temperaturę, co, jak już wspomniano, istotne jest przy spalaniu paliw

zasiarczonych.

Kombinacja rozwiązań b i c to rozwiązanie z podpunktu e. Pozwala ono na uzyskanie

najwyższej sprawności, jednak wymiennik podgrzewający kondensat musi być wykonany

z materiału odpornego na korozję.

Przedstawione rozwiązania mogą być stosowane również w układach wieloprężnych.

Oprócz poprzednich, można również zastosować podgrzew kondensatu wodą zasilającą, a do

odgazowywacza trafia para z upustu. Wariant taki (Rys. 3.16a) daje dużą korzyść w postaci

możliwości stabilizowania temperatury wody zasilającej. Dotyczy to zarówno układów jedno

jak i wieloprężnych. Ponadto czasem stosuje się podgrzew wody w wymiennikach

regeneracyjnych parowych zasilanych parą z upustu (Rys. 3.16b). Podano, iż takie

rozwiązania nie są typowe dla układów gazowo-parowych, jednak stosowanie paliwa


48

wysokozasiarczonego wymaga znacznego podniesienia temperatury wody zasilającej kocioł

odzyskowy. Czasem taki wariant jest uzasadniony ekonomicznie.

Rys. 3.16. a) Podgrzew kondensatu wodą zasilającą, b) Podgrzew kondensatu w wymiennikach regeneracyjnych zasilanych parą upustową [7]

Charakterystyczną własnością układów Combined Cycle jest ścisła zależność mocy

osiąganej przez turbinę parową od mocy turbiny gazowej dla zdefiniowanej struktury. We

współczesnych rozwiązaniach moc układu gazowo-parowego wynosi około 150÷160% mocy

turbiny gazowej. Dla uzyskania większych mocy elektrowni stosuje się wiele turbin

gazowych pracujących na jeden turbozespół parowy (nawet 5 turbin gazowych, zazwyczaj nie

więcej niż trzy). Takie rozwiązania (Rys. 3.17) pozwalają uzyskać moc zainstalowaną na

poziomie 800÷1000 MW [1,11].

Rys. 3.17. Dwa wariantu konfiguracji układów gazowo-parowych: a) dwie turbiny gazowe pracujące na indywidualne kotły odzyskowe zasilające jeden wspólny układ turbiny parowej (2 + 2 +1), b) dwie turbiny

parowe zasilające wspólny kocioł odzyskowy zasilający układ turbiny gazowej (2 + 1 +1) [7]

Oba pokazane warianty posiadają niewątpliwe zaletę w postaci jednej, większej

turbiny parowej niż w rozwiązaniach 1+1+1 (jedna turbina gazowa, jeden kocioł odzyskowy,

jedna turbina parowa), a większa zazwyczaj równa się bardziej sprawna. Rozwiązanie

a pozwala na szybsze, niż w przypadku b, rozruchy i zmiany obciążeń, ale zajmuje więcej

miejsca i wymaga większej ilości urządzeń potrzeb własnych i sterowania [11].

Układy gazowo-parowe mogą być budowane w wariantach jedno- i dwuwałowych.

W pierwszym wariancie turbiny gazowa i parowa połączone są jednym wałem i napędzają

jeden generator. Występują rozwiązania ze sprzęgłem między turbiną gazową, a parową, ale

a) b)


49

również wersje ekonomiczne bez sprzęgła. W przypadku układów dwuwałowych turbiny

gazowa i parowa są autonomiczne i napędzają niezależne generatory.

Turbiny parowe, stosowane w układach gazowo-parowych, wykonywane są

zazwyczaj na zamówienie. Główne wymagania im stawiane to: wysoka sprawność, krótkie

czasy rozruchu i instalacji. Parametry ich pracy wynikają z projektu kotła odzyskowego, a ich

optymalizacja jest kluczowym zagadnieniem techniczno-ekonomicznym budowy takich

układów [1,11,26].

3.5.2 Układy jednociśnieniowe Elementarny układ z jednoprężnym kotłem odzyskowym pokazano na Rys. 3.18. Jest

to podstawowe rozwiązanie cechujące się prostotą, szybkim rozruchem, ale i dużymi stratami

w kotle odzyskowym. Ciśnienie generowanej pary jest stosunkowo niskie, a temperatura

niższa od temperatury spalin turbiny gazowej o 20 do 40 K [1,11,16,26]. Układ jest

dwuwałowy. Generowane spaliny kierowane są do pionowego kotła odzyskowego.

Zbudowany jest on z trzech zasadniczych sekcji: podgrzewacza wody, parowacza oraz

przegrzewacza. Rozkład temperatur czynników w kotle przedstawiono na Rys. 3.19. Na

schemacie nie pokazano odgazowywacza zasilanego z upustu turbiny parowej.

Rys. 3.18. Uproszczony schemat elementarnego obiegu jednoprężnego [16] a – powietrze, b – paliwo, c – spaliny, 1 – instalacja turbiny gazowej, 2 – kocioł odzyskowy, 3 – turbina parowa,

4 – walczak, 5 – generator, 6 – skraplacz, 7 – pompa wody zasilającej

Wzrost ciśnienia spowoduje wzrost sprawność części parowej dzięki uzyskaniu

wyższego spadku entalpi w turbinie, jednocześnie spada stopień suchości pary na wylocie

części niskoprężnej. W układzie o niższym ciśnieniu możliwe jest lepsze wykorzystanie

ciepła spalin turbiny gazowej. Zależność tą pokazano na Rys. 3.20.


50

Rys. 3.19. Przebieg zmian temperatury w kotle odzyskowym [26] t4a – temperatura na wylocie turbiny gazowej, t3s – temperatura pary świeżej, Δtpp – spiętrzenie (przewężenie)

temperaturowe (pinch point), Δtap – niedogrzanie wody na wlocie do walczaka (approach point), t5a – temperatura spalin opuszczających kocioł odzyskowy, t1s – temperatura wody zasilającej

Podniesienie temperatury zwiększa wartość entalpii pary świeżej i stopień suchości na

wylocie, ale jednocześnie powoduje nieznaczny spadek mocy układu, gdyż większa ilość

ciepła „pobierana” jest do przegrzania pary, niż do jej „produkcji” w parowaczu.

Rys. 3.20. Zależność temperatury czynników wzdłuż drogi wymiany ciepła w zależności od ciśnienia pary świeżej [16]

Wzrost sprawności układu jednociśnieniowego można uzyskać przez wprowadzenie

jednego z rozwiązań podgrzewu wody zasilającej pokazanych na Rys. 3.15. w zależności od

stosowanego paliwa i w oparciu o analizę ekonomiczną. Schemat takiego układu pokazano na

Rys. 3.21. Układ ten jest bardzo zbliżony do dwuciśnieniowego, z tą różnicą, że para

produkowana na niższym poziomie ciśnienia wykorzystywana jest jedynie do

odgazowywania. Schłodzenie spalin jest umiarkowane, układ przeznaczony jest do spalania

paliw zasiarczonych.


51

Rys. 3.21. Schemat cieplny elektrowni gazowo-parowej z jednoprężnym, pionowym kotłem odzyskowym [26]

Wspomniane ograniczenie podnoszenia ciśnienia pary świeżej można zniwelować

poprzez wprowadzenie przegrzewu międzystopniowego. Zwiększa się stopień suchości pary

na wylocie do skraplacza. Przebieg zmian temperatury w kotle odzyskowym przy

zastosowaniu przegrzewu pokazano na Rys. 3.22. Rozwiązanie to nie jest często stosowane

w układach jednociśnieniowych ze względu na komplikowanie układu, zwiększanie kosztów

inwestycyjnych. Układy jednociśnieniowe są zazwyczaj wykorzystywane

w elektrociepłowniach, ciepło spalin wykorzystywane jest do podgrzania wody

w wymienniku sieciowym zabudowanym w końcowej części kotła odzyskowego.

Rys. 3.22. Przebieg zmian temperatury w kotle odzyskowym przy zastosowaniu przegrzewu międzystopniowe w układzie jednociśnieniowym [16]

3.5.3 Układy dwuciśnieniowe Układy jednociśnieniowe nie pozwalają uzyskać dużych sprawności układu ze

względu na znaczne straty egzergii. Zbliżenie temperatury wody i spalin pozwala je

zmniejszyć, a dokonuje się tego poprzez wprowadzenie dodatkowych powierzchni

ogrzewalnych w kotle do generacji pary na dwóch stopniach ciśnienia. Drugi, niższy stopień

pozwala na lepsze wykorzystanie ciepła spalin. Optymalna wartość ciśnienia jest stosunkowo


52

niska (np. ciśnienie pary świeżej wysokociśnieniowej 10 MPa, niskociśnieniowej 0,5 MPa).

Para o niższych parametrach wprowadzana jest w odpowiednim miejscu do turbiny parowej,

zazwyczaj na wlocie do części niskoprężnej [1,7,11,26,38].

Rozmieszczenie powierzchni ogrzewalnych jest bardzo istotne w celu uzyskania jak

najniższych strat w kotle. Wyróżnić można rozkład szeregowy, równoległy i szeregowo-

równoległy, dotyczy to zarówno układów dwuciśnieniowych jak i trójciśnieniowych.

Przykładową strukturę z kotłem dwuciśnieniowym pokazano na Rys. 3.23a.

Rys. 3.23. a) Schemat układu z kotłem dwuciśnieniowym szeregowym (przy pominięciu linii kropkowanej), b) Przebieg zmian temperatury czynników w kotle odzyskowym (przy pominięciu linii kropkowanej) [26]

PP_W – przegrzewacz pary wysokiego ciśnienia, P_W – parownik wysokiego ciśnienia, PW_W – podgrzewacz wody wysokiego ciśnienia, PP_N – przegrzewacz pary niskiego ciśnienia, P_N – parownik niskiego ciśnienia,

PW – podgrzewacz wody wspólny dla obu sekcji

Dla wariantu z linią kropkowaną układ można uznać za szeregowo-równoległy.

Podgrzewacz wysokoprężny i niskoprężny są w tym wypadku osobnymi wymiennikami

umieszczonymi równolegle. Rozwiązanie to jest charakterystyczne dla układów dużej mocy.

W przypadku przyjęcia wersji z linią przerywaną (bez kropkowanej) układ jest typowo

szeregowy [26]. Kolejne powierzchnie ogrzewalne umieszczone są jedne za drugim, co

odzwierciedla przebieg zmian temperatury (Rys. 3.23b). Cały strumień wody podgrzewany

jest w jednym podgrzewaczu PW i dopiero za nim jest rozdzielany.

Wariant układu z kotłem dwuciśnieniowym z szeregowo-równoległym rozkładem

powierzchni ogrzewalnych umieszczono na Rys. 3.24. Podgrzewacz niskoprężny

i wysokoprężny są rozdzielone. Para niskoprężna po przegrzaniu mieszana jest z parą

wylotową części wysokoprężnej i trafia do części niskoprężnej turbiny (po odrzuceniu linii

kropkowanej – wariant bez przegrzewu). W wariancie zaznaczonym linią kropkowaną

zastosowano przegrzew międzystopniowy. Para niskoprężna podobnie jak w poprzednim jest

a) b)


53

wstępnie przegrzana, po czym jest mieszana z para wylotową części wysokoprężnej.

Następnie łączny strumień kierowany jest do przegrzewacza międzystopniowego i po

przegrzaniu wprowadzany do części niskoprężnej. Przegrzew, podobnie jak w przypadku

układu jednoprężnego, jest zabiegiem pozwalającym na zwiększenie stopnia suchości pary na

wylocie turbiny. W skrajnym przypadku może prowadzić nawet do obniżenia sprawności

układu, jednak korzyść w postaci obniżenia erozji łopatek ostatnich stopni turbiny jest

znacząca.

Rys. 3.24. Schemat cieplny elektrowni gazowo-parowej z kotłem dwuciśnieniowym bez przegrzewu międzystopniowego (bez linii kropkowanej) oraz z przegrzewem międzystopniowym [26]

Rozmieszczenie powierzchni ogrzewalnych ma widoczne odzwierciedlenie na

wykresie zmian temperatury czynników w kotle odzyskowym pokazanym na Rys. 3.25.

Wykres ten dotyczy wariantu bez przegrzewu międzystopniowego.

