1. GÁZ ÉS GÁZ/GŐZ MUNKAKÖZEGŰ ERŐMŰVEK A gőzerőművi energiafejlesztés mellett napjainkban egyre nagyobb teret hódítanak a gázturbinás egységek. Legelterjedtebbek a csúcsüzemű nyitott gázturbinás blokkok, de ma már ismertek zárt ciklusú egységek is. Kimagaslóan jó hatásfokuk miatt egyre fontosabb szerephez jutnak a kombinált gáz/gőz körfolyamatú erőművek, melyeket alapüzemre terveznek.
1.1. A JOULE–BRAYTON-körfolyamat A JOULE–BRAYTON-körfolyamat – ellentétben a termikusan legjobb hatásfokú CARNOT- körfolyamattal – a technikai gyakorlatban megvalósítható körfolyamat-típus, a gázturbinás egységek működésének elvi alapja. Két izobár és két adiabata határolja, melyeken az óramutató járásával azonos irányban körbejárva záródik a folyamat. Szélsőséges esetben elvileg a JOULE– BRAYTON-körfolyamattal elérhető a CARNOT-körfolyamat által reprezentált maximális hatásfok. Mivel azonban itt a hőközlés állandó nyomáson történik, ez csak úgy lehetséges, ha tulajdonképpen nem közlünk hőt a munkaközeggel. Ekkor nincs entrópiaváltozás, munkát nem nyerünk. 1.1.1. EGYTENGELYES NYÍLT CIKLUSÚ GÁZTURBINÁS BLOKKOK 1.1.1.1. A reverzibilis JOULE–BRAYTON körfolyamat Ideális, veszteségmentes esetben (lásd a 1–1. ábra szerinti felépítési vázlatokat, a 1–2. ábra szerinti vonalas kapcsolási vázlatokat, valamint a 1– 3. ábra szerinti T–s-diagrambeli képeket) a kompresszor p1 nyomású, T1 hőmérsékletű környezeti levegőt szív, amit p3 nyomásra komprimál. Ekkor a munkaközeg hőmérséklete T2-re emelkedik. A p3 nyomású levegőben égetjük el a lehetőleg minél tisztább, hamumentes tüzelőanyagot (gáz, ritkábban olaj), majd az égésterméket a gázturbinába vezetjük. A turbina kilépő csonkjától eltávozó gázt a környezetbe engedjük, a körfolyamatot a környezet zárja (nyitott ciklus). A kilépő füstgáz magas (esetenként T2-nél jóval magasabb) hőmérsékletű, így egy regeneratív hőcserélő beépítésével az égési levegőt előmelegíthetjük, ami jelentős tüzelőanyag-megtakarítást eredményező, ám a gyakorlatban viszonylag ritkán alkalmazott módszer. Az első megoldás hatásfoka ηGT =
PGT Q be − Q el = = Q be Q be
mfg ⋅ cp ,fg ⋅ ( T4 − T1 ) Q T − T1 = 1 − el = 1 − = 1− 4 mfg ⋅ cp ,fg ⋅ ( T3 − T2 ) T3 − T2 Q be
. (1.1)
Természetesen a gáz tömegáramát és fajhőjét végig állandónak feltételeztük. A közelítés két fő elhanyagolást jelent: egyrészt a változó gázösszetétel és hőmérséklet miatt a fajhő sem tekinthető állandónak, másrészt a füstgáz tömegárama nem azonos a beszívott égési levegő tömegáramával, annál a bevitt tüzelőanyag mennyiségével több. A számításokban az utóbbi közelítés jelenti a kisebb elhanyagolást, mivel a tüzelőanyag mennyisége az égési levegő mennyiségének legfeljebb 2 %-a. A második, regeneratív hőcserélőt is tartalmazó megoldás hatásfoka
ηGT =
PGT Q be − Q el T − T1 = =1− 6 T3 − T5 Q be Q be
(1.2)
nyilván magasabb a hőcserélő nélküli kivitelhez képest. A turbinából kilépő atmoszférikus nyomású gáz rossz hőátadási tényezője miatt azonban a regeneratív hőcserélőt általában mégsem építik be. A 1–3. ábrát megvizsgálva megállapíthatjuk, hogy regeneratív hőcserélőt csak viszonylag kis nyomásviszony és nagy füstgázhőmérséklet alkalmazása esetén lehetne beépíteni.
a., levegő belépés
tüzelőanyag bevezetés
1
füstgáz kilépés
égőkamra (É)
4
3
2
kompersszor (K) turbina (T) b., lehűtött füstgáz regenerátor (R)
6 forró füstgáz 4
levegő belépés
tüz. a 5 1
előmelegített komprimált levegő
komprimált levegő 3 égőkamra (É)
kompresszor (K) turbina (T) 1–1. ábra. Egytengelyes nyílt ciklusú gázturbinás blokk (a) és regeneratív hőcserélővel kiegészített gázturbina (b) felépítése
b.,
a.,
R
É
K
T
K
É
T
1–2. ábra. Egytengelyes nyílt ciklusú gázturbinás blokk (a) és regeneratív hőcserélővel kiegészített gázturbina (b) vonalas kapcsolási vázlata
1600
a., 3
1400 Hőmérséklet, K
p2=p3= 24 bar
p1=p4= 1 bar
1200 qbe
1000 800 2 600
4
400
0
0
500
1600 Hőmérséklet, K
qel
1
200
1000
b.,
p2=p3= 8 bar
4
1400
1500 2000 Fajlagos entrópia, s, J/(kgK) p1=p4= 1 bar
qbe
1200 1000 regeneráció
3
800
5
600 2
6
400 1
200 0
qel
0
500
1000 1500 2000 Fajlagos entrópia, s, J/(kgK)
1–3. ábra. Egytengelyes nyílt ciklusú gázturbinás blokk (a) és regeneratív hőcserélővel kiegészített gázturbina (b) reverzibilis körfolyamatának T–s diagramja
Amennyiben a kompressziót és az expanziót izentropikusnak tekintjük, felírhatjuk, hogy T2 ⎛ p2 ⎞ = T1 ⎜⎝ p1 ⎟⎠
κ −1 κ
T p = 3 = ⎛⎜ 3 ⎞⎟ T4 ⎝ p 4 ⎠
κ −1 κ
. (1.3)
A kompresszor fajlagos munkája w K = h2 − h1 = cp ( T2 − T1 ) ,
ill. a turbina fajlagos munkája
(1.4)
w T = h3 − h4 = cp ( T3 − T4 ) .
(1.5)
Bevezetve az rp =
p2 p3 = p1 p 4
(1.6)
ún. nyomásviszonyt a körfolyamat termikus hatásfoka ηTh,B =
w T − w K q be − qel 1 = = 1 − ( κ −1 ) / κ q be q be rp
(1.7)
alakban írható fel. A 1–4. ábrán láthatjuk a reverzibilis körfolyamat termikus hatásfokát és a fajlagos nettó (hasznosan kinyerhető) munkáját a nyomásviszony függvényében. Mint látható, a nyomásviszony növelésével a termikus hatásfok minden határon túl növelhető lenne, azonban a növelésnek határt szabnak a szerkezeti anyagok teherbíró tulajdonságai, másrészt pedig a fajlagosan kinyerhető munkának a nyomásviszony függvényében maximuma van. Ez a maximum a környezeti feltételektől, nevezetesen a beszívott levegő és az égőtérből kilépő füstgáz hőmérsékletétől függ. Az optimális nyomásviszony az κ
rp ,opt
T 2( κ −1 ) (1.8) = ⎛⎜ 3 ⎞⎟ ⎝ T1 ⎠
egyenletből határozható meg. 0,7
450 w net 400 kJ/kg 350
η
Th,B
0,6 w
net
0,5 300
η
Th,B
0,4
250
0,3
200 150
0,2 100 0,1
50 rp, opt
0 0
5
10
15
20
25
30
rp
0 35
1–4. ábra. A JOULE–BRAYTON-körfolyamat termikus hatásfoka és fajlagos nettó munkája a nyomásviszony függvényében
A 1–4. ábrán megadott hatásfok és fajlagos munka a következő paraméterek mellett került kiszámításra: a környezeti hőmérséklet
T1 = 300 K, a munkaközeg hőmérséklete a hőközlés befejeztével T3 = 1400 K.