Rys. 3.25. Wykres zmian temperatury czynników w kotle odzyskowym dla schematu z Rys. 3.24 bez przegrzewu międzystopniowego [26]

PW – podgrzewacz dwusekcyjny, pozostałe oznaczenia jak w poprzednim


54

W przypadku przedstawionych schematów wymiennik WZ pełnił role stabilizatora

temperatury na wlocie do kotła odzyskowego. Na schemacie z Rys. 3.26 uzyskano niską

temperaturę spalin na wylocie, w przedstawionym układzie spala się paliwo o bardzo niskiej

zawartości siarki.

Rys. 3.26. Układ dwuprężny bez przegrzewu międzystopniowego, dla paliwa o niskiej zawartości siarki [11]

Parametry czynników w poszczególnych punktach pokazano na schemacie. Układ

uzyskuje sprawność brutto wynoszącą 58,6%. Odgazowanie odbywa się przy podciśnieniu,

aby temperatura wody zasilającej była możliwe jak najniższa.

3.5.4 Układy trójciśnieniowe Wprowadzenie trzeciego stopnia ciśnienia daje możliwość jeszcze lepszego

odzyskania ciepła spalin turbiny gazowej. Przy zastosowaniu przegrzewu międzystopniowego

układy te są obecnie najbardziej zaawansowanymi i najsprawniejszymi wśród gazowo-

parowych. Schemat bilansowy układu trójprężnego bez przegrzewu pokazano na Rys. 3.27.

Woda zasilająca odgazowywana jest przy bardzo niskim ciśnieniu, co pozwala uzyskać niską

temperaturę spalin. Dwie pompy sprężają wodę do ciśnienia obiegu średnioprężnego

i wysokoprężnego. Woda pod średnim ciśnieniem po przejściu przez podgrzewacz wody

wspólny dla części nisko i średnioprężnej jest rozdzielana na dwa strumienie, z których jeden

jest kierowany do ekonomizera części średnioprężnej, a drugi dławiony i trafia do walczaka

niskoprężnego. Para niskoprężna nie jest przegrzewana, zasila turbinę parową

i odgazowywacz. Para średnioprężna przegrzewana jest równolegle z wysokoprężna do takiej


55

samej temperatury co para świeża i wprowadzana do turbiny. Układ uzyskuje sprawność

brutto równą 58,7% [11,26,38].

Rys. 3.27. Schemat bilansowy układu trójciśnieniowego dwuwałowego bez przegrzewu międzystopniowego, dla paliw niskozasiarczonych [11]

Rys. 3.28. Schemat cieplny dużego bloku gazowo-parowego w konfiguracji jednowałowej z trójprężnym kotłem odzyskowym i międzystopniowym przegrzewem międzystopniowym [38]


56

Schemat układu działającego w bardzo podobny sposób pokazano na Rys. 3.28. Różni

je jednak zastosowanie przegrzewu międzystopniowego oraz konfiguracji jednowałowej.

Układ taki pozwala na ograniczenie kosztów inwestycyjnych i miejsca, ale przede wszystkim

na zastosowanie jednego większego generatora. Autonomiczna praca turbiny gazowej jest

możliwa dzięki rozłączaniu jej od części parowej poprzez sprzęgło hydrokinetyczne.

W układzie wykorzystuje się również podgrzanie paliwa [38].

Układ szeregowo-równoległy trójciśnieniowy z przegrzewem międzystopniowym

przedstawia Rys. 3.29. Różni się on od poprzednich rozkładem powierzchni ogrzewalnych

oraz przygotowaniem wody zasilającej. Występuje w nim opisany wcześniej parowacz

deaeracyjny.

Rys. 3.29. Schemat cieplny układu trójciśnieniowego z przegrzewem międzystopniowy oraz parowaczem deaeracyjnym w konfiguracji jednowałowej [3]

Pogrzewacz wody jest tutaj wspólny dla wszystkich stopni ciśnienia. Woda zasilająca

po przejściu przez pierwszy podgrzewacz ECN rozdzielana jest na dwa strumienie. Pierwszy

trafia do walczaka niskiego ciśnienia, drugi jest sprężany przez pompę średniego ciśnienia

i wprowadzany do ekonomizera ECS, umieszczonego równolegle z przegrzewaczem niskiego

ciśnienia PN. Strumień wody po podgrzaniu jest ponownie rozdzielany – do pompy

wysokiego ciśnienia raz do walczaka średnioprężnego. Przegrzanie pary średnioprężnej

odbywa się w PS równolegle do podgrzewacza ECW. Przegrzana para o średnim ciśnieniu

mieszana jest następnie z parą z wylotu części wysokoprężnej WP. Łączny strumień


57

przegrzewany jest następnie w przegrzewaczu PM, równoległym do drugiej części

przegrzewacza pary wysokoprężnej PW1A i wprowadzany do części średnioprężnej turbiny

SP. Para przegrzana o niskim ciśnieniu mieszana jest z parą wylotową części średnioprężnej

SP, przed jej wlotem do NP.

Schemat bilansowy dla układu trójciśnieniowego z przegrzewem międzystopniowym

w konfiguracji dwuwałowej umieszczono na Rys. 3.30. Jego zasada działania jest bardzo

zbliżona do tego z Rys. 3.28. Układ charakteryzuje się wysoką sprawnością brutto równą

59,3% [11].

Rys. 3.30. Schemat bilansowy układu trójciśnieniowego z przegrzewem międzystopniowy oraz parowaczem deaeracyjnym w konfiguracji dwuwałowej [11]

3.5.5 Układy gazowo-parowe zintegrowane ze zgazowaniem Zgazowanie jest procesem technologicznym znanym już od dawna, głównie

związanym z przemysłem chemicznym. Polega ono na konwersji pierwiastka węgla i wodoru

zawartego w paliwie na gaz palny. Zgazowaniu można poddawać wiele paliw stałych,

ciekłych, ale też i gazowych. Zgazowywanymi paliwami są antracyt, torf, węgiel kamienny,

węgiel brunatny, olej opałowy, ciężki olej, odpady rafineryjne, koks, biomasa, odpady, gaz

ziemny. Czynnikami zgazowującymi są najczęściej powietrze, powietrze wzbogacone tlenem,

czysty tlen, para wodna bądź mieszanina tych czynników. Produktami reakcji są przede

wszystkim tlenek węgla, wodór i metan. Oprócz nich powstają węglowodory wyższego rzędu

w postaci smół, a ponadto inne substancje: dwutlenek węgla, azot, para wodna oraz odpady


58

stałe w postaci karbonizatu, popiołu lub żużla. W trakcie zgazowania zachodzi szereg reakcji

egzo- i endotermicznych, a całość odbywa się w reaktorach różnego typu, zwanych

gazyfikatorami. Zasadniczo można je podzielić na trzy podstawowe kategorie (Rys. 3.31): ze

złożem ruchomym, ze złożem fluidalnym oraz strumieniowe [7,11,12,24,38].

Rys. 3.31. Porównanie podstawowych typów gazyfikatorów [11]

Otrzymywany gaz o składzie zależnym od wielu czynników, m. in. typu gazyfikatora

(temperatura, ciśnienie, czynnik zgazowujący), rodzaju paliwa (jego jakości, zawartości

części lotnych, wilgoci, popiołu) zawiera liczne zanieczyszczenia. Orientacyjny skład

i własności podano w tablicy 3.1. Gaz kierowany jest najpierw do schłodzenia, a następnie do

instalacji oczyszczania, z której trafia bezpośrednio do komory spalania turbiny gazowej.

Uproszczony schemat układu gazowo-parowego zintegrowanego ze zgazowaniem tlenowym

pokazano na Rys. 3.32 [7,12,29].

Tablica 3.1. Orientacyjny skład i parametry gazu syntezowego [11,18,20]

Składnik (parametr) Jednostka Ze

zgazowania węgla

Ze zgazowania

biomasy

Ze zgazowanie odpadów w reaktorze

ciśnieniowym CH4 % obj. 0,04 5,6 6,89

CnHm % obj. - 0,2 0,62 H2 % obj. 11,64 11,2 45,9 CO % obj. 26,69 20,2 10,33 CO2 % obj. 6,64 12,0 34,4 N2 % obj. 53,12 44,6 1,8

H2O % obj. 1,87 - -

Gęstość kg/m3N 1,167 1,1 0,933

Wartość opałowa MJ/m3N 4,58 5,83 9,02

Liczba Woobego MJ/m3N 4,82 6,32 10,62

Prędkość spalania m/s - 0,015 -


59

Rys. 3.32. Uproszczony schemat elektrowni ze zgazowaniem tlenowym [29]

Obecnie na świecie pracuje niewielka ilość układów gazowo-parowych

zintegrowanych ze zgazowaniem (IGCC – Integrated Gasification Combined Cycle).

Większość powstających obiektów miała charakter demonstracyjny. W ostatnich latach działa

coraz więcej układów komercyjnych. Technologia ta jest droższa od technologii ze spalaniem

pyłu węglowego. Cechuje się ona niższą dyspozycyjnością oraz niższą sprawnością

wykorzystania energii chemicznej węgla. Jest jednak alternatywą dla krajów posiadających

duże pokłady węgla w związku z powszechnym przymusem ograniczania emisji CO2, gdyż

układy te dodatkowo pozwalają na wychwytywanie tego gazu i składowanie.

Rys. 3.33. Porównanie bloków IGCC z typowym blokiem węglowym na parametry nadkrytyczne [29] a) wskaźniki kosztów inwestycyjnych, b) koszt produkcji energii elektrycznej przy założeniu ceny

węgla - 145 zł/t, c) sprawności, d) jednostkowe strumienie substancji szkodliwych


60

Narastająca konkurencja, intensywne badania oraz zebrane doświadczenia

eksploatacyjne wpłyną na ograniczenie kosztów i wzrost niezawodności działania tego typu

bloków [7,38]. Porównanie tych układów z blokami konwencjonalnymi na parametry

nadkrytyczne pokazano na Rys. 3.33, natomiast na Rys. 3.34 uproszczony schemat elektrowni

IGCC opartej na zgazowaniu węgla.

Rys. 3.34. Uproszczony schemat elektrowni Puertollano [12] 1 – gazyfikator, 2,3 – generacja pary w układzie chłodzenia gazu, 4,5 – filtry ceramiczne, 6 – płuczka

Venturiego, 7 – hydrolizer, 8 – osuszacz, 9 – kocioł odzyskowy

3.5.6 Układy gazowo-parowe z kotłami fluidalnymi Kolejnym rozwiązaniem pozwalającym wykorzystać paliwa stałe jest zintegrowanie

układu turbiny gazowej z kotłem fluidalnym. W energetyce znalazły zastosowanie głównie

instalacje gazowo-parowe z ciśnieniowymi kotłami fluidalnymi. Ogólny schemat takiej

instalacji pokazano na Rys. 3.35.

Technologia spalania fluidalnego pozwala na spalania niskogatunkowych

i zanieczyszczonych paliw, czy nawet odpadów. Spalanie w ograniczonej temperaturze

pozwala w naturalny sposób ograniczać emisję NOx, a także poprzez dawkowanie sorbentu

bezpośrednio do złoża, wiązanie siarki. Jednocześnie stosunkowo niska temperatura (800-

900°C) nie pozwala jednak na uzyskanie wysokich sprawności układu gazowo-

parowego [7,31,38].


61

Rys. 3.35. Ogólny schemat energetyczny układu gazowo-parowego z ciśnieniowym kotłem fluidalnym [7], SN –

sprężarka niskoprężna, SW – wysokoprężna, CKF – ciśnieniowy kocioł fluidalny, CH – chłodnica, OD – oczyszczenie gazu, TW, TW – turbina wysokoprężna, niskoprężna, UR – układ regeneracji, TP – turbina

parowa, URG – regeneracja spalinowa, ODG – odgazowywacz, S – skraplacz, G – generator,

Strukturę instalacji z kotłem ciśnieniowym spalającym węgiel brunatny w Cottbus

pokazano na Rys. 3.36. Palenisko fluidalne umieszczone jest w zamkniętym zbiorniku

ciśnieniowym. Ponadto w zbiorniku umieszczony jest również cyklonowy układ odpylania

i układ regulacji wysokości złoża. Oczyszczone i częściowo schłodzone spaliny

o temperaturze ok. 830°C wyprowadzane są ze zbiornika i trafiają do turbiny gazowej.