Ezekkel az értékekkel az optimális nyomásviszony rp ,opt = 14,82.
1.1.1.2. Valóságos körfolyamatok
Az expanziós és kompressziós gépek üzemeltetetésekor a tapasztalat szerint a berendezésekből távozó közegek hőmérséklete magasabb, mint az adiabatikus, reverzibilis állapotváltozás alapján meghatározott érték. A magasabb hőmérséklet egyben azt is jelenti, hogy a kilépő közeg entalpiája is nagyobb, amiből következik, hogy az adiabatikus, reverzibilis állapotváltozásnál kisebb munkát szolgáltat a gép, vagy kompresszor esetében az adott nyomásviszony létrehozásához több munkát kell végezni az adott berendezésben. A valóságos gépeknek a reverzibilistől való „rosszabb”, azaz valós, működését a bels hatásfokkal jellemezzük. Az egyfokozatú expanzió belső hatásfokát a következők szerint értelmezzük: Az (1) állapotból induló expanzió amennyiben a (2*) állapotban fejeződik be a (2) állapot helyett, akkor a fokozat belső hatásfoka:
ηT =
h1 − h2* . h1 − h2
(1.9)
Amennyiben a munkaközeg tökéletes gáz (tökéletes gáznak az állandó fajhőjű ideális gázt tekintjük), akkor a hatásfok hőmérsékletekkel is felírható az
ηT =
T1 − T2* . T1 − T2
(1.10)
egyenletnek megfelelően. Az egyfokozatú kompresszió fokozat belső hatásfokát a következők szerint értelmezzük: Az (1) állapotból induló kompresszió amennyiben a (2*) állapotban fejeződik be a (2) állapot helyett, akkor a fokozat belső hatásfoka:
ηK =
h2 − h1 T − T1 = 2 . (1.11) h2* − h1 T2* − T1
p1
T
p1
T
p2
p2
1
2*
2
2* 2
1 s
s 1–5. ábra. Egyfokozatú expanzió és kompresszió
A belső hatásfok következtében fellépő entrópia növekedést a (2*) állapot és az (2) állapot között számíthatjuk, vagy a megfelelő T–s vagy h–s diagramból leolvashatjuk. Ideális gáz esetében a hőmérsékletek alapján az ismert módon számíthatjuk:
T Δs = cp ln ⎛⎜ 2* ⎝ T2
⎞ . (1.12) ⎟ ⎠
A valóságos esetekben a körfolyamat az alábbiak szerint (kedvezőtlenül) módosul az ideálishoz képest (1–6. ábra): –
a kompresszió a szívó- és szűrőrendszer ellenállása környezetinél alacsonyabb nyomásról indul (p1
miatt
a
–
az égőtér ellenállása miatt a kompressziót annyival kell tovább végezni, hogy a turbina előtti nyomás p3 maradjon (p2>p3),
–
a gázelvezető rendszer ellenállása miatt a turbinát elhagyó füstgáz nyomása a környezetinél magasabb lesz (p4>p0),
–
sem a kompresszor, sem a turbina nem képes izentropikus állapotváltozást létrehozni, azaz belső hatásfokuk ( ηK és ηT ) nem 100 %, ez entrópiaáram-növekedést (minőségi veszteséget) okoz.
Ezeken kívül az ismert mennyiségi (mechanikai és termikus) veszteségek is terhelik a gépcsoportot: kompresszor, turbina mechanikai hatásfoka, generátor, transzformátor és égőkamra ( ηmK , ηmT , ηGen , ηTr ηmÉ ).
. Q be
T nyomáscsökkenés a hőközlés során
p
p = áll. 3
3
a turbina belső irrevezibilitásai
2
p
2* 4*
2
a kompresszor belső irrevezibilitásai
4
p = áll. 5* 0
4 1
1*
p
nyomásellenállás a kilépésnél
1
. S
nyomásellenállás a levegő beszívás során 1–6. ábra. Egytengelyes nyílt ciklusú gázturbinás valóságos körfolyamata
K
T
PK
(1- η mT η gen η Tr ) P T, net
P K* *
⎛ 1 ⎞ ⎜⎜ - 1 PK ⎝η K ⎠
PT
PT
(1 − η T )P T
. Q be
P T, net
P GT . Q el
É
(1 − η mÉ)Q. be
1–7. ábra. Nyílt ciklusú gázturbinás körfolyamat energiafolyam-diagramja
Bevezetve a berendezések nyomásviszonyait: rp(T) =
p3 p4
turbina,
rp(K) =
p1 p2
kompresszor,
rp(H) =
p2 p3
égőtér (hőbevezetés),
rp(L) =
p0 p1
levegő beszívás,
rp(G) =
p4 p0
gázelvezetés,
melyekkel felírható, hogy: rp(K) =
p2 p0 p2 p4 p3 = ⋅ ⋅ ⋅ = rp(L) ⋅ rp(H) ⋅ rp(G) ⋅ rp(T) > rp(T) p1 p1 p3 p0 p4
(1.13)
A következőkben nyomásviszony alatt a kompresszor nyomásviszonyát, mint a körfolyamatban előforduló legnagyobb nyomásviszony fogjuk érteni, azaz rp = rp(K) . A körfolyamat termikus hatásfokát – csak a kompresszor és a turbina irreverzibilitásainak figyelembevételével – az alábbiak szerint írhatjuk fel: η =1−
qel T − T1 = 1 − 4* . q be T3 − T2*
(1.14)
A hatásfokot felírhatjuk a fajlagos hasznos (nettó) munkával is: η=
w T − w K ( T3 − T4* ) − ( T2* − T1 ) = , q be T3 − T2*
formában, melyet átrendezve az η=
T3 − T4* − T2* + T1 ( T3 − T2* ) − ( T4* − T1 ) T − T1 = = 1 − 4* T3 − T2* T3 − T2* T3 − T2*
egyenlethez jutunk. A kompresszorból kilépő levegő hőmérsékletét a T2*
⎡ (K) κ −1 ⎤ κ −1 ⎢ rp ⎥ = T1 ⎢ + 1⎥ , ηK ⎢ ⎥ ⎣ ⎦
(
)
(1.15)
míg a turbinából kilépő füstgáz hőmérsékletét a T4*
⎡ ⎛ ⎜ ⎢ 1 = T3 ⎢ 1 − ηT ⎜ 1 − κ −1 (T) κ ⎜ ⎢ r p ⎣ ⎝
(
)
⎞⎤ ⎟⎥ ⎟⎥ ⎟⎥ ⎠⎦
(1.16)
összefüggéssel határozhatjuk meg. Ezeket a körfolyamat hatásfokára vonatkozó egyenletbe írva kapjuk, hogy
⎡ ⎛ ⎞⎤ ⎜ ⎟⎥ ⎢ 1 T3 ⎢ 1 − ηT ⎜ 1 − − T1 κ −1 ⎟ ⎥ ⎜ ⎢ rp(T) κ ⎠⎟ ⎦⎥ ⎣ ⎝ η =1− . ⎡ (K) κ −1 ⎤ κ −1 ⎢ rp ⎥ T3 − T1 ⎢ + 1⎥ ηK ⎢ ⎥ ⎣ ⎦
(
(
Ezt
az
összefüggést
)
)
szemlélteti
a
(1.17)
melyet
1–9. ábra,
rp(K) = rp(T)
feltételezéssel és a mennyiségi veszteségeket elhanyagolásával készítettünk. A valóságos körfolyamat paramétereinek megválasztását a következő szempontok szerint végzik: –
a T3 hőmérsékletnek felső határt szabnak az alkalmazott szerkezeti anyagok, a gőzkörfolyamatokkal ellentétben itt a munkaközeg hőfoka a magasabb,
–
maximált T3 mellett a nyomásviszonynak optimuma van (1–9. ábra).