Rys. 3.36. Schemat elektrociepłowni w Cootbus [7]

1 – zasobniki sorbentu i węgla, 2 – zbiornik ciśnieniowy kotła, 3 – układ regulacji wysokości złoża, 4 – iniekcja paliwa, 5 – układ rozpalania kotła, 6 – separatory cząstek, 7 – turbina parowa, 8 – sieć

wymienników ciepłowniczych, 9 – turbina gazowa, 10 – wlot do sprężarki, 11 – chłodnica międzystopniowa, 12 – kotły szczytowe, 13 – skraplacz, 14 – pomocniczy odgazowywacz,

15 – wymiennik regeneracyjny para-woda, 16 – odgazowywacz, 17 – podgrzewacz wody, 18 – wymiennik regeneracyjny wysokoprężny, 19 – zbiornik popiołu, 20 – elektrofiltr


62

Rys. 3.37. Ogólny schemat hybrydowego z ciśnieniowym spalaniem w kotle fluidalnym [7] 1 – generator częściowego zgazowania węgla, 2 – wysokotemperaturowe odsiarczanie, 3 – chłodnica gazu,

4 – kocioł fluidalny, S – sprężarka, T – turbina gazowa, TP – turbina parowa, KO – kocioł odzyskowy

W procesie sprężania powietrza zastosowano chłodzenie międzystopniowe wodą

zasilającą. Rozprężone spaliny kierowane są do spalinowego podgrzewacza wody. Para

generowana jest w wymiennika umieszczonych w kotle fluidalnym. Zastosowano także

międzystopniowy przegrzew pary [7].

Pokazany na Rys. 3.37 schemat ideowy jest połączeniem technologii zgazowania,

spalania fluidalnego i turbiny gazowej. Jest to koncepcja układu PFBC drugiej generacji

określana jako A-PFBC. Zastosowany w tym wypadku układ zgazowania częściowego

cechuje stopniem konwersji węgla na poziomie 80-85%. Otrzymany gaz syntezowy jest

odsiarczany przy pomocy kamienia wapiennego. Gaz po schłodzeniu, odpyleniu i

oczyszczeniu trafia do komory spalania turbiny gazowej. Pozostałość koksowa z gazyfikatora

jest kierowana do kotła fluidalnego, gdzie jest dopalana, jednocześnie dochodzi również do

utlenienia CaS powstałego w procesie odsiarczania. Przy zastosowaniu turbiny gazowej o

dopuszczalnej temperaturze spalin na wlocie równej 1300°C, układ A-PFBC może osiągnąć

sprawność o 10% wyższą od układu PFBC [7].

3.5.7 Układy dwupaliwowe Pod pojęciem układu dwupaliwowego należy rozumieć układ generujący energię

elektryczny (i ciepło), który w ustalonych warunkach pracy spala dwa różne paliwa

w oddzielnych komorach spalania. Nie zalicza się do nich współspalania biomasy.

Korzystanie z dwóch paliw zmniejsza ryzyko związane ze wzrostem cen jednego z nich.

Układy dwupaliwowe mogą być budowane „od zera”, ale przede wszystkim powstają w


63

procesie nadbudowy już istniejących instalacji, głównie węglowych bloków

konwencjonalnych – repowering [3,7,27].

Układ gazowo-parowy można połączyć z blokiem węglowym na kilka sposobów.

Schemat układu z równoległą produkcja pary pokazano na Rys. 3.38. Cechuje się on dużą

swobodą w doborze turbiny gazowej do parowej, a co za tym idzie stosunku spalanego paliwa

gazowego do paliwa wykorzystywanego w nadbudowywanym układzie. Nadbudowanie daje

nawet 5% wzrost sprawności. Wyższa sprawność, w porównaniu do układu bez nadbudowy,

jest zachowywana pomimo zmniejszenia obciążenia bloku nawet do 40% wartości

znamionowej. Ponadto możliwe są różne stany pracy bloku:

układ konwencjonalny – praca jedynie bloku parowego,

układ prosty – moc generowana jest przez turbinę gazową, a spaliny wydalane są

bezpośrednio do atmosfery,

układ nadbudowany – praca bloku parowego i turbiny gazowej,

układ kombinowany – odstawienie kotła parowego, turbinę parową zasilana się tylko z

kotła odzyskowego [24].

Rys. 3.38. Nadbudowa w układzie równoległego wytwarzania pary [24] KP – kocioł parowy, WP, SP, NP – część wysoko, średnio i niskoprężna turbiny parowej, PW – podgrzewacz

regeneracyjny wysokiego ciśnienia;1 – powietrze wtórne, 4 – paliwo stałe; pozostałe oznaczenia jak poprzednio

Spaliny opuszczające turbinę gazową zawieją znaczną ilość tlenu (16 18%), co

wykorzystuje się poprzez wprowadzenie ich do kotła, w którym spalany jest węgiel (bądź

inne paliwo). Ogólną strukturę przedstawia Rys. 3.39 [1,24,31].


64

Rys. 3.39. Schemat układu gazowo-parowego po nadbudowie w układzie hot windbox [24]

Układ ten w pełni nadaje się do nadbudowy istniejących już obiegów parowych

z kotłem węglowym turbiną gazową i nazywany jest hot windbox. Uzyskuje się dzięki niemu

znaczne podniesienie efektywności. Ze względu na to, iż udział tlenu w powietrzu

zasilającym klasyczny kocioł jest o ok. 40% większy niż we wprowadzanych spalinach, nie

jest możliwe całkowite zastąpienie powietrza spalinami. Chcąc tego dokonać należałoby

zwiększyć znacznie rozmiary kotła. W praktyce świadomie dobiera się turbinę gazową

o mniejszej mocy, uzupełniając brak tlenu powietrzem atmosferycznym. Dodatkową zaletą

jest możliwość pracy obu układów niezależnie. W przypadku wymuszonego odstawienia

części parowej spaliny odprowadzane są bezpośrednio do atmosfery z ominięciem

kotła [1,24,31,38].

Rys. 3.40. Układ szeregowy z kotłem odzyskowym jako podgrzewaczem kondensatu [24]


65

Dla celów nadbudowy istniejących bloków parowych powstało również inne

rozwiązanie połączenia z obiegiem turbiny gazowej. Instalacje w układzie zaprezentowanym

na Rys. 3.40 mogą pracować również autonomicznie. Podczas współpracy gazy wylotowe

turbiny gazowej podgrzewają wodę zasilającą i kondesat, dzięki czemu możliwe jest

bocznikowanie części podgrzewaczy regeneracyjnych. Odciążenie upustów turbiny powoduje

wzrost jej mocy. Należy tak prowadzić pracę układu, aby nie doszło do przeciążenia układu

łopatkowego bądź generatora. Nadbudowa należy połączyć z modernizacją turbozespołu lub

ze zmniejszeniem wydajności kotła [24].

Poza przedstawionymi rozwiązaniami łączenia układów po stronie czynnika

roboczego powstały również sposoby integracji pozwalające wykorzystać ciepło spalin do

przygotowania paliwa wprowadzanego go kotła spalającego węgiel brunatny (Rys. 3.41).

Rozwiązanie to zostało dokładniej opisane w podrozdziale 3.3.5, jako jeden z typów

sprzęgania obiegu turbiny gazowej i parowego [24].

Rys. 3.41. Schemat ideowy układu gazowo-parowego z wykorzystaniem ciepła gazów wylotowych turbiny gazowej do poprawy jakości podawanego węgla [24]

1 – powietrze wtórne, 2 – paliwo gazowe, 3 – spaliny, 4 – węgiel surowy i znacznej wilgotności – ok. 50%, 5 – węgiel podsuszony – wilgotność ok. 5%;

SF – suszarnia fluidalna, K – kocioł parowy, M – młyn węglowy, pozostałe oznaczenia jak poprzednio;

3.5.8 Kogeneracyjne układy gazowo-parowe W układach kogeneracyjnych kocioł odzyskowy rozbudowany jest o dodatkowe

powierzchnie ogrzewalne w jego końcowej strefie, w zakresie niskich temperatur spalin.

Wymienniki te muszą być odpowiednio wykonane, aby sprostać trudny warunkom, pracy.

Praca przy stosunkowo niskich temperaturach wody sieciowej powoduje schłodzenie spalin

poniżej punktu rosy i może prowadzić do korozji niskotemperaturowej. Ponadto układ trzeba


66

rozbudować o parowe wymienniki ciepłownicze, zasilane z upustu turbiny. Dodatkowo

w celu pokrywania obciążeń szczytowych często montuje się w kotle instalacje dopalającą

[3]. Możliwe są dwa warianty pokazane na Rys. 3.42 oraz Rys. 3.43. W pierwszym z nich

dopalanie prowadzi do podniesienia temperatury spalin turbiny gazowej. Pozwala to na

osiągniecie wyższej temperatury pary świeżej, ale głównie ma na celu zwiększenie mocy

części parowej układu.

Rys. 3.42. Schemat bilansowy elektrociepłowni gazowo-parowej jednociśnieniowej z dopalaniem [3]

Drugie rozwiązanie (Rys. 3.43) prowadzi jedynie do wzrostu mocy cieplnej

zabudowanego wymiennika sieciowego. Ma to uzasadnienie w przypadku stwierdzenia

nieopłacalności modernizacji istniejących szczytowych kotłów wodnych [3]. Poza sezonem

grzewczym turbina parowa pracuje w pełnej kondensacji, a więc przez znaczną część roku

generuje to znaczne straty. Moc cieplna do przygotowania c.w.u. może być dostarczana tylko

z wymiennika spalinowego.

Prowadzi to do rozważania, czy warto zastosować kocioł dwuprężny. Okazuje się, że

w przypadku dużych mocy cieplnych elektrociepłowni instalowanie kotła dwuprężnego wraz

z odpowiednią turbiną parową dwuciśnieniową jest uzasadnione technicznie

i ekonomicznie [3]. Schemat takiej elektrociepłowni przedstawia Rys. 3.44.


67

Rys. 3.43. Schemat bilansowy elektrociepłowni gazowo-parowej jednociśnieniowej z dopalaniem przed

podgrzewaczem wody c.o. i c.w.u. [3]

Rys. 3.44. Schemat ideowy elektrociepłowni gazowo-parowej dwuciśnieniowej z dopalaniem [3]


68

Poza przedstawionymi istnieje jeszcze inny typ elektrociepłowni gazowo-parowych.

Opiera się na idei forsowania mocy turbiny gazowej poprzez wtrysk wody lub pary do jej

komory spalania, bądź w innym węźle przepływowym. Opisano to szerzej w podrozdziale

2.5.3. Schemat elektrociepłowni Chenga pokazano na Rys. 3.45. Problem utraty wtryskiwanej

wody rozwiązano poprzez wykroplenie wody ze spalin i odzyskanie jej w separatorze S.

Schłodzenie spalin do tak niskiej temperatury wymaga znacznego rozbudowania powierzchni

ogrzewalnych, które dodatkowo muszą być odporne na - wspomnianą już wielokrotnie -

korozję. Zależy to również od spalanego paliwa. Do skraplania dochodzi w podstawowym

podgrzewaczu wody sieciowej WP. Wymagana jest współpraca takiej instalacji

z niskotemperaturową siecią ciepłowniczą. Produkowana para jest wtryskiwana do komory

spalania turbiny oraz częściowo do odgazowywacza. Przy obciążeniach szczytowych para

zasila się również wymiennik szczytowy WSz. W układzie może pracować klasyczny zespół

turbiny gazowej [5].

Rys. 3.45. Schemat elektrociepłowni Chenga [5] SP – sprężarka, KS – komora spalania, TG – turbina gazowa, PW – podgrzewacz wody zasilającej,

WP – wymiennik podstawowy, WSz – wymiennik szczytowy, S – separator cieczy, R – rozdzielacz strumienia

Rozwiązanie to cechuje się sprawnością nieznacznie niższą niż klasyczne układy

gazowo-parowe stosowane w kogeneracji i jest konkurencyjne w zakresie małych oraz

średnich mocy, ze względu na niższe koszty inwestycyjne i łatwość modernizacji starych

układów [5].


69

3.6 Stan obecny i perspektywy Ilość pracujących bloków gazowo-parowych wzrasta gwałtownie w ostatnich latach.

Wzrost sprawności względem przedstawionych układów Combined Cycle uzyskano przede

wszystkim poprzez dalsze zwiększanie temperatury spalin na wlocie do turbiny gazowej T3,

co wiąże się z rozwijaniem układów jej chłodzenia oraz stosowaniem najlepszych materiałów

żaroodpornych. Chłodzenie parą w układzie zamkniętym oraz zastosowanie turbiny gazowej

ze spalaniem sekwencyjnym pozwoliło uzyskać sprawność równą 60% już dla temperatury

T3=1270°C. Schemat takiego bloku gazowo-parowego pokazano na Rys. 3.46. Wpływ na

sprawność ma również miejsce poboru pary do chłodzenia. Stwierdzono, iż pobieranie jej

jako nasyconej bezpośrednio z walczaka jest lepszym (z punktu widzenia poprawy

sprawności) rozwiązaniem, niż pobieranie jej z upustu części wysokoprężnej turbiny.

Rys. 3.46. Schemat bloku gazowo-parowego z kotłem trójprężnym z turbiną gazową z sekwencyjną komorą spalania oraz z chłodzeniem łopatek parą [26]

Ponadto wzrost sprawność układu gazowo-parowego można uzyskać poprzez poprawę

sprawność samej części parowej. Uzyskać to można, podobnie jak w przypadku elektrowni

kondensacyjnych, zwiększając parametry pary świeżej i obniżając ciśnienie w skraplaczu oraz

zwiększając sprawność izentropową turbiny parowej. Podnoszenie temperatury pary świeżej

jest ograniczone z dwóch głównych powodów: zbyt niskiej temperatury spalin na wlocie do

kotła odzyskowego oraz braku zaawansowanych rozwiązań materiałowo-konstrukcyjnych dla

turbin parowych małej mocy (zazwyczaj turbina parowa w bloku gazowo-parowym posiada


70

moc nie przekraczającą 150 MW). Należy więc dążyć do projektowanie turbin gazowych tak,

aby temperatura gazów wylotowych była odpowiednio wyższa. Zastosowanie dwóch turbin

gazowych na jedną parową pozwala na uzyskanie większej mocy turbiny parowej, co pozwoli

na zastosowanie turbin o parametrach pary świeżej na poziomie 600°C i ciśnieniu

nadkrytycznym. Dodatkowo wprowadza się podgrzewanie paliwa przed podaniem do komory

spalania turbiny gazowej [1,11,26].

Po połączeniu wszystkich opisanych zabiegów układy gazowo-parowe mają uzyskać

w 2020 roku sprawność brutto przekraczającą 65% (wartość wg www.siemens.com).

Podstawowe parametry kilku najnowocześniejszych bloków gazowo-parowych

oferowanych przez wiodących producentów turbin gazowych podano w tablicy 3.2.

Wszystkie te układy są trójciśnieniowymi z przegrzewem. Podana moc jest mocą netto.

Koncern Mitsubishi Heavy Industry jest w trakcie realizacji układu, który ma przekroczyć

granicę 61% sprawności netto.

Tablica 3.2. Przykłady kilku najnowocześniejszych instalacji [51,52,53,54,55] b – brutto, pozostałe netto, Hn – kocioł odzyskowy poziomy z naturalną cyrkulacją , B – kocioł odzyskowy typu Bensona, 1-1 – jedna turbina gazowa – jedna turbina parowa

Loka

lizac

ja

Rok

uru

chom

ieni

a

Wyk

onaw

ca

Moc

[MW

e]

Spra

wno

ść [%

]

Kon

figur

acja

Turbina gazowa

Parametry pary [°C]

[MPa]

Mod

el

Moc

ISO

[MW

]

T. sp

alin

[°C

]

Tallawarra (Australia) 2008 ALSTOM 435 59,7b Hn-1-1 GT26 288 616 565/565/274

13,5/2,8/0,47

Irsching (Niemcy)

blok 4 2011 Siemens

Westinghouse 578 60,75 B-1-1 SGT5-8000F 375 625 600

17,0

Emsland (Niemcy) 2010 ALSTOM 876 59,2 B-2-1 GT26 288 616 585

16,0

Oferta STAG 109H General Electric 480 60,0b Hn-1-1 MS001H b/d b/d 565/565/277

16,5/2,38/0,2


71

4. ANALIZA ENERGETYCZNA PRZY POMOCY PROGRAMU IPSEPRO

4.1 Wybór układów Analizę przeprowadzono dla różnych struktur układów Combined Cycle z jedną

turbiną gazową i jedną parową w rozwiązaniu dwuwałowym.

Warianty układów jednociśnieniowych różnią się jedynie sposobem podgrzewania

wody zasilającej. Ze względu na to, iż rzadkością jest stosowanie przegrzewu w tego typu

układach nie analizowano układów jednociśnieniowych z przegrzewem.

Analizowane struktury dwuciśnieniowe podzielić można ze względu na rozkład

powierzchni ogrzewalnych na szeregowe (schemat 6) i szeregowo-równoległe (schemat 6a,

7 oraz 7a) . Wzięto również pod uwagę układy z przegrzewem (schemat 8).

Układy trójciśnieniowe, dla których przeprowadzono obliczenia, są rozwiązaniami

szeregowo-równoległymi, z przegrzaniem (schemat 9) i bez przegrzania pary niskiego

ciśnienia (wariant 9a) oraz z przegrzewem międzystopniowym (schemat 10) i bez niego.

Rozwiązanie dające najwyższą sprawność przeanalizowano również dla zwiększonych

sprawności urządzeń i podniesionych parametrów pary (schemat 11). Na jego podstawie

przeprowadzono ponadto obliczenia dla członu wysokiego ciśnienia o umiarkowanych

parametrach nadkrytycznych (wariant 12).

Oprócz typowych rozwiązań Combined Cycle, w których spalany jest gaz ziemny,

a spaliny turbiny gazowej oddają ciepło w kotle odzyskowym generującym parę dla turbiny

parowej, wzięto również pod uwagę układ gazowo-parowy zintegrowany z zgazowaniem

w gazyfikatorze ze złożem fluidalnym (schemat 13).

Ostatnim z analizowanych było jedno z rozwiązań nadbudowy bloków na węgiel

brunatny turbiną gazową zasilaną gazem ziemnym (schemat 14).

4.2 Założenia. Omówienie zasad analizy obiegów Analizę układów przeprowadzono przy pomocy programu IPSEpro. Schematy

tworzono na podstawie [1,3,7,11,12,18,26,27,38]. W doborze parametrów kierowano się

uzyskaniem najwyższej sprawności z zachowaniem zależności typowych dla danych

układów. W każdym z nich dokonywano optymalizacji kluczowych parametrów obiegu.

Główne założenia:

minimalny stopień suchości na wylocie części niskoprężnej turbiny x = 0,87

w zakresie temperatur od -20°C do 30°C,


72

dla wszystkich stopni turbiny parowej sprawność wewnętrzna równa 0,87,

sprawność elektryczna generatora równa 0,985, mechaniczna 0,99,

sprawność pompy 0,85, mechaniczna 0,95,

sprawność elektryczna silnika 0,95, mechaniczna 0,985,

strata ciśnienia w kanale spalinowym (kotle odzyskowym) stała dla wszystkich

układów, równa 0,003 MPa,

ΔTmin (Δtpp) = 10 K, Δtap (approach temperature) = 5 K,

minimalna temperatura spalin na wylocie kotła odzyskowego 85°C.

poza układami jednociśnieniowymi w pozostałych temperatura wody zasilającej stała

na poziomie 60°C,

temperatura przegrzewu międzystopniowego równa temperaturze pary świeżej.

Ponadto w wymiennikach reprezentujących powierzchnie ogrzewalne kotła

uwzględniono straty ciśnienia, w mixerach i rozdzielaczach pominięto. Ciśnienie pary świeżej

było dobierane, jako maksymalne dla utrzymania danego stopnia suchości, nie większe niż

18,5 MPa (z wyjątkiem wariantu z kotłem nadkrytycznym). Temperatura pary świeżej została

przyjęta na stałe na poziomie 535°C, a dla układów bardziej złożonych (dwuciśnieniowe

z przegrzewem i trójciśnieniowe) równa 565°C.

Poza układem ze zgazowaniem, do turbiny trafia gaz ziemny typu E (GZ-50)

o parametrach, które ujęto w Tablica 4.1tablicy 4.1.

Tablica 4.1. Parametry gazu ziemnego przyjęte do obliczeń [57]

Składnik Udział

objętościowy [%]

Udział masowy

[%] Metan CH4 97,8 95,5 Etan C2H6 0,5 0,92

Propan C3H8 0,5 1,34 Dwutlenek węgla CO2 0,2 0,54

Azot N2 1,0 1,70

Wartość opałowa Qj 36,7 MJ/m3N 49,6 MJ/kg


73

4.2.1 Parametry turbiny Badania przeprowadzono z wykorzystaniem turbiny gazowej firmy Siemens SGT5-

8000H o parametrach znamionowych (ISO) podanych w tablicy 4.2. Jest ona jedną

z największych na świecie, ale przede wszystkim pozwala na uzyskanie w cyklu

kombinowanym najwyższej sprawności.

W ostatnim wariancie, ze względu na dopasowanie mocy turbiny do

nadbudowywanego bloku wykorzystano turbinę Siemens SGT5-4000F.

Tablica 4.2. Główne parametry znamionowe turbin wykorzystanych w analizie [56]

Parametr SGT5-8000H SGT5-4000F

Moc elektryczna 375 288 MW

Sprawność 40 39,5 %

Temperatura spalin 625 580 °C

Strumień spalin 820 688 kg/s

Turbina gazowa reprezentowana jest w programie jako element gas_turbine_generic.

Ustawienia dopasowano na podstawie charakterystyk producenta dla serii SGT5-4000F oraz

brakujące dane dobrano z szablonu dołączonego do bibliotek programu. Zestawienie ustawień

zawarto w tablicy 4.3.

Schemat wyjściowy z turbiną w układzie prostym pokazano na Rys. 4.1. Otrzymane

zmienność sprawności, mocy wyjściowej oraz temperatury spalin w funkcji temperatury

powietrza przedstawiono na Rys. 4.2.

Rys. 4.1. Schemat wyjściowy z turbiną SGT5-8000H


74

Tablica 4.3. Parametry modelu gas_turbine_generic, które będą wykorzystywane do dalszej analizy

Parametr Wartość Jednostka Objaśnienie

heat_value 49614 kJ/kg wartość opałowa gazu power_el0 375000 kWe znamionowa moc elektryczna eta_th0 0,40 - sprawność znamionowa t_exh0 625 °C temperatura spalin znamionowa m_exh0 820 kg/s strumień spalin znamionowy dp_in0 0 bar strata ciśnienia na wlocie znamionowa dp_out0 0 bar strata ciśnienie na wylocie znamionowa altitude0 0 m wysokość nad poziomem morza –projektowa

dpower_dpin -1,51 1/bar spadek mocy proporcjonalny do strat ciśnienia na wlocie

dpower_dpout -0,6 1/bar spadek mocy proporcjonalny do strat ciśnienia na wylocie

dpower_dalt 0,98 1/bar zmiana mocy proporcjonalna do zmiany ciśnienia atmosferycznego

deta_dpin -0,6 1/bar spadek sprawności spowodowany stratą ciśnienia na wlocie

deta_dpout -0,6 1/bar spadek sprawności spowodowany stratą ciśnienia na wylocie

deta_dalt 0 1/bar spadek sprawności spowodowany zmianą ciśnienia atmosferycznego

dtout_dpin 172 K/bar zmiana temperatury spalin spowodowana stratą ciśnienia na wlocie

dtout_dpout 168 K/bar zmiana temperatury spalin spowodowana stratą ciśnienia na wylocie

dtout_dalt -1,77 K/bar zmiana temperatury spalin spowodowana zmianą ciśnienia atmosferycznego

dflow_dpin -0,99 1/bar spadek strumienia spalin spowodowany stratą ciśnienia na wlocie

dflow_dpout 0 1/bar spadek strumienia spalin spowodowany stratą ciśnienia na wylocie

dflow_dalt 0,99 1/bar zmiana przepływu spowodowana zmianą ciśnienia atmosferycznego

ambient_p0 1,0133 bar ciśnienie atmosferyczne - projektowe

Charakterystyki Objaśnienie

f_power_el stosunek mocy rzeczywistej do znamionowej w funkcji temperatury powietrza

f_eta_th stosunek sprawności rzeczywistej do znamionowej w funkcji temperatury powietrza

f_t_exh stosunek temperatury spalin do temperatury spalin znamionowej w funkcji temperatury powietrza

f_m_exh stosunek strumienia spalin do strumienia spalin znamionowego w funkcji temperatury powietrza


75

Rys. 4.2. Względna zmienność sprawności(eta), mocy elektrycznej turbiny(moc) oraz temperatury spalin(t_out) w funkcji straty ciśnienia na wylocie turbiny.