T T3
η kicsi η jó η közel nulla η negatív ! s 1–8. ábra. Valóságos gázturbinás körfolyamat paramétereinek megválasztása
körfolyamat hatásfok, η
0,5
1500 K 1200 K
0,25
1000 K 900 K 950 K
0 1
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
22
nyomásviszony, rp
-0,25
850 K
-0,5
800 K kompresszor hatásfok: 0,84; turnina hatásfok: 0,90; környezeti hőmérséklet: 15 °C
-0,75 -1
1–9. ábra. Valóságos gázturbinás körfolyamat hatásfokának függése a nyomásviszonytól. A görbék paramétere a füstgázhőmérséklet (T3)
A fejlesztési tendencia egyértelműen a T3 hőmérséklet növelésére irányul, a nyomásviszony optimuma abból adódik. A különleges keramikus bevonatok, valamint a lapáthűtés tökéletesítése folytán ma már 1600 K fölé is eljutottak. 1.1.1.3. Többfokozatú expanzió és kompresszió
A belső hatásfok következtében a nyomásviszony növelésekor az adott fokozat munka vesztesége (h2*–h2) egyre növekedik. Több, kisebb nyomásviszonyú expanziós (turbina) fokozat alkalmazásakor (sorba kapcsolásával) a berendezés össz- vagy eredő hatásfoka nagyobb lesz, mint az egyes fokozatok belső hatásfoka. Tekintsük a 1–10. ábra T–s diagramján ábrázolt többfokozatú expanziót. A sorbakapcsolt fokozatok eredő hatásfoka, hasonlóan az egyetlen fokozat hatásfokához expanzió (turbina) esetében a következő: ηTΣ =
h1 − h(n +1)* . (1.18) h1 − hz
Ahhoz, hogy meghatározhassuk ηTΣ értékét a (z) és az (n+1)* állapotokhoz tartozó entalpiák ismerete szükséges. A (z) állapot entalpia értékének meghatározása nyilvánvaló, hiszen az (1) állapotból induló adiabatikus, reverzibilis expanzió végállapota. Az (n+1)* állapot, a sorozatos irreverzibilis expanziók eredményeként adódik ki. Az (1) állapotból indulva a fokozat belső hatásfoka ηTfok alapján a (2*) állapotban az entalpia a következő:
(
)
h2* = h1 − ηTfok ⋅ ( h1 − h2 ) = h1 ⋅ ⎡⎢ 1 − ηTfok ⎣
h ⋅ ⎛⎜ 1 − 2 ⎞⎟ ⎤⎥ . h1 ⎠ ⎦ ⎝
(1.19)
T
p1 p2 p3
pn
p4
1
2* 3*
2
3 (n+1)*
z
n+1
s 1–10. ábra. Többfokozatú expanzió
A második fokozat induló állapota a (2*)-gal jelölt, így a (3*) állapotban az entalpia: h h3* = h2* − ηTfok ⋅ ( h2* − h3 ) = h2* ⋅ ⎡⎢ 1 − ηTfok ⋅ ⎛⎜ 1 − 3 h2* ⎣ ⎝
⎞⎤ . ⎟⎥ ⎠⎦
(1.20)
Az n-edik fokozatból kilépő közeg entalpiája az (n+1)* állapotban:
⎡ h(n +1)* = hn * − ηTfok ⋅ ( hn * − h(n +1) ) = hn * ⋅ ⎢ 1 − ηTfok ⎣ (1.21)
h ⎛ ⋅ ⎜ 1 − (n +1) hn * ⎝
⎞⎤ ⎟⎥ . ⎠⎦
Az egyes fokozatokban a reverzibilis állapotváltozáshoz tartozó entalpiaváltozások rendre kiszámíthatók az adott közegre vonatkozó állapotegyenlet segítségével, és végül a kapott értékeket az eredő hatásfokra vonatkozó összefüggésbe helyettesítve megkapjuk annak értékét. Az egyes fokozatok nyomásviszonyai legyenek azonosak, így ha n db fokozatot kapcsolunk sorba, az egyes fokozatok nyomásviszonyára adódik, p hogy rp = n 1 , továbbá állandó fajhőjű, ideális gáz közeg esetében az pn +1 egyes fokozatokban hőmérsékletekkel, ez felírhatók, azaz:
bekövetkező entalpiaváltozások hányadosa a utóbbi hányadosok pedig a nyomásviszonnyal
h h2 h3 T T = = … = (n +1) = 2 = 3 = h1 h2* hn * T1 T2* . (1.22) T(n +1) p2 p(n +1) p3 (1− κ ) κ = = =…= = rp …= Tn * p1 p2* pn * Az egyes fokozatokból kilépő állapotok ezzel
(
)
h2* = cp ⋅ T2* = cp ⋅ T1 ⋅ ⎡⎣ 1 − ηTfok ⋅ 1 − rp(1− κ) κ ⎤⎦
.
(1.23)
(
)
h3* = cp ⋅ T3* = cp ⋅ T2* ⋅ ⎡⎣ 1 − ηTfok ⋅ 1 − rp(1− κ) κ ⎤⎦ = = cp ⋅ T1 ⋅ ⎡⎣ 1 −
ηTfok
⋅
(
1 − rp(1− κ) κ
) ⎤⎦
2
(
. (1.24)
)
h(n +1)* = cp ⋅ T(n +1)* = cp ⋅ Tn * ⋅ ⎡⎣ 1 − ηTfok ⋅ 1 − rp(1− κ) κ ⎤⎦ =
(
)
n
= cp ⋅ T1 ⋅ ⎡⎣ 1 − ηTfok ⋅ 1 − rp(1− κ) κ ⎤⎦
(1.25)
A (z) állapot entalpiája a p1 és a pn+1 nyomások közötti adiabatikus expanzió alapján
p hz = cp ⋅ Tz = cp ⋅ T1 ⋅ ⎛⎜ n +1 ⎞⎟ ⎝ p1 ⎠
( κ −1) κ
⎡ ⎛ 1 ⎞n ⎤ = cp ⋅ T1 ⋅ ⎢ ⎜ ⎟ ⎥ ⎢⎣ ⎝ rp ⎠ ⎥⎦
(1− κ ) κ
.
(1.26)
Az eredő hatásfokot meghatározó összefüggésbe helyettesítve a fentieket, kapjuk
(
)
n
1 − ⎡⎣ 1 − ηTfok ⋅ 1 − rp(1− κ) κ ⎤⎦ Σ ηT = . n ⎤(1− κ ) κ ⎡ 1 − ( rp ) ⎣ ⎦
(1.27)
A fenti hányadosra érvényes, hogy n ≥ 2 esetében ηTΣ > ηTfok , n = 1 esetén p ηTΣ = ηTfok és az n→∞ esetében az rpΣ = 1 eredő nyomásviszonytól függő pn +1 végeredmény a következő: Σ, ∞
ηT
⎡ = ⎢ 1 − rpΣ ⎢ ⎣
( )
ηTfok fok − ηT κ
⎤ 1 ⎥ ⎥ ⎦ 1 − rpΣ
1− κ κ
( )
. (1.28)
Több fokozatú kompresszor esetében az előzővel megegyező gondolatmenetet követve az eredő hatásfok meghatározásának részletit az olvasóra bízzuk, csak az ideális gáz esetére érvényes kiindulási és végeredmény összefüggéseket foglaljuk össze. Egy kompresszor fokozat esetében a végentalpia a következőképpen számítható a hatásfok és a nyomásviszony ismeretében:
h2* = h1 +
⎡ ⎤ h2 − h1 1 = cp ⋅ T1 ⋅ ⎢ 1 + fok rp(κ −1) κ − 1 ⎥ . (1.29) fok ηK ηK ⎣ ⎦
(
)
Az n-edik fokozatból kilépő közegre a végentalpia:
h(n +1)′ = hn ′ +
h(n +1) − hn ′ = η
1 ⎡ ⎤ = cp ⋅ Tn ′ ⋅ ⎢ 1 + rp(κ −1) κ − 1 ⎥ = η ⎣ ⎦
(
)
(1.30)
n
1 ⎡ ⎤ = cp ⋅ T1 ⋅ ⎢ 1 + rp(κ −1) κ − 1 ⎥ η ⎣ ⎦
(
)
Az eredő hatásfok kompresszor esetében: Σ ηK =
hz − h1 h(n +1)* − h1
(1.31)
Az ideális gáz munkaközeg esetén a végeredmény pedig: Σ ηK =
⎡ ( rp )n ⎤ ⎣ ⎦
( κ −1) κ
−1
(1.32)
n
⎡ ⎤ 1 ( κ −1) κ −1 ⎥ −1 ⎢ 1 + fok ⋅ rp ηK ⎣ ⎦
(
)
A kompresszor eredő hatásfokára is érvényes, hogy n ≥ 2 esetében p Σ Σ ηK < ηKfok és n = 1 esetén ηK = ηKfok , az n→∞ esetében az rpΣ = n +1 eredő p1 nyomásviszonytól függő végeredmény a következő: ⎛ Σ,∞ = ⎜ rpΣ ηK ⎜ ⎝
( )
κ −1 κ
⎞ − 1⎟ ⋅ ⎟ ⎠ rΣ p
( )
1
κ −1 fok ηK κ
.