4.2.2 Układ chłodzenia Przyjęto, iż układ chłodzenia turbiny parowej oparty jest na chłodni kominowej.

Przyjęto prostą zmienność ciśnienia w skraplaczu w funkcji temperatury otoczenia,

przedstawioną na Rys. 4.3.

Rys. 4.3. Założona zmienność ciśnienia w skraplaczu w funkcji temperatury otoczenia

4.3 Struktury jednociśnieniowe Na podstawie schematu wyjściowego utworzono podstawowy układ gazowo- parowy

o umiarkowanych parametrach pary. Woda zasilająca podgrzewana jest w wymienniku

mieszankowym będącym jednocześnie odgazowywaczem pracującym przy niewielkim

nadciśnieniu. Schemat bilansowy przedstawia Rys. 4.4, natomiast przebiegi temperatur

w kotle odzyskowym przedstawia Rys. 4.5.


76

Rys. 4.4. Układ jednociśnieniowy – podstawowy, schemat 1

Rys. 4.5. Przebieg zmian temperatur w kotle odzyskowym wzdłuż powierzchni wymiany ciepła, dla schematu 1

Inną wersję poprzedniego schematu przedstawia Rys. 4.6. Zastosowano tu

odgazowywacz pracujący przy podciśnieniu dla uzyskania minimalnej temperatury wody

zasilającej równej 60°C. Podobnie jak poprzednio zmiany temperatury w kotle odzyskowym

przedstawia Rys. 4.7.


77

Rys. 4.6. Układ jednociśnieniowy – odgazowywacz podciśnieniowy, schemat 2


Na schemacie 3 (Rys. 4.8) przeanalizowano układ, w którym para do odgazowywacza

generowana jest w parowaczu dearacyjnym. Temperatura wprowadzanej do kotła wody

zasilającej (Rys. 4.9) jest w tym wypadku odpowiednio wyższa, co jest istotne przy spalaniu

paliw zasiarczonych.


78

Rys. 4.8. Układ jednociśnieniowy – parowacz dearacyjny, schemat 3


Rozwinięciem schematu 3 jest schemat 4 z Rys. 4.10, w którym kondensat przed

podaniem do parowacza dearacyjnego jest podgrzewany w wymienniku spalinowym.

Rozwiązanie to nie jest preferowane nawet dla paliw o dużej czystości, ze względu na niską

temperaturę wody wprowadzanej do kotła (Rys. 4.11). Wymiennik taki musi być wykonany

ze stali odpornych na korozję, w innym przypadku wg [11] minimalną zalecaną temperaturą,

nawet dla paliw najczystszych, jest 60°C.


79

Rys. 4.10. Układ jednociśnieniowy – parowacz dearacyjny + wstępne podgrzanie kondensatu w wymienniku spalinowym, schemat 4


Ostatnim z analizowanych układów jednociśnieniowych jest układ z podgrzaniem

kondensatu wodą zasilającą (Rys. 4.12). Pozwala to uzyskać wymaganą temperaturę wody

zasilającej, a jednocześnie wykorzystać typowy odgazowywacz pracujący przy praktycznie

dowolnym nadciśnieniu. Niestety zastosowany wymiennik wymienia duże ilości ciepła, więc

jego rozmiary będą znaczne. Rozwiązanie to jest często stosowane. Przebieg zmian

temperatur w kotle jest analogiczny jak na Rys. 4.7.


80

Rys. 4.12. Układ jednociśnieniowy – podstawowy + podgrzanie kondensatu wodą zasilającą, schemat 5

Podsumowując analizę w tablicy 4.4 umieszczono zestawienie najistotniejszych

parametrów układów dla znamionowych warunków otoczenia (ISO).

Tablica 4.4. Zestawienie parametrów rozważanych układów jednociśnieniowych

Wariant 1 2 3 4 5

Temperatura spalin na wylocie z kotła odzyskowego 170,93 144,5 130,2 127,1 146,3 °C

Sprawność brutto 55,67 56,07 56,04 56,14 56,02 % Sprawność netto 55,24 55,62 55,57 55,66 55,57 %

Strumień energii chemicznej paliwa 937,5 937,5 937,5 937,5 937,5 MWt Moc turbiny gazowej 368,25 368,25 368,25 368,25 368,25 MWe Moc elektryczna części parowej 153,64 157,37 157,1 158,03 156,92 MWe Sumaryczna moc układu 521,89 525,62 525,35 526,28 525,17 MWe Moc urządzeń potrzeb własnych 3,97 4,13 4,42 4,47 4,19 MWe Ciśnienie pary świeżej 6,5 6,8 7,5 7,5 6,5 MPa Temperatura pary świeżej 535 535 535 535 535 °C Temperatura wody zasilającej 101 60,7 105,76 112,9 60 °C Ciśnienie odgazowania 0,105 0,02 0,12 0,153 0,105 MPa Stopień suchości na wylocie części niskoprężnej turbiny parowej 0,889 0,89 0,888 0,888 0,889 -

Sumaryczna powierzchnia wymiany ciepła w kotle odzyskowym 6833 7108 8642 7597 7083 m2


81

4.4 Struktury dwuciśnieniowe Wykorzystując schemat 5 „dobudowano” wymienniki drugiego, niższego poziomu

ciśnienia w układzie szeregowym. Schemat 6 pokazany na Rys. 4.13 jest typowym dla

układów średnich mocy. Woda zasilająca podgrzewana jest we wspólnym podgrzewaczu

wody niskiego ciśnienia i następnie rozdzielana na dwa strumienie. Para niskoprężna jest

przegrzewana do umiarkowanej temperatury i kierowana do odpowiedniego wlotu turbiny

parowej. Rozkład temperatur w kotle odzyskowy umieszczono na Rys. 4.14.

Rys. 4.13. Układ dwuciśnieniowy szeregowy, schemat 6



82

Schemat 6a (Rys. 4.15) różni się od poprzedniego jedynie dodatkową powierzchnią

wymiany ciepła służącą do przegrzania pary niskiego ciśnienia do temperatury jak para

świeża. Zwiększa to stopień suchości na wylocie turbiny i pozwala podnieść ciśnienie pary

świeżej, co podnosi sprawność układu. Zmiany temperatur w kotle odzyskowym

przedstawiono na Rys. 4.16.

Rys. 4.15. Układ dwuciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzanie pary niskoprężnej do temperatury równej temperaturze pary świeżej, schemat 6a

Rys. 4.16. Przebieg zmian temperatur w kotle odzyskowym wzdłuż powierzchni wymiany ciepła, dla schematu 6a


83

Kolejny schemat - 7 - (Rys. 4.17) jest analogiczny do 6, z tym, że rozkład powierzchni

ogrzewalnych jest w nim szeregowo-równoległy. Rozwiązanie takie jest preferowane

w układach dużych mocy. Rozkład temperatur (Rys. 4.18) jest w tym wypadku inny, a para

niskoprężna przegrzana do wyższej temperatury. Przekłada się to na przyrost sprawności

względem schematu 6.

Rys. 4.17. Układ dwuciśnieniowy szeregowo-równoległy, schemat 7



84

Podobnie jak dla układu 6a, w następnym wariancie 7a (Rys. 4.19) przeanalizowano

wpływ przegrzania pary niskoprężnej do temperatury jak para świeża. Również otrzymano

w ten sposób przyrost sprawności względem wariantu 7. Przebieg zmian temperatur w kotle

ujmuje Rys. 4.20.

Rys. 4.19. Układ dwuciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzanie pary niskoprężnej do temperatury równej temperaturze pary świeżej, schemat 7a

Rys. 4.20. Przebieg zmian temperatur w kotle odzyskowym wzdłuż powierzchni wymiany ciepła, dla schematu 7a


85

Ostatnim, najbardziej złożonym, ale jednocześnie najbardziej sprawnym spośród

układów dwuciśnieniowych jest wariant 8 (Rys. 4.21). Powierzchnie ogrzewalne

rozmieszczone są w sposób szeregowo-równoległy, a para niskoprężna po wstępnym

przegrzaniu mieszana jest z parą wylotową części wysokoprężnej i łączny strumień

przegrzewany do temperatury jak para świeża. W wariancie tym (oraz w kolejnych)

podniesiono temperaturę pary do 565°C. Rozkład temperatur ujmuje Rys. 4.22.

Rys. 4.21. Układ dwuciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzewem międzystopniowym, schemat 8



86

Zestawienie parametrów wszystkich analizowanych wariantów dwuciśnieniowych

zawiera tablica 4.5.

Tablica 4.5. Zestawienie parametrów rozważanych układów dwuciśnieniowych

Wariant 6 6a 7 7a 8


Sprawność brutto 55,67 57,18 57,01 57,19 57,83 % Sprawność netto 55,24 56,65 56,53 56,66 57,25 % Strumień energii chemicznej paliwa 937,5 937,5 937,5 937,5 937,5 MWt Moc turbiny gazowej 368,25 368,25 368,25 368,25 368,25 MWe Moc elektryczna części parowej 153,64 167,81 166,21 167,87 173,88 MWe Sumaryczna moc układu 521,89 536,06 534,46 536,12 543,13 MWe Moc urządzeń potrzeb własnych 3,97 4,99 4,46 4,9 5,37 MWe Ciśnienie pary świeżej 5,8 9,2 7,0 9,5 18,5 MPa Temperatura pary świeżej 535 535 535 535 565 °C Temperatura wody zasilającej 60 60 60 60 60 °C Ciśnienie odgazowania 0,146 0,146 0,107 0,107 0,11 MPa Stopień suchości na wylocie części niskoprężnej turbiny parowej 0,888 0,886 0,887 0,888 0,97 -


4.5 Struktury trójciśnieniowe Pierwszym z wariantów układów trójciśnieniowych był układ szeregowo-równoległy

z przegrzaniem pary średniego i niskiego ciśnienia (schemat 9 - Rys. 4.23). Strumień wody

o średnim ciśnieniu po podgrzaniu w podgrzewaczu wody niskiego ciśnienia rozdzielany jest

na strumień kierowany do podgrzewacza wody średniego ciśnienia oraz na strumień

wprowadzany do walczaka niskoprężnego, po uprzednim zdławieniu. Strumień wody

o wysokim ciśnieniu podgrzewany jest w kolejnych wymiennikach umieszczonych

równolegle do podgrzewaczy pozostałych stopni ciśnienia oraz równolegle do pierwszego

stopnia przegrzania pary średniego ciśnienia. Rozkład temperatur w kotle ujmuje Rys. 4.24.


87

Rys. 4.23. Układ trójciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzaniem pary niskiego ciśnienia, schemat 9


Na kolejnym schemacie 9a (Rys. 4.25) rozważono pominięcie przegrzewanie pary

niskiego ciśnienia. Otrzymane zmiany temperatur czynników wzdłuż powierzchni wymiany

ciepła pokazuje Rys. 4.26.


88

Rys. 4.25. Układ trójciśnieniowy szeregowo-równoległy bez przegrzania pary niskiego ciśnienia, schemat 9a

Rys. 4.26. Przebieg zmian temperatur w kotle odzyskowym wzdłuż powierzchni wymiany ciepła, dla schematu

9a

Podobnie jak w przypadku układów dwuciśnieniowych przeanalizowano wpływ

wprowadzenia przegrzewu międzystopniowego. Schemat 10 (Rys. 4.27) oparto na wariancie

9a. Para o średnim ciśnieniu po wstępnym przegrzaniu mieszana jest z parą wylotową części

wysokoprężnej, a łączny strumień przegrzewany w wymienniku równoległym do

przegrzewacza pary świeżej. Rozkład temperatur (Rys. 4.28) znacząco się różni od

poprzedniego, głównie w związku ze zwiększeniem ciśnień w układzie.


89

Rys. 4.27. Układ trójciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzewem międzystopniowym bez przegrzania

pary niskiego ciśnienia, schemat 10


10

Ze względu na fakt, iż wariant 10 okazał się najbardziej sprawnym energetycznie na

schemacie 11 (Rys. 4.29) sprawdzono, jaką sprawność układu uzyska się przy zwiększeniu

temperatury pary świeżej i przegrzanej międzystopniowo do 600°C oraz przy poprawie

sprawności części wysokoprężnej i średnioprężnej turbiny parowej do 0,91, a niskoprężnej

do 0,89. Na Rys. 4.30 widać wyraźne zbliżenie temperatur czynników w kotle odzyskowym,

co przekłada się na zmniejszenie strat.


90

Rys. 4.29. Układ trójciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzewem międzystopniowym bez przegrzania

pary niskiego ciśnienia + zmiana sprawności turbiny i podniesienie temperatury pary świeżej, schemat 11


11

Z podniesieniem temperatury pary podnosi się również zazwyczaj jej ciśnienie.

W wariancie 12 (Rys. 4.31) przeanalizowano zamianę części wysokoprężnej podkrytycznej

na nadkrytyczną o umiarkowanym ciśnieniu, typowym dla krajowych bloków. Uzyskano

oczywiście przyrost sprawności, a rozkład temperatur (Rys. 4.31) znacząco różni się od

pozostałych. Brak obszaru parowania w części wysokoprężnej (linia ciągła czerwona)

pozwala jeszcze zmniejszyć różnicę temperatur czynników.


91

Rys. 4.31. Układ trójciśnieniowy szeregowo-równoległy z przegrzewem międzystopniowym bez przegrzania pary niskiego ciśnienia + zmiana sprawności turbiny i podniesienie temperatury pary świeżej + zmiana części

wysokoprężnej na nadkrytyczną, schemat 12


12

Podobnie jak poprzednio zestawienie parametrów analizowanych układów

trójciśnieniowych ujmuje tablica 4.6.


92

Tablica 4.6. Zestawienie parametrów rozważanych układów trójciśnieniowych

Wariant 9 9a 10 11 12


Sprawność brutto 57,82 57,86 58,62 59,3 60,08 % Sprawność netto 57,28 57,32 58,02 58,73 59,42 % Strumień energii chemicznej paliwa 937,5 937,5 937,5 937,5 937,5 MWt Moc turbiny gazowej 368,25 368,25 368,25 368,25 368,25 MWe Moc elektryczna części parowej 173,81 174,2 181,31 187,74 195 MWe Sumaryczna moc układu 542,08 542,26 549,58 556 563,26 MWe Moc urządzeń potrzeb własnych 5,03 5,04 5,64 5,37 6,14 MWe Ciśnienie pary świeżej 10 10 18,5 18,5 25,2 MPa Temperatura pary świeżej 565 565 565 600 600 °C Temperatura wody zasilającej 60 60 60 60 60 °C Ciśnienie odgazowania 1,1 1,1 3,01 1,62 1,065 MPa Stopień suchości na wylocie części niskoprężnej turbiny parowej 0,889 0,888 0,925 0,934 0,979 -


4.6 Układ gazowo-parowy zintegrowany ze zgazowaniem Układ gazowo-parowy zintegrowany ze zgazowaniem oparto o schemat 11, jako

najbardziej sprawny energetycznie (pominięto 12 ze względu rzadko stosowane w układach

gazowo-parowych parametry nadkrytyczne). Instalacja zgazowania modelowana jest

w programie poprzez element gasifier_hom, którego ustawione parametry zawarto w Tablica

4.7tablicy 4.7. Pozostałe pozostawiono domyślne.

Tablica 4.7. Zestawienie parametrów wprowadzonych do elementu gasifier_hom

Parametr Wartość Jednostka Objaśnienie

delta_p_gas 0,5 bar spadek ciśnienia syngazu heat_loss 3 % straty ciepła

t_Ash 300 °C temperatura popiołu conversionC 0,92 kg/kg stopień konwersji węgla

Zgazowanie odbywa się przy temperaturze 950°C i pod ciśnieniem ok 2,3 MPa. Jest to

przybliżenie gazyfikatora ze złożem fluidalnym HTW. Strumień wzbogaconego powietrza

(80% tlenu) wprowadzanego do gazyfikatora równy jest strumieniowi pary pobieranej

z wylotu części wysokoprężnej turbiny. Ubytek czynnika w obiegu uzupełniany jest


93

strumieniem wody wprowadzanej do odgazowywacza. Zgazowaniu podlega węgiel kamienny

o typowym parametrach, które zawarto w tablicy 4.8.

Tablica 4.8. Parametry węgla kamiennego przyjęte do obliczeń

Składnik Udział masowy [%]

węgiel C 54,0 wodór H2 3,4 azot N2 5,0 tlen O2 5,0

siarka S 0,1 wilgoć H2O 12,0 popiół - 20,5

Wartość opałowa 21,49 MJ/kg

Surowy gaz jest schładzany przegrzewając parę średniego ciśnienia i wprowadzany do

komory spalania turbiny gazowej. Ze względu na ograniczone możliwości dostępnych

bibliotek pominięto układ oczyszczanie gazu. Schemat bilansowy przenalizowanego układu

przedstawia Rys. 4.33. Na podstawie schematu obliczono jedynie sprawność brutto

odniesioną do strumienia energii chemicznej węgla wprowadzanego do gazyfikatora.

Rys. 4.33. Schemat układu bilansowy układu gazowo-parowego zintegrowanego ze zgazowaniem, schemat IGCC


94

Ze względu na złożoność układu rzeczywistego pominięto szacowanie mocy urządzeń

potrzeb własnych. Jak wynika z [41] może ona wynosić nawet 16% mocy brutto bloku.

Biorąc pod uwagę ta wartość, sprawność netto wyniosła by w tym przypadku ok. 42,8%.

Nadal jest to wynik bardzo korzystny w świetle sprawności krajowych bloków

energetycznych.

4.7 Struktura dwupaliwowa – nadbudowa bloku na węgiel brunatny Analizę rozpoczęto od stworzenia schematu bloku 360 MW, pracującego w elektrowni

Bełchatów, spalającego węgiel brunatny. Otrzymano obieg o sprawności brutto wynoszącej

39,59%. Następnie do „istniejącego” bloku „dobudowano” turbinę gazową SGT5-4000F wraz

z jednociśnieniowym kotłem odzyskowym. Generuje on dodatkowy strumień pary

o parametrach jak kocioł węglowy oraz przegrzewa międzystopniowo część strumienia

głównego w wymienniku umieszczonym równolegle z przegrzewaczem pary świeżej

zabudowanym na wlocie kotła. Otrzymany schemat bilansowy pokazano na Rys. 4.34.

Rys. 4.34. Schemat bilansowy nadbudowanego bloku węglowego na węgiel brunatny turbiną gazową opalaną gazem ziemnym, schemat Nadbudowa


95

Ponadto w kotle odzyskowym zabudowano 2 wymienniki wspomagające odpowiednio

regenerację wysoko i niskoprężną. Założono, iż moc cieplna kotła pozostanie niezmieniona.

Spowodowało to znaczny przyrost mocy turbiny parowej. Podobnie jak w poprzednich

wykorzystano gaz ziemny o niezmienionych parametrach.

Wszystkie parametry kotła odzyskowego, poza z góry narzuconymi wynikającymi

z dopasowania do istniejącego obiegu, były optymalizowane celem uzyskania najwyższej

sprawności. Rozważanie oparte są o [3,4,6,7,11,24,27].

4.8 Analiza wyników Podsumowując analizę układów jednociśnieniowych można stwierdzić, iż już

najprostszy układ cechuje się stosunkowo wysoką sprawnością. Najkorzystniejszymi

rozwiązaniami okazują się wariant 2 i 5, pomimo iż 4 uzyskuje najwyższą sprawność,

temperatura wody wprowadzanej do kotła jest zbyt niska ze względu na korozję

niskotemperaturową powierzchni ogrzewalnych. Natomiast przy spalaniu paliw gorszej

jakości należy stosować wariant 3, który pozwala uzyskać wysoką sprawność, jednak

kosztem zwiększenia powierzchni ogrzewalnych. Graficzne porównanie najważniejszych

parametrów układów przedstawia Rys. 4.35.

Rys. 4.35. Porównanie analizowanych wariantów układów jednociśnieniowych


96

Układy dwuciśnieniowe istotnie cechują się wyższymi sprawnościami porównując

z jednociśnieniowymi. Osiągane wyniki badanych struktur wyraźnie się różnią. Stwierdzić

należy, że nadmierne rozbudowanie powierzchni wymiany ciepła nie prowadzi do wysokich

sprawności - istotne jest rozmieszczenie. Ponoszone koszty na warianty 6a i 7a byłyby, więc

nieuzasadnione, gdyż nieznacznie niższą sprawność oferuje wariant 7, przy znacznie

mniejszych powierzchniach. Zdecydowanie najlepszym układem jest 8. Zastosowanie

przegrzewu międzystopniowego pozwoliło na podniesienie ciśnienia, co znacznie wpłynęło

na sprawność, a układ mimo złożoności cechuje się najmniejszą powierzchnią wymiany

ciepła. Porównanie schematów dwuciśnieniowych na wykresie kolumnowym przedstawia

Rys. 4.36

Rys. 4.36. Porównanie istotnych parametrów analizowanych układów dwuciśnieniowych.

Struktury trójciśnieniowe są zdecydowanie najbardziej złożone, tak, więc ich

sprawność zależy od wielu elementów składowych i ich parametrów. Najbardziej sprawnym

układem jest 12. Wynika to głównie z zastosowania parametrów nadkrytycznych. Wariant 11

wypada również bardzo korzystnie, zbliżając się do granicy sprawności brutto 60% dzięki

zastosowaniu przegrzewu międzystopniowego i podniesieniu parametrów pary oraz

sprawności wewnętrznej turbiny parowej. Porównanie na wykresie kluczowych parametrów

wariantów trójciśnieniowych pokazano na Rys. 4.37.


97

Rys. 4.37. Porównanie najważniejszych parametrów analizowanych układów trójciśnieniowych

Podsumowując całą analizę umieszczono parametry wybranych wariantów układów

Combined Cycle na wspólnym wykresie (Rys. 4.38) z układem zintegrowanym ze

zgazowaniem (IGCC) oraz układem dwupaliwowym (nadbudowa). Spośród układów

jednociśnieniowych, jako najlepszy, wybrano schemat 5. Z dwuciśnieniowych do porównania

wzięto 8, z trójciśnieniowych 11 jako najsprawniejszy i 12 jako przyszłość bloków gazowo-

parowych. Dokonano również porównania z blokami na węgiel brunatny pracującymi

w elektrowni Bełchatów - 360 MW (nadbudowywany) i 858 MW (25 MPa, 555/580°C).

Porównywanymi parametrami są sprawność bloku brutto oraz jednostkowa emisja

dwutlenku węgla na jednostkę wyprodukowanej energii elektrycznej. Wzięto pod uwagę

jedynie sprawność brutto ze względu trudność w precyzyjnym oszacowaniu mocy urządzeń

potrzeb własnych w każdym z wariantów, głównie układu IGCC. Emisję jednostkową, dla

porównania wariantów, obliczono na podstawie sprawności brutto. Przyjęto zgodnie

z [4,6,41] następujące średnie wskaźniki emisji CO2: przy spalaniu węgla kamiennego

342 kg/MWh, brunatnego 364 kg/MWh, gazu ziemnego 198 kg/MWh, a dla spalania syngazu

ze zgazowania węgla kamiennego 324 kg/MWh. Dla układu dwupaliwowego obliczono

średnią ważoną (zgodnie z [6]).