(1.33)
−1
A (1.32) összefüggés tanúsága szerint a többfokozatú turbina eredő hatásfoka nagyobb, mint a fokozati hatásfok. Ennek az a magyarázata, hogy egy fokozatban a belső súrlódás miatt hővé alakuló munka egy része a következő fokozatban még visszaalakítható munkává. Ezt a jelenséget nevezik hővisszanyerésnek. A turbinák fokozatszámának kialakításakor a következő elveket veszik figyelembe: általában beérik kevesebb, nagy nyomásviszonyú, nem túl nagy hatásfokú fokozattal, mivel ebben az esetben kevesebb lapát lesz kitéve magas hőmérsékletnek. A magas hőmérséklet egyrészt élettartam csökkenést eredményez, így az újralapátozás miatt a karbantartási költségeket növeli, másrészt a lapát felületén káros változásokat idéz elő, melyek mindenképpen hatásfok csökkenéshez fognak vezetni. A turbinafokozatok száma általában 3 vagy 4. Kompresszorban a hővé alakuló veszteségek csak további veszteségek előidézői lesznek (magasabb hőmérsékletről indul a fokozatban a kompresszió), így az eredő hatásfok szükségképpen kisebb, mint az egyes fokozat hatásfoka. Ennek ellenére többfokozatú kompresszorokat alkalmaznak, mert csak kis nyomásviszonyú fokozatot tudnak jó hatásfokkal
(∼0,95) megépíteni, így, egy adott nyomásviszony megvalósításánál több, nagyobb hatásfokú fokozat alkalmazása jobb eredő hatásfokot eredményez, mint a kevesebb, rosszabb hatásfokú fokozat használata. A kompresszorok általában 12..18, ritkán 20 fokozattal készülnek. Az eredő hatásfok, a fokozati hatásfok és fokozatszám kapcsolatát szemlélteti, mind turbina, mind pedig kompresszor esetére a 1–11. ábra.
1
1
2
4 6 fokozatok száma
8
10
0,95 0,90 ηΣ
0,85 0,80 0,75 kompresszor turbina
1–11. ábra. Kompresszor és turbina eredő hatásfoka a fokozati hatásfok és a fokozatszám függvényében
1.1.2. KÉTTENGELYES NYÍLT CIKLUSÚ GÁZTURBINÁS BLOKK
A kisnyomású kompresszor p0 nyomásról pk nyomásra szállítja a levegőt, amit vízzel visszahűtjük, majd a nagynyomású kompresszor p1 nyomásra sűríti. Ebben a levegőben tüzeljük el a tüzelőanyag egy részét, majd a gáz a nagynyomású gázturbinában pg nyomásig expandál. Ekkor e kisnyomású füstgázban elégetjük a tüzelőanyag másik részét. A megnövekedett gázáram a kisnyomású gázturbinán expandál és p0 nyomáson jut a környezetbe. A berendezés elvi kapcsolását és körfolyamatát T–s diagramban a 1–12. ábra szemlélteti.
É1
É2
6(6*)
4(4*)
7
5 K2
G T1
K1
3
T2
2(2*)
1
8(8*)
visszahűtés
1500
Hőmérséklet, T, K
1250 5
1000
7
6*
750
8*
4*
500
2* 250
3
1
0 0
1000
2000 3000 Fajlagos entrópia, s, J/(kgK)
1–12. ábra. Kéttengelyes nyílt ciklusú gázturbina kapcsolása és körfolyamata
Mivel a nagynyomású kompresszor és turbina van közös tengelyen és teljesítményük azonos, ezekhez villamos gép nem kapcsolódik. Hálózatra adható villamos teljesítményt a kisnyomású gépekhez kapcsolt generátorból kapunk. A kéttengelyes megoldás egyik előnye a hatásfok némi javulása, hiszen a hőközlést és hőelvezetést az izotermikushoz közelítettük. A másik előny, hogy a legmagasabb hőmérséklet növelése nélkül teljesítmény-növekedést értünk el, hiszen kétfokozatú kompresszióval a kezdőnyomás növelése fajtérfogat-csökkenést, illetve ezáltal térfogatáram-csökkenést okoz. A gépcsoport hatásfoka kifejezhető a jelölt hőmérsékletekkel, ha a mennyiségi veszteségeket elhanyagoljuk, és az m ⋅ c = áll . feltételezéssel élünk:
ηGT,i =
( T1* =
− T2* ) + ( T1 − T2 ) − ( T4 − T3 ) − ( T4* − T3* ( T1* − T4* ) + ( T1 − T2* )
( T1 − T2 ) − ( T4 − T3 )
( T1*
− T4* ) + ( T1 − T2*
) ,
(1.34)
)
hiszen a kisnyomású gépek tengelyének egyensúlyából nyilvánvaló, hogy
( T1*
− T2* ) = ( T4* − T3* ) .
E konstrukció hátránya a bonyolultabb felépítésén indíthatósága, így csúcserőművi szerepre kevésbé alkalmas.
túl
a
lassabb
1.1.3. ZÁRT CIKLUSÚ GÁZTURBINÁS KÖRFOLYAMAT
A gázturbinás körfolyamat bezárása magas hőmérsékletű gázhűtésű atomreaktorhoz kapcsolással képzelhető el, ahol a reaktor hűtőközege (hélium) egyben a gázturbina munkaközege is. Így az atomerőmű felépítése jelentősen egyszerűsödik. A regeneratív hőcserélő alkalmazását a jó hőátadási tényező itt mindenképpen indokolja, a hulladékhő-felhasználáson túl jelentős hőkiadás is végezhető. °C/bar 1 500/64
T
850/60 PGT
200/65
30/24 25
4*
4 260/25
2
2*
550/26 3
180
S& 1–13. ábra. Zárt ciklusú gázturbinás atomerőmű kapcsolása és körfolyamata
A 1–13. ábrán látható tervek szerint a gázturbinás atomerőmű 3000 MW hőteljesítményével 1240 MW villamos teljesítményt nyerünk, ami 41,4 % nettó hatásfokot jelent. A kapcsolásból következik, hogy az ilyen együttműködés csak alaperőművi kihasználás esetén jöhet szóba. Az erőmű hatásfoka a bevett egyszerűsítésekkel: ηGT,i =
( T1 − T2 ) − ( T4 − T3 ) T1 − T4*
.
(1.35)
1.1.4. GÁZTURBINA ÉS KOMPRESSZOR EGYÜTTMŰKÖDÉSE, SZABÁLYOZÁS
A gázturbina és a kompresszor együttműködésének vizsgálatához induljunk ki a berendezések jelleggörbéjéből, melyeket a 1–14. ábra mutat. T1
δT
lapátállítás
δK
1
n′ < n mg
n = áll. V3
1–14. ábra. Gázturbina és kompresszor jelleggörbéje
A gázturbina gáznyelését az alábbi összefüggéssel adják meg: mg = const ⋅
p1 ⋅ f ( δ ) . (1.36) T1
A konstans gépfüggő, az f ( δ )
szorzót pedig a 1–15. ábra szerinti
diagramból vehetjük. f (rp )
n =1 n=2
1
n =3
n=∞
0
0,5
1
1/rp
1–15. ábra. A gáznyelés korrekciós száma nyomásviszony és fokozatszám (n) alapján
Ahhoz, hogy a két gép jelleggörbéjét közös diagramba helyezhessük, a következő megfontolásokat (gyakorlatilag koordináta-transzformációkat) kell tegyük: korábban láttuk, turbináénál:
hogy
a
kompresszor
nyomásviszonya
nagyobb
a
rp(K) = rp(L) ⋅ rp(H) ⋅ rp(G) ⋅ rp(T) rp(L) ⋅ rp(H) ⋅ rp(G) = 1,03..1,08 a füstgázáram az égési levegő és a bevitt tüzelőanyag tömegáramának az összege:
m m mg = m1 + mü = m1 ⋅ ⎛⎜ ü + 1 ⎞⎟ = V1 ⋅ ρ1 ⋅ ⎛⎜ ü + 1 ⎞⎟ ⎝ m1 ⎠ ⎝ m1 ⎠ mü ≅ 0,02 m1 ρ1 ≅ ρlev = f ( t lev ) Ezek után a jelleggörbéket összerajzolva, majd abban a jellegzetes üzemállapotokat feltüntetve immár a gépcsoport szabályozási jelleggörbéjét láthatjuk (1–16. ábra). rp(K)
T 1′
T 1,0
Á B
A
T 1, C T 1,D
C D
n = áll . lapátállítás határai . V3
1–16. ábra. Gázturbina és kompresszor terhelésváltoztatása
Az A pont a névleges terhelési állapotot mutatja. A gépek túlterhelése az Á helyzetbe tolja a munkapontot, de ez csak tetemes élettartam csökkenés árán vállalható. Részterhelések felé haladva először a lapátok állítása következik, majd ennél is kisebb terheléseknél a tüzelőanyag-bevezetés csökkentésére kényszerülünk (C, D pontok). Mivel az égőtér hőmérséklete nem mérhető (nem homogén hőmérsékletmező), a gázturbinából kilépő füstgázé viszont már igen, kézenfekvő, hogy abból következtetnek vissza a tüzelés körülményeire. Az expanzióvonal menetének szem előtt tartásával a fent leírt terhelésváltoztatás „a kilépő füstgázhőmérsékletről” jól szabályozható. Szót kell még ejtenünk a környezeti levegő állapotáról, hiszen mint láttuk, a gázáramban domináns égési levegő tömegárama a beszívott levegő sűrűségétől, azaz hőmérsékletétől függ. A légköri viszonyok mintegy ±3 %-ot változtatnak a szívott tömegáramon, a jelenség nem elhanyagolható. Például 10 °C hőmérséklet csökkenés 6..7 % teljesítmény növekedést okoz, ami növekményhatásfokban kifejezve 3..4 %. Lényegében a jelleggörbe torzulása a lapátállításhoz hasonlítható, ahogyan azt a 1–17. ábra is mutatja. A gépcsoportot adott környezeti állapotú levegőre méretezik, az ettől eltérő jellemzők értelemszerűen javítják vagy rontják az üzemviszonyokat.
δK
PGT T1
T3 ↓
villamos korlát
ρ3 ↑
T3 ↑
ρ3 ↓ m
1 bar 15 °C ϕ =60%
tlev
1–17. ábra. A gépcsoport környezeti levegőállapot-érzékenysége
1.1.5. A GÁZTURBINA KARBANTARTÁSA, ÉLETTARTAMA Amíg áramlástechnikailag a kompresszor a jóval kényesebb gép, gépészetileg a gázturbinánál adódnak nehezebben áthidalható gondok. Itt nem a gőzturbináknál megszokott, lapáthossz okozta szilárdsági korlátokba ütközünk, hanem elsősorban a magas üzemi hőmérséklettel járó hőfeszültség és a lapátok anyagának elégése veszélyes. Hőfeszültség keletkezése a lapátok külseje és belseje között indításkor és leállításkor nagymérvű, amit másképp elkerülni nem lehet, csak a terhelési sebességek kíméletes megválasztásával. (Pl. a gőzturbina minden baj nélkül elviseli a 100 %-os teherledobást, gázturbinával ez jelenleg elképzelhetetlen.) Mivel a gázturbinák zöme csúcserőművi célokat szolgál, ez a kritérium érezhetően csak kompromisszumos lehet, amit az élettartam rovására tehetünk. A lapátok elégése ellen hőálló (keramikus) bevonatokkal védekezünk. Ennek nagy hátránya a ridegség, tehát itt is a terhelési sebességek mértékéhez jutunk vissza. Sokat javít, de alapvetően nem változtat a helyzeten az elterjedten alkalmazott furatos lapátkonstrukció, amikor a lapátok belülről is hűtöttek, majd a belső csatornából kiáramló levegő a lapát legmelegebb felületei előtt is hűtő hatást fejt ki. A gázturbinákra minden gyártó megadja az általa garantált élettartamot, mely az úgynevezett egyenértékű üzemidő szerint számítandó. Definíciója: τeé =
∑ τi ⋅ ki + ∑ n j ⋅ c j i
j
(1.37)
ahol: τi az i.-ik indítás után üzemben töltött idő,
ki ezen i-ik üzemi periódus üzemállapot súlyfaktora (névleges üzemállapot, gáztüzelés: ~1, részterhelésen sem kisebb olajtüzelésnél: ~2...5; túlterhelés (Á pont), gáztüzelés: ~1,5...2), nj események száma (indítás, leállítás, rendkívüli esetek) cj események súlyfaktora Elvárás, hogy az egyenértékű üzemidő legalább 7000..8000 h legyen. Ezután a gépet felül kell vizsgálni, el kell végezni a szükséges karbantartó jellegű tevékenységeket. Általában 3 ilyen periódus (~20000 h) után a lapátok teljes cserét igényelnek.
1.2. A gáz- és gőzkörfolyamatok összekapcsolása A gázturbinás erőmű továbbfejlesztését elsősorban szerény hatásfoka indokolta. Az a felismerés, hogy a gázturbinából kilépő füstgáz hőmérséklete igen magas, szinte kínálta a lehetőséget a hulladékhő-hasznosítás valamilyen formájára. A kezdőhőmérséklet (T1) növelése a kilépő füstgázhőmérséklet emelkedését is maga után vonja, tehát a fejlődés nyomán a hulladékhő is energetikailag egyre értékesebbé válik. A gázturbinák fejlődése kombinált gáz/gőzerőművek kialakításához vezetett. Üzemviteli szempontból fontos, hogy a kombináció, illetve a berendezések egyszerűbb felépítése nagyfokú rugalmasságot biztosít, elősegítve ezzel a villamos oldali változó igények könnyebb kielégítését. További előnyt jelent a környezetvédelmi szempontok precízebb érvényesíthetősége, mivel mind a környezeti levegő, mind a környezeti vizek szennyezőanyag- és hőterhelése jelentősen csökken. Az energetikai szenek felhasználása szintén nagy hangsúllyal szerepel a kombinált ciklusú erőművek fejlesztési programjában, a nyomás alatti örvényágyas tüzelés, valamint a szénelgázosítás technológiája hamarosan előtérbe kerülhet.
1.2.1. GÁZTURBINÁHOZ KAPCSOLT HŐHASZNOSÍTÓ GŐZERŐMŰ A hulladékhő hasznosítására létrehozott gőzkörfolyamat illesztését T − S diagramban könnyedén ábrázolhatjuk, ahogy az a 1–18. ábrán is látható.