98

Rys. 4.38. Porównanie sprawności brutto i jednostkowej emisji dwutlenku węgla analizowanych wariantów z blokami pracującymi w systemie

Należy podkreślić, iż w każdym badanym wariancie strata ciśnienia spalin w kotle

odzyskowym była stała, równa 0,003 MPa. Jest to typowa wartość. Sprawność turbiny

gazowej, a więc i całego układu silnie od niej zależy. Dla kotłów bardziej rozbudowanych

wartość ta może być wyższa, a dążenie do jej obniżenia bardzo kosztowne. Dlatego też

sprawności takich układów mogą się nieznacznie różnić w praktyce. Również obliczone

sprawności netto dotyczą tylko elementów potrzeb własnych widocznych na wykresie, więc

wartość ta w praktyce okaże się nieznacznie mniejsza.

Nawiązując do Rys. 3.46, trzeba dodać, iż zamodelowanie wszystkich elementów tam

zawartych nie było możliwe przy posiadanych, ograniczonych bibliotekach programu. Ich

umieszczenie w schemacie z pewnością podniosłoby jeszcze jego sprawność.


99

5. PODSUMOWANIE Celem pracy była analiza porównawcza struktur układów gazowo-parowych, jako

przyszłości dla krajowej energetyki, uwzględniając konieczność ograniczania wpływu na

środowisko naturalne i budowy nowych mocy wytwórczych.

Nawiązując do pytania zadanego we wstępie, stwierdzić można, iż budowa bloków

gazowo-parowych pozwala na osiągniecie głównych celów na najbliższe lata, jakimi są

ograniczanie oddziaływania energetyki na środowisko oraz odtwarzanie mocy wytwórczych.

Elektrownie tego typu buduje się niezwykle szybko, koszty inwestycyjne są umiarkowane,

a emisyjność bardzo niska. Wspomniane liczne plany budowy bloków gazowo-parowych

pokazują, iż zainteresowanie wyraźnie wzrasta. Pytanie jednak ile ze zgłoszonych planów

zostanie zrealizowanych? Trudno odpowiedź. Wiele zależeć będzie od regulacji prawnych UE

dotyczących emisji CO2 i przyznawania kolorowych certyfikatów. Niepewność hamuje tego

typu inwestycje. Pełna odpłatność za emisję każdej tony dwutlenku węgla i wzrost cen

jednostkowych za te emisje, zwiększy jeszcze atrakcyjność elektrowni gazowo-parowych.

Analiza uwarunkowań rozwoju elektrowni opalanych gazem wykazała, że

w najbliższej przyszłości powinien stopniowo zanikać problem z dostępnością surowca.

Perspektywy rozwoju rynku gazu w Polsce i UE, światowy handel LNG, budowa gazoportu

LNG i rozbudowa infrastruktury gazowej w kraju winny ułatwiać inwestycje i zwiększać

atrakcyjność stosowania gazu, jako paliwa w energetyce. Ponadto potencjalne wydobycie

gazu łupkowego może być dodatkowym motorem napędowym do inwestowania.

Planowane elektrownie gazowo-parowe winny opierać się na strukturze

trójciśnieniowej z przegrzewem (jak na schemacie 11) w wykonaniu jednowałowym z turbiną

gazową klasy H wyposażoną w sekwencyjną komorę spalania. Gwarantuje to uzyskanie

bardzo wysokich sprawności. W takiej konfiguracji pracuje blok 4 w niemieckiej elektrowni

Irsching, światowy rekordzista – 60,75% netto.

Układy jedno i dwuciśnieniowe powinny być stosowane w przypadku, gdy sprawność

generowania energii elektrycznej nie jest priorytetem. Zgodnie z [3] preferowane są one do

wykorzystania w kogeneracji. Należy jednak podkreślić, iż analiza energetyczna wykazała, że

nawet najprostszy układ gazowo-parowy (jednociśnieniowy - schemat 1) uzyskuje znacznie

wyższą sprawność niż najnowsza jednostka w KSE – Bełchatów II 858 MW.


100

Odmiennym typem elektrociepłowni gazowo-parowej jest układ Chenga.

W instalacjach małych i średnich mocy jest on konkurencyjnym rozwiązaniem, o sprawności

niższej niż typowa elektrociepłownia gazowo-parowa, jednak znacznie tańszym

inwestycyjnie. Warto rozważać ich budowę w modernizowanych elektrociepłowniach.

W związku ze wspomnianymi problemami przestarzałego sektora energetycznego

i dużymi zasobami węgla, oprócz budowy nowych bloków, nieuniknione będą liczne

modernizacje. Inwestowanie w CCS jest bardzo wątpliwym przedsięwzięciem. Szansą

ograniczenia emisyjności starych bloków jest ich modernizacja do dwupaliwowych, poprzez

nadbudowę turbiną gazową. Wzrost efektywności takiego bloku, w zależności od rozwiązania

będzie różny. W każdym przypadku (nadbudowa równoległa, szeregowa, podgrzew

kondensatu i inne) ogólna emisja CO2 ze znacznym naddatkiem mieści się poniżej progu 750

kg/MWh. Analizowany wariant nadbudowy wykazał, iż nawet nadbudowa równoległa kotłem

odzyskowym o tylko jednym stopniu ciśnienia daje wyraźny przyrost sprawności. Układ

uzyskuje sprawność brutto wyższą o ok. 8 pkt. procentowych niż blok wyjściowy. Ponadto

takie rozwiązanie pozwala nadal spalać węgiel, jako główne paliwo, inwestując przy tym

nawet 4 razy mniej niż w budowę nowego bloku nadkrytycznego. Czas realizacji będzie

relatywnie krótki, a pozostało go niewiele, niecałe 8 lat. Nowe bloki na parametry

nadkrytyczne winny być budowane tylko w przypadku, gdy modernizacja do struktury

dwupaliwowej okaże się technicznie nieuzasadniona [4].

W przyszłości, rozwijające się technologie zgazowania węgla pracujące w integracji

z układem gazowo-parowym (IGCC – Integrated Gasification Combined Cycle), mogą stać

się alternatywą dla tradycyjnych technologii węglowych. Dodatkowo dają one możliwość

utylizacji paliw dodatkowych i odpadowych. Zapewniają one także stosunkowo łatwe

zintegrowanie z układem CCS oraz brak konieczności budowy instalacji odsiarczania

i odazotowania spalin, utrzymując przy tym bardzo niskie wskaźniki emisji. Sprawność

(brutto) analizowanego układu była również wyższa, niż porównywanych bloków

węglowych.

Bloki gazowo-parowe, czy to w konfiguracji Combined Cycle, czy w strukturze

dwupaliwowej winny być dynamicznie rozwijane. Należy również dodać ich duże znaczenie

dla KSE, jako źródła zdolnego do szybkich zmian obciążenia w kontekście zwiększania

udziału mocy ze źródeł odnawialnych oraz budowy elektrowni jądrowej, która znamionowo

pracuje z nieznacznie zmieniającą się mocą.


101

6. LITERATURA

6.1 Książki i artykuły 1 Badyda K., Miller A.: Energetyczne turbiny gazowe oraz układy z ich wykorzystaniem,

KAPRINT, Lublin 2011 2 Badyda K., Możliwości zagospodarowania gazu kopalnianego w Polsce dla celów

energetycznych, Energetyka, czerwiec 2008, s. 416-428 3 Bartnik R., Elektrownie i elektrociepłownie gazowo-parowe, WNT, Warszawa 2009 4 Bartnik R., Duczkowska-Kądziel A.: Jedno- i dwupaliwowe technologie gazowo-parowe jako

ważny potencjał modernizacyjny krajowej energetyki, Energetyka, listopad 2011, s. 665-673 5 Bełch K., Kotowicz J.: Analiza termodynamiczna i ekonomiczna elektrociepłowni Chenga,

Rynek Energii, styczeń 2006, s. 21-27 6 Chmielniak T., Ziębik A.: Obiegi cieplne nadkrytycznych bloków węglowych, monografia,

Gliwice 2010 7 Chmielniak T., Technologie energetyczne, WNT Warszawa 2008 8 Fałkowski A., Rozwój rynku gazu w Europie – czy gaz stanie się w pełni niezależny od ropy i

produktów ropopochodnych? Indeksacja cen gazu do ceny produktów ropopochodnych, 04.01.2012 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://www.cire.pl/pokaz-pdf-%252Fpliki%252F2%252FRozw_rynku_gaz_eu_ij.pdf; dostęp dnia 29.01.2012 r.

9 GAZ-SYSTEM S.A., Połączenia międzysystemowe. Analizowane projekty, 23.09.2010 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://gazownictwo.wnp.pl/system_przesylowy_w_polsce/polaczenia-miedzysystemowe,6686_2_0_0.html; dostęp dnia 29.01.2012 r.

10 GAZ-SYSTEM S.A., Wzrost możliwości importu gazu ziemnego do Polski o ponad 30 procent, 10.01.2012 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://gazownictwo.wnp.pl/wzrost-mozliwosci-importu-gazu-ziemnego-do-polski-o-ponad-30-procent,159705_1_0_0.html; dostęp dnia 29.01.2012 r.

11 Hannemann F., Kehlhofer R., Rukes B., Stirnimann F.: Combined-Cycle Gas & Steam Turbine Power Plants 3rd edition; PennWell Corporation, Tulsa, Oklahoma 2009

12 Iluk T., Kotowicz J.: Układy gazowo-parowe zintegrowane ze zgazowaniem, Rynek Energii, marzec 2008, s. 34-40

13 Instytut Kościuszki, Spadkowy trend cen gazu na świecie, 21.11.2011 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://www.rynek-gazu.cire.pl/pokaz-pdf-%252Fpliki%252F2%252Ftrendy_cen_gazu.pdf; dostęp dnia 29.01.2012 r.

14 Janusz P., Zasoby gazu ziemnego w Polsce jako czynnik poprawiający bezpieczeństwo energetyczne, na tle wybranych państw UE, 21.04.2011 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://gazownictwo.wnp.pl/zasoby-gazu-ziemnego-w-polsce-jako-czynnik-poprawiajacy-bezpieczenstwo-energetyczne-na-tle-wybranych-panstw-ue,7044_2_0_0.html; dostęp dnia 29.01.2012 r.

15 Jędral W., Efektywność energetyczna jako ważny zasób energetyczny – porównanie z wybranymi źródłami energii, Rynek Energii, kwiecień 2011, s. 90-95

16 Jonshagen K., Modern Thermal Power Plants. Aspects of Modelling and Evaluation, E-huset Tryckeri, Szwecja, Lund 2010

17 Kaczmarek A., Analiza uwarunkowań rozwoju elektrowni i elektrociepłowni gazowych i gazowo-parowych, Energetyka, maj 2010, s.353-356


102

18 Kalina J., Skorek J.: Gazowe układy kogeneracyjne, WNT Warszawa 2005 19 Kalina J., Skorek J.: Możliwości wykorzystania metanu z pokładów węgla w niemieckich i

polskich kopalniach, dostępne w Internecie pod adresem: http://www.itc.polsl.pl/kalina/publikacje/25.pdf; dostęp dnia 29.01.2012 r.