∆S 1 T
T1
T2 ∆S 2 , a
∆S 2 , b
S
1–18. ábra. A kombinált ciklusú erőmű elvi hőkörfolyamatai
A megoldás hatásfoka hőmérséklet-entrópia szemlélettel: ηG/G = 1 − ρ=
T2 ⋅ρ T1
ΔS2,a + ΔS2,b ΔS1
Természetesen a hőelvonás átlaghőmérséklete entrópiaáram szerinti súlyozással kerül meghatározásra. A gázturbinák füstgázának szokásos kilépő hőmérséklete (a korszerű gőzerőművek nyomásához képest) közepes nyomású túlhevített gőz termelését teszi lehetővé. Az 1–19. ábra a legegyszerűbb kapcsolást mutatja. A gázturbina a gőzerőmű kiesésekor is képes üzemelni, a gőzerőmű önmagában csak járulékos tüzeléssel.
Qü T1
T4
PGT h1 T2
T3
PKE
mg
T G
h1′
V THH
1–19. ábra. Gázturbinához illesztett hőhasznosító gőzerőmű kapcsolása
A hatásfok az ábra jelöléseivel:
ηG/G =
PGT + PKE , (1.38) Qü
ami egyébként a fentebb megadott hatásfok értékkel teljesen (!) egyező. A hőhasznosító kazán hőteljesítménye: Q HH = m2 ⋅ c2 ⋅ ( T2 − THH ) .
(1.39)
Az ábrán a V, G, T jelölések rendre a vízhevítés, gőztermelés, túlhevítés felületeit szimbolizálják. Felírható továbbá a termelt gőzmennyiségre: Q T + Q G = mg ⋅ ( h1 − h1′ ) .(1.40) A két körfolyamat csatlakoztatását a hőcserék szempontjából T − Q diagramban szokás bemutatni (1–20. ábra).
T2
T
∆T THH
T
G
V
Q
1–20. ábra. Gázturbinához illesztett hőhasznosító gőzerőmű hőcsere viszonyai
Mind a füstgáz lehűlési görbéjének, mind a víz hőközlési szakaszainak meredekségét a közegek fajhője és tömegárama határozza meg, mégpedig a
− (m ⋅ c )
−1
összefüggés szerint. A füstgáz lehűtésének korróziós korlátot
(THH) szab a (sav)harmatpont, általában nem mehetünk ~160 °C alá. A termelhető frissgőz paramétereire optimum érték adódik. A kezdő hőmérsékletet T2 és a hőcseréhez szükséges hőfokrés ( ΔT ) megszabja, viszont a nyomás megválasztható.
T2 ∆ T
T
THH
T
G
V
Q
∆Q
1–21. ábra. A gőzparaméterek változtatásának hatása
Az 1–21. ábrából azt láthatjuk, hogy azonos tápvízhőmérséklet mellett megemelve a gőznyomást (a folytonos vonal szerint), a füstgázból kinyerhető hőteljesítmény csökkentésére kényszerülünk. A két ellentétes hatás optimumot (maximális teljesítményt) eredményez, ahogy azt a 1–22. ábra szemlélteti. Minél nagyobb nyomást választunk, annál jobb hatásfokkal tudunk egyre kevesebb hőt hasznosítani: PKE = Q HH ⋅ ηKE . QHH
η KE
PKE p1,gőz 1–22. ábra. A gőznyomás optimumának kialakulása
A gőzerőműveknél megszokott módon a hőhasznosító körben itt is gondoskodnunk kell a tápvíz gáztalanításáról. A táptartály telített gőzzel történő fűtését végezhetjük a gőzturbina megcsapolásáról, vagy pedig a hőhasznosító kazánban létesített további fűtőfelületekben fejlesztett (légkörinél nagyobb nyomású) gőzzel (1–23. ábra).
T G V
1–23. ábra. A gáztalanítós táptartály kapcsolása
Gőzturbina megcsapolás a kombinált ciklus hatásfokát direkt rontja, hiszen csökken a gőzturbina teljesítménye, míg ez utóbbi kapcsolás esetén a hatásfokromlás indirekt, a táptartály (gyakorlatilag mint előmelegítő) a keringetett vízáram egy részét leköti, ami így nem halad keresztül a gőzturbinán, teljesítménye ezért csökken. Mindkét megoldás (illetve mindennemű tápvíz-előmelegítés) hátrányos, de a gáztalanítás másképp nem oldható meg. Az 1–24. ábra szerinti T − Q diagramban a gáztalanító fűtésére beiktatott hőcserélő felületek hatása azonos füstgázlehűlésnél (gőzfejlesztő) szakasz megjelenésével jár.
T2
T
egy
vízszintes
∆T THH
T
G
V
Q
1–24. ábra. Hőhasznosító gőzerőmű hőcsere viszonyai gáztalanítós táptartály fűtésével
1.2.1.1. A hőhasznosító gőzerőmű hatásfokának javítása Két irányból képzelhető el a hőhasznosító kazán üzemének hatásosabbá tétele: –
a füstgáz alacsonyabb hőmérsékletre hűtésével és/vagy
–
a légfelesleg csökkentésével.
A füstgáz intenzívebb lehűtésekor kisebb nyomású gőz fejleszthető, ezért a gőzturbina teljesítménye csökken. Ezt elkerülendő alkalmazzák a kétnyomású hőhasznosító kapcsolást, melyet a 1–25. ábra szemléltet.
T1 G1 V1 T2 G2 V2 1–25. ábra. Kétnyomású hőhasznosító gőzerőmű kapcsolása
Az alacsonyabb nyomáson fejlesztett gőzt a gőzturbinába annak megfelelő nyomású csonkján vezetjük be, a gőztömegáram a kazánban megoszlik. A kapcsolás termikus előnye az 1–26. ábra szerinti T − Q diagramban jól mutatkozik. Összehasonlításképpen az ábrában szaggatott vonallal jelezzük az egynyomású kapcsolás viszonyait:
T
∆Tfg G2
G1 T1
V1
T2
V2
Q
1–26. ábra. Kétnyomású hőhasznosító gőzerőmű hőcsere viszonyai
A tápvízáram megosztásával a füstgázt a jelölt értékkel lejjebb tudjuk hűteni, nem veszítve szem elől a korróziós korlátot. Más felfogásban a kapcsolás előnye, hogy a tápvíz felmelegedési szakaszai eredőben a füstgáz lehűlési görbéjéhez közelíthetők, csökkentve ezzel a víz hátrányos tulajdonságát, a halmazállapot-változást. Szóba jöhet olyan kapcsolás is, amikor a V1 és T2 felületeket a hőfokok szempontjából helyileg felcseréljük, vagy pedig egymás mellé (azonos hőmérsékletű zónába) helyezzük. A termikus előnyöket a konstrukciós nehézségek ellentételezik. További nyomásfokozatok létesítése a ma üzemelő gázturbinákhoz már nem biztosan gazdaságos. Háromnyomású hőhasznosítás a mai gázhőmérséklet- és tömegáram paraméterek mellett valósult már meg, de elterjedtebbé akkor válhat majd igazán, ha a gázturbinák kilépő (tehát a hőhasznosítóba belépő) hőmérsékletei jelentősen növekednek, illetőleg ha két gázturbina hulladékhőjét dolgozza fel egy kazán.
A légfelesleg csökkentése a következő gondolatmeneten alapul. Az égési hőmérséklet korlátozása miatt a gázturbinákban a légfelesleg-tényezőt m=3 körüli értékre állítják be, vagyis a kilépő füstgázban hozzávetőleg 14 % oxigéntartalom marad. Ez a füstgáz így kiválóan alkalmas további tüzelésre. Jó minőségű, hamumentes tüzelőanyag bevezetése a hőhasznosító kazánba igen előnyös változásokat idéz elő, amint azt az 1–27. ábra is mutatja.
Q pót hőteljesítmény bevitelével a füstgáz lejjebb hűthető, a Q veszt elvesző hőteljesítményből
ΔQ
mennyiséget
visszanyerünk.
A
fejlesztett
gőz
tömegárama megnő, amit a vízoldali szakaszok meredeksége is jelez. Ebben az esetben a füstgáz hűtési határa mellett nehézséget jelent a póttüzelés mértékének fokozása is. Ekkor ugyanis a hőhasznosító valóban kazán jelleget kezd ölteni, konstrukciós problémák adódhatnak, hiszen egész más követelményeknek kell megfelelnie egy hőcserélőnek, mint egy tüzelésre alkalmas berendezésnek. A járulékos hőbevezetés előnye, hogy a termelhető gőzáram változtatásával a villamos oldali igények rugalmasabban követhetők. T
Q pót
szerk. anyag korlát
QHH
Q
∆Q Q veszt
QHH, új
1–27. ábra. Hőhasznosító gőzerőmű hőcsere viszonyai póttüzeléssel
1.2.2. VÍZ- ÉS GŐZBEFECSKENDEZÉS A GÁZTURBINA ÉGŐTERÉBEN. A CHENG-CIKLUS Tapasztalatok szerint az égőtérbe vezetett minimális mennyiségű H2O a gázturbina üzemviszonyait igen komolyan módosítja. Elsősorban a környezetvédelmi szempontból nem kívánatos nitrogén oxidok keletkezését csökkenti, a megnövelt tömegáramú expanzió a leadott teljesítményt növeli. Az . táblázat a paraméterek változását mutatja arra az esetre, ha az égőtérbe vezetett víz/gőz tömegárama a komprimált levegő tömegáramának 1 %-a. 1–1. táblázat. A Cheng-ciklus paramétereinekváltozása
NOx
Víz
Gőz
–40..50 %
– 50..60 %
P/P0
+4..4,5 %
+3,5..4 %
η / η0
–1..2 %
+1..2 %
m2 /m20
~1,1 %
~1,03 %
Látható, hogy már igen kis mennyiség is jelentősen növeli a gép teljesítményét. Mivel a víz adagolása hatásfokrontó, a gőzé pedig hatásfokjavító, inkább a gőzt szorgalmazzák. Felmerül a kérdés, hogy vajon milyen mértékig fokozható az eljárás? Az bizonyos, hogy a gázturbina az egyre nagyobb vízgőz tömegáram részarányra élettartam csökkenéssel válaszol. Ha a gázturbinából kilépő füstgázzal gőzt termelünk, majd azt az égőtérbe visszavezetjük, CHENG-ciklusról (1–28. ábra) beszélünk. Ekkor a hulladékhőhasznosítás lehetővé teszi, hogy a fejlesztett gőz tömegárama a komprimált levegő tömegáramának akár 50 %-át is elérje. A megoldás hátránya a turbina élettartamának csökkenésén kívül az, hogy drága, kezelt vizet kell a folyamatba pótolni, ami a munkavégzés után teljes egészében elvész.
1–28. ábra. A Cheng-ciklus
A Cheng-ciklus komplett változatáról (1–29. ábra) akkor beszélünk, ha a hőhasznosító hőcserélőben póttüzelést is alkalmazunk, és a fejlesztett gőzt nem teljes egészében az égőtérbe visszük, hanem annak bizonyos részét valamilyen módozatú hőkiadásban dolgozzuk fel:
Q ki
Q pót 1–29. ábra. A komplett Cheng-ciklus
PGT
A Á
Q pót Qkiadható
1–30. ábra. A komplett Cheng-ciklus üzeme
Az 1–29. ábra szerinti megoldást az 1–30. ábra szerinti üzemi diagram jellemzi. A gázturbina már a terhelés felvétele előtt is jelentős hulladékhőt szolgáltat, ezért a kiindulási pont nyilván nem az origó. Ahogy a gépet terheljük fel, nő a kiadható hulladék hőteljesítménye is. Az A pontban kezdődik a fejlesztett gőz fokozatos visszavezetése az égőtérbe, ami – mint láttuk – a turbina teljesítményét tovább növeli, miközben a kiadható hőteljesítmény nyilván csökken. A póttüzelés hatását a szaggatott vonal mutatja, ami gyakorlatilag a jelleggörbe eltolásaként áll elő, a közrefogott terület ( Q pót ) tisztán a hőkiadás növekedését reprezentálja. A hő- és villamos energia igények változása mellett a síknegyed bármely üzemállapota elérhető. Ha például a kereszttel jelölt pont lenne kívánatos, a gőz visszavezetését korábban (Á pont) kezdve (szakaszát magával párhuzamosan eltolva, azaz a gázturbinát alacsonyabb terhelésen járatva) a szükséges állapot egyszerűen beállítható. A komplett Cheng-ciklust ott alkalmazzák, ahol jelentős hőigények kielégítéséről kell folyamatosan gondoskodni, tehát villamos szempontból a kapcsolás folyamatos üzemre tervezett, a hőigények diktálta menetrend preferálásával.
1.2.3. KOMBINÁCIÓ A GŐZERŐMŰ TÁPVÍZRENDSZERÉBEN A gáz- és gőzkörfolyamat összekapcsolását egyszerűen oldjuk meg, ha a gázturbina hulladékhőjét gőzerőmű nagynyomású tápvíz-előmelegítőjében hasznosítjuk (1–31. ábra).
P KE
P GT
T n2
T2
TH
Tn
T n1
1–31. ábra. Gázturbina hőhasznosítása gőzerőmű tápvízrendszerében
Ha a gázturbinából kilépő gázáramot T2 hőmérsékletről TH-ig tudjuk lehűteni, akkor
Q H = mfg ⋅ c fg ⋅ ( T2 − TH ) (1.41) hőteljesítményt hasznosíthatunk, ezáltal a gőzkörfolyamat tápvízárama Tn1 hőmérsékletről Tn2-re melegszik: Q H = mv ⋅ c v ⋅ ( Tn2 − Tn1 ) = mv ⋅ c v ⋅ ΔTn .
(1.42)
A hőhasznosítás a gőzerőmű saját tápvízhőfokával összehasonlítva beszédes. Ha Tn=Tn1, akkor a gőzrész hatásfoka és villamos teljesítménye nem változik, de a gőzkazánban
Q megtak =
QH ηkazán
(1.43)
tüzelőhő-megtakarítást érünk el. A kombináció eredő hatásfoka így:
ηkomb =
PGT ηGT
PGT + PKE . (1.44) P + KE − Q megtak ηKE
Ekkor a kazán melegebb ( Tn2 = Tn + ΔTn ) tápvizet kap, emiatt nagyobb kazánfelületre van szükség, vagy pedig el kell viselnünk a kazánhatásfok romlását. Ha Tn=Tn2, akkor a kazánban a hőközlés nem változik, ellenben a turbina teljesítménye ∆PKE értékkel megnő, hiszen az előmelegítésnek megfelelően
csökken a turbina megcsapolásán leszívott gőzmennyiség. Az eredő hatásfok ekkor:
ηkomb =
PGT + PKE + ΔPKE . PGT PKE + ηGT ηKE
(1.45)
A kombinált erőmű hatásfoka mindkét esetben nagyobb, mint a különkülön működő gázturbina és gőzerőmű
ηGT + KE =
PGT + PKE PGT PKE + ηGT ηKE
(1.46)
átlagolt hatásfoka. De vajon jobb-e a kombinált erőmű hatásfoka, mint a korszerű gőzerőműé? Ha a gőzerőműhöz alacsony be- illetve kilépő hőmérsékletű gázturbinát kapcsolunk, a kombináció hatásfoka kisebb lehet a korszerű gőzerőművi hatásfoknál. Ilyen esetben a gázturbinát csak villamos csúcsidőszakban célszerű járatni, az alapterhelést a korszerű gőzerőművel kell vinni. Ha a gőzerőművet igen magas hőmérsékleten üzemelő gázturbinával bővítjük, a kombináció hatásfoka jobb lehet a korszerű gőzerőműnél, a jobb hatásfok mellett azonban a gázturbina drága tüzelőanyaga mégis indokolhatja, hogy a gázkörfolyamat üzeme ekkor is csak a villamos csúcsra korlátozódjon. E kombináció igen laza kapcsolatot jelent, hiszen mind a gázturbina, mind a gőzerőmű önállóan is képes működni.