20 Kalina J., Skorek J.: Paliwa gazowe dla układów kogeneracyjnych; Seminarium cykliczne „Elektroenergetyka w procesie przemian” - Generacja rozproszona, Politechnika Śląska, s. 11-26

21 Kaliski M., Siemek J., Sikora A., Staśko D., Janusz P., Szurlej A.: Wykorzystanie gazu ziemnego do wytwarzania energii elektrycznej w Polsce i UE – szanse i bariery, Rynek Energii, kwiecień 2009, s. 2-7

22 Kamrat W., Elektrownie gazowe szansą poprawy bezpieczeństwa elektroenergetycznego Polski, Rynek Energii, kwiecień 2009, s. 14-19

23 Kaproń H., Różne segmenty rynku gazu w Polsce, Rynek Energii, kwiecień 2011, s. 3-8 24 Kotlicki T., Pawlik M.: Możliwości zastosowania układów kombinowanych gazowo-parowych

w energetyce, Gospodarka Paliwami i Energią, 2002, nr 5-6 25 Kotowicz J., Bartela Ł.: Wpływ wybranych kryteriów na charakterystyki elektrociepłowni

gazowo-parowych, Rynek Energii, maj 2007 26 Kotowicz J., Elektrownie gazowo-parowe, KAPRINT Lublin 2008 27 Kotowicz J., Nadbudowa bloków parowych o parametrach nadkrytycznych turbinami

gazowymi, Rynek Energii, kwiecień 2008, s. 45-49 28 Kotowski W., Marcjasz-Siemiątkowska I.: Wytwarzanie gazów palnych i syntezowych przez

utylizację odpadów w plazmie, Gospodarka Paliwami i Energią, 2003, nr 2, s. 18-22 29 Kowalkowska A., Wilk R. K., Wrótniak A.: Analiza techniczno-ekonomiczna układów

gazowo-parowych zintegrowanych ze zgazowaniem węgla, Gospodarka Paliwami i Energią 2004, nr 2, s. 7-11

30 Krzysiek J. – Shale Gas Operation QA/QC Consultant, Gaz łupkowy a środowisko, Czysta Energia, listopad 2011

31 Lewandowski J., Miller A.: Układy gazowo-parowe na paliwo stałe, WNT, Warszawa 1993 32 Łakoma A., Plany dużych inwestycji w nowe bloki w polskich elektrowniach, 13.09.2011 r.,

dostępne w Internecie pod adresem: http://www.ekonomia24.pl/artykul/716290.html; dostęp dnia 29.01.2012 r.

33 Macuda J., Marchel P. – WIERTNICTWO NAFTA GAZ: Oddziaływanie prac wiertniczych na środowisko przy pozyskiwaniu gazu łupkowego w Polsce, 09.01.2012 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://gazownictwo.wnp.pl/gaz_lupkowy/eksploatacja-gazu-lupkowego-moze-byc-nieoplacalna,7493_2_0_1.html; dostęp dnia 29.01.2012 r.

34 Malinowski D., Energetyka – nowy, wielki odbiorca gazu, 19.01.2011 r., dostępne w Internecie pod adresem: http://energetyka.wnp.pl/energetyka_gazowa/energetyka-nowy-wielki-odbiorca-gazu,7354_2_0_3.html; dostęp dnia 29.01.2012 r.

35 Matusiak B. E., Liberalizacja rynku gazu w krajach Unii i w Polsce, Rynek Energii, marzec 2011, s. 21-25

36 Miller A., Maszyny i Urządzenia energetyczne, WSiP, Warszawa 1994 37 Nagy S., Siemek J.: Podziemne magazyny gazu i ich rola w gospodarce gazowej, Rynek

Energii, kwiecień 2009, s. 8-13 38 Pawlik M., Strzelczyk F.: Elektrownie, WNT, Warszawa 2010 39 Pawlik M., Nowe moce wytwórcze w Polsce w świetle unijnych regulacji, Energetyka,

wrzesień 2010, s. 578-582


103

40 Pawlik M., Gaz – paliwo „pomostowe”, Energetyka Cieplna i Zawodowa, nr 7-8/2011 41 Rakowski J., Obecne możliwości technologiczne ograniczania emisji CO2 z elektrowni

węglowych, Energetyka, czerwiec 2008, 42 Rusinowski H., Pluta Ł., Milejski A.: Wykorzystanie energetyczne niskokalorycznych gazów

technologicznych, Rynek Energii, marzec 2010, s. 87-93 43 Rychlicki S., Siemek J.: Gaz łupkowy – zasoby i technologia, Rynek Energii, marzec 2011,

s. 3-8 44 Siemek J., Kaliski M., Rychlicki S., Janusz P., Sikora S., Szurlej A.: Wpływ shale gas na

rynek gazu ziemnego w Polsce, Rynek Energii, maj 2011, s. 118-123 45 Siemek J., Rychlicki S., Kaliski M., Szurlej A., Janusz P.: Rola sektora gazowego w

zapewnieniu bezpieczeństwa energetycznego Polski na tle wybranych państw Unii Europejskiej, Rynek Energii, marzec 2010, s. 8-13

46 Szkutnik J., Sobota R.: Zagadnienia bezpieczeństwa energetycznego w Polsce w perspektywie do 2030 roku, Rynek Energii, styczeń 2010, s. 57-61

47 Wasilewski A., Światowy kryzys ekonomiczny i gaz ziemny, Rynek Energii, marzec 2010,s. 3-7 48 Warzyc M., Ziębik A.: Wykorzystanie hutniczych gazów gazowych w przemysłowych

elektrociepłowniach gazowo-parowych, Gospodarka Paliwami i Energią, 2000, nr 8, s. 5-9 49 Wędzik A., Układy kombinowane produkcji energii elektrycznej. Część I. Zagadnienia

techniczne, Energetyka, maj 2006, s. 323-329 50 Ziębik A., Elektrociepłownie hutnicze – teraźniejszość i przyszłość, Energetyka, październik

2000, s. 457-464

6.2 Strony internetowe:

51 http://www.powerengineeringint.com/articles/print/volume-18/issue-3/features/ccgt-breaking-the-60-per-cent-efficiency-barrier.html

52 http://www.powermag.com/gas/Top-Plant-Irsching-4-Combined-Cycle-Power-Plant-Irsching-Bavaria-Germany_3972_p3.html

53 http://www.rwe.com/web/cms/de/16658/rwe-power-ag/standorte/kw-emsland/ 54 http://powerservices.lakho.com/2011/01/30/emsland-combined-cycle-power-plant-germany 55 http://site.ge-energy.com/prod_serv/products/tech_docs/en/downloads/ger3936a.pdf 56 http://www.energy.siemens.com/entry/energy/hq/en 57 http://www.pgnig.pl 58 http://www.gaz-system.pl/terminal-lng.html 59 http://lubczasopismo.salon24.pl/energia/post/308944,polski-dylemat-oplat-ze-emisje-co2-w-

chemii-i-energetyce 60 http://www.ure.gov.pl/wai/pdb/459/4073/2010.html 61 http://energetyka.wnp.pl/energoprojekt-katowice-zaprojektuje-nowy-blok-dla-

taurona,160885_1_0_0.html 62 http://energetyka.wnp.pl/rwe-wybuduje-elektrownie-gazowa-w-

czestochowie,160292_1_0_0.html 63 http://gazownictwo.wnp.pl/gaz_lupkowy/eksploatacja-gazu-lupkowego-moze-byc-

nieoplacalna,7493_2_0_1.html


104

7. STRESZCZENIE PRACY Program Unii Europejskiej, skrótowo określany mianem 3x20%, zakłada gwałtowne

zmiany dla energetyki do 2020 roku. O ile ograniczanie emisji NOx, SO2 i pyłów, pomimo

trudności, daje się obecnie realizować, to ograniczanie emisji CO2 jest większym problemem.

Szczególnie dotyczy to krajów uzależnionych od spalania węgla, w tym Polski. Dodatkowe

problemy stwarza stan krajowego sektora energetycznego. Większość bloków jest

przestarzała i pracuje znacznie dłużej niż planowany okres użytkowania, który wynosi

zazwyczaj 30 lat. Celem pracy była analiza struktur układów gazowo-parowych, jako

przyszłości dla krajowej energetyki, uwzględniając konieczność ograniczania wpływu na

środowisko naturalne i budowy nowych mocy wytwórczych.

W pracy omówiono zależności dotyczące pracy kluczowego elementu bloku gazowo-

parowego, jakim jest turbina gazowa. Zawarto również szczegółowe opisy struktur układów

gazowo-parowych i zależności wpływających na ich osiągi. Część obliczeniowa pracy

dotyczy analizy energetycznej wybranych struktur w programie IPSEpro. Opisano zasady,

założenia przyjęte do analizy obiegów. Pozwoliło to dokonać porównania i w połączeniu

z przestudiowaniem uwarunkowań ich rozwoju oraz polityki energetycznej kraju można było

podjąć się odpowiedzi na pytanie czy bloki tego typu są szansą dla poprawy sytuacji

krajowego sektora energetycznego. Jeśli tak, to jakiego typu?

Bloki gazowo-parowe, czy to w konfiguracji Combined Cycle, czy w strukturze

dwupaliwowej winny być dynamicznie rozwijane, ze względu na to, iż ich budowa pozwala

na osiągniecie głównych celów na najbliższe lata. Elektrownie tego typu są

najsprawniejszymi, buduje się niezwykle szybko, koszty inwestycyjne są umiarkowane,

a emisyjność bardzo niska. Mają one także duże znaczenie dla KSE, jako źródła zdolnego do

szybkich zmian obciążenia w kontekście zwiększania udziału mocy ze źródeł odnawialnych

oraz budowy elektrowni jądrowej, która znamionowo pracuje z nieznacznie zmieniającą się

mocą.

Liczne plany budowy bloków gazowo-parowych pokazują, że zainteresowanie

wyraźnie wzrasta. Analiza uwarunkowań rozwoju elektrowni opalanych gazem wykazała

stopniowy zanik problemu z dostępnością surowca i jego ceną w najbliższej przyszłości.

Ponadto potencjalne wydobycie gazy łupkowego może być dodatkowym motorem

napędowym do inwestowania.


105

8. SUMMARY Programme of the European Union, briefly described as 3x20%, assumed rapid change

for power industry by 2020. While reducing emissions of NOx, SO2 and dust, despite the

difficulties, is now being implemented, the reduction of CO2 emissions is a major problem.

This is particularly true of countries dependent on coal combustion, including Poland.

Additional problems creates a state of national energy sector. Most of the units is obsolete and

is working much longer than the planned duration of use, which is typically 30 years. Aim of

this study was analyze the structures of combined cycle gas turbine, as the future for national

power, taking into account the need to reduce the impact on the environment and building

new generation capacity.

The study discusses the work depending on a key element of combined cycle gas

turbine, which is the gas turbine. Also includes detailed descriptions of the structures of

combined cycle gas turbine and relationships that affect their performance. Part of calculation

work concerns the comparative analysis of selected structures in the IPSEpro. Described the

principles, assumptions used for the analysis of cycles. This allowed to compare them and in

combination with the determinants of their development and the country's energy policy could

be taken to answer the question of whether the units of this type are a chance for improving

the situation of domestic energy sector. If so, what type?

Combined cycle gas turbine plants, whether in the Combined Cycle configuration with

only natural gas combustion, or the structure of dual-fuel, should be developed rapidly, due to

the fact that their design allows achieving the main objectives for the coming years. Power

plants of this type are the most efficient, built up extremely quickly, capital costs are

moderate and very low emissivity. They also have great importance for the National Power

System, as a source able to rapid load changes within the context of increasing the

participation of power generate from renewable sources and nuclear power plant construction,

which works with marginally varying power.

These numerous plans to build a Combined cycle gas turbine plants show clearly that

the interest increases. Analysis of the determinants of the development of gas-fired power

plant showed a gradual disappearance of the problem with the availability of fuel and its price

in the near future. Moreover, the potential of shale gas production may be an additional

driving force for investment.


106

Łódź, dnia 31.01.2012

Tomasz Kleszcz Nr albumu: 152315 Energetyka Studia stacjonarna inżynierskie

OŚWIADCZENIE

Świadomy odpowiedzialności karnej za składanie fałszywych zeznań oświadczam, że przedkładana praca inżynierska na temat:

ANALIZA PORÓWNAWCZA OBIEGÓW CIEPLNYCH ELEKTROWNI GAZOWO-PAROWYCH

została napisana przeze mnie samodzielnie. Jednocześnie oświadczam, że ww. praca: - nie narusza praw autorskich w rozumieniu ustawy z dnia 4 lutego 1994 roku

o prawie autorskim i prawach pokrewnych (Dz. U. Z 2000 r. nr 80, poz. 904 z późniejszymi zmianami) oraz dóbr osobistych chronionych prawem cywilnym, a także nie zawiera danych i informacji, które uzyskałem w sposób niedozwolony,

- nie była wcześniej podstawą żadnej innej urzędowej procedury związanej z nadawaniem dyplomów wyższej uczelni lub tytułów zawodowych.

………………………………. (podpis studenta)

ANALIZA PORÓWNAWCZA OBIEGÓW CIEPLNYCH ELEKTROWNI … · 2012-05-25 · politechnika ŁÓdzka....

Documents

Transcript of ANALIZA PORÓWNAWCZA OBIEGÓW CIEPLNYCH ELEKTROWNI … · 2012-05-25 · politechnika ŁÓdzka....