1.2.4. KOMBINÁCIÓ ATMOSZFÉRIKUS GŐZKAZÁNBAN Korszerű gőzerőmű atmoszférikus nyomáson üzemelő gőzkazánja is kiválóan hasznosíthatja gázturbina kilépő füstgázáramát. Mint az említésre került korábban, a gázturbinát elhagyó füstgáz jelentős hő- és oxigéntartalommal bír. Ha csak a gáz hőtartalmát kívánjuk hasznosítani, akkor azt az atmoszférikus gőzkazán azon helyén kell bevezetni, ahol abban a füstgázhőmérséklet éppen T2. Ha mind a hő-, mind az oxigéntartalmat hasznosítani akarjuk, a gázturbina kilépő gázait a gőzkazán tüzelőberendezéséhez kell vezetni. Ezt a megoldást szemlélteti a kapcsolási vázlattal a 1–32. ábra.
P KE
P GT
T2
T ki
Tn
1–32. ábra. Gázturbina hőhasznosítása gőzerőmű atmoszférikus gőzkazánjában
A gázturbinából kilépő gázok hőteljesítményének egy részét így gőztermelésre hasznosítjuk, ezért a kazánban tüzelőhő-megtakarítást érünk el. Ebből következően a kombináció hatásfoka magasabb, mint az önállóan üzemelő gőzerőműé:
ηkomb =
PGT + PKE . (1.47) PGT PKE + − Q megtak ηGT ηKE
A jó hatásfok mellett a megoldás hátrányosan érinti az atmoszférikus gőzkazánt, ugyanis a bevitt gáz csökkenti a maximális füstgázhőmérsékletet és nő a füstgázáram. A kazán egyes szakaszain és a léghevítőben csökken a hőcsere szempontjából mértékadó átlagos hőfokkülönbség, ami a felületek növelésének kényszerét, ezzel a kazán drágulását okozza. Előfordulhat, hogy a füstgázokat nem tudjuk, vagy nem gazdaságos addig lehűteni, mint a hőhasznosítás nélküli esetben, ezért csökkenhet a kazánhatásfok. A kedvezőtlen viszonyok ellensúlyozhatók a tápvízhőmérséklet csökkentésével, de ettől a gőzkörfolyamat hatásfoka romlana le. A két hatás összességében mérsékli a kombináció hozta előnyöket. A kapcsolat laza, mindkét üzemrész működhet egymástól függetlenül is.
1.2.5. KOMBINÁCIÓ FELTÖLTÖTT GŐZKAZÁNBAN Az atmoszférikus gőzkazán problematikáját elkerülhetjük, ha a gáz- és gőzkörfolyamatot fordított sorrendben nyomás alatti tűzterű, feltöltött gőzkazánban kapcsoljuk össze (1–33. ábra). A kazánban hamumentes, a gázturbina számára is megfelelő tüzelőanyagot kell elégetni, melyhez az égési levegőt a kompresszor szállítja. A feltöltött gőzkazánból T1 hőmérsékletű gázáram lép a gázturbinába, onnan pedig T2 hőmérséklettel lép ki. A hulladékhőt a gőzerőmű nagynyomású tápvíz előmelegítőjében hasznosítjuk. Az ábrán szaggatott vonal jelzi az esetenkénti járulékos
tüzelést, mivel részterheléseken a gázturbinába lépő gázok hőmérséklete csökkenne. A kombináció nagyon szoros integrációt jelent, mivel önállóan egyik üzemrész sem képes működni.
P KE
Tn
P GT T1
T2 TH 1–33. ábra. Feltöltött gőzkazánban integrált gáz/gőzerőmű
Az integráció a gőzfejlesztés körülményeit javítja leginkább: –
a feltöltött kazánban a füstgázoldali nagyobb nyomás miatt a hőátadási tényező jelentősen javul, a gáztérfogatáram a nyomással fordított arányban csökken,
–
a gáz- és gőzkörfolyamat sorrend felcserélése miatt a kazánban végig nagy hőmérsékletű füstgáz áramlik, a hőátszármaztatáshoz szükséges átlagos hőfokkülönbség megnő,
–
a kompresszor léghevítőre.
az
égési
levegőt
előmelegíti,
így
nincs
szükség
E tényezőkből következik, hogy a feltöltött kazán mérete (térfogata) jóval kisebb az atmoszférikus gőzkazánénál, ára még akkor is sokkal alacsonyabb, ha a kompakt kazán falazatát itt nyomástartóra kell méretezni. A megoldás hatásfoka az eddig bemutatott összes kombinációnál jobb, bár a hatásfok alakulását a terhelésváltozás a fent említett módon érzékenyen befolyásolja.
1.2.6. SZÉNFELHASZNÁLÁS A KOMBINÁLT CIKLUSÚ ERŐMŰVEKBEN A szénhidrogének (itt elsősorban a földgáz) erőművi felhasználását több tényező kedvezőtlenül befolyásolja, különösen hazánkban: –
az importfüggőség csökkentése miatt részarányát a villamosenergiafejlesztésben korlátozzák,
–
télen a rendelkezésre álló mennyiség lakossági/kommunális fogyasztók lekötik,
–
hosszú távú beszerezhetősége és árának bizonytalansága jóval nagyobb, mint a szilárd tüzelőanyagokénak,
–
jelenleg a hazai gázárak nincsenek a világpiaci árszintre hozva, ezért úgy tűnik, ma a gáz alapú erőművek a leginkább versenyképesek.
jelentős
részét
a
Mindezen gondolatok erősödése kapcsán a fejlesztések arra irányultak, hogy az eddig ismertetett kombinált ciklusú erőművek előnyeit megtartva azokat szénbázisra is alkalmassá tegyék. P KE
Tn
P GT
T1
T2 TH 1–34. ábra. Integrált gáz/gőzerőmű nyomás alatti örvényágyas széntüzeléssel
Elsősorban környezetvédelmi szempontból és a hatékonyabb tüzelés kialakítása érdekében az utóbbi évtizedekben előtérbe került a szén atmoszférikus és nyomás alatti örvényágyas (1–34. ábra) (fluidágyas) tüzelése. A gáz- és gőzkörfolyamat összekapcsolása szinte ugyanolyan, mint gáztüzelés esetén, különbség a kazán konstrukciójában van. A gőztermelő felületek itt izzó szénágyba merülnek, a konvektív felülethez képest így sokkal jobb hőátadási tényező érhető el, ami magával hozza a kazán méretének és árának csökkenését. Ha az ágyba mészkövet/dolomitot is kevernek, az a szén kéntartalmának jó részét megköti. Az örvényágy hőmérsékletét a szén hamujának összesülése miatt nem engedik 700..800 °C fölé. Ebben a tartományban a káros NOX képződése nem jelentős. A kazánból távozó gázokat a portól előbb megtisztítják, majd a gázturbinába vezetik. A megoldás hatásfoka a szerényebb hőmérsékletek miatt a gáztüzeléssel elérhetőnél alacsonyabb.
Nyomás alatti szénelgázosítási technológiához is kapcsolható feltöltött kazánban integrált gáz/gőzerőmű, amint azt például az 1–35. ábra illusztrálja. Az adott kapcsolásban a szénelgázosító (GG) nyomása nagyobb, mint a feltöltött kazán nyomása, ezért az elgázosító levegő szállításához még egy kompresszort kell alkalmazni, melyet az elgázosító és a kazán közé iktatott úgynevezett ejtő (tüzelés nélküli) gázturbina hajt. A szénelgázosításhoz szükséges gőzt a gőzturbina megfelelő nyomású megcsapolásáról vehetjük. A kéntartalom kivonását az elgázosítási technológia megoldja. A kombináció hatásfoka a korszerű széntüzelésű blokkokkal vetekszik, még akkor is, ha az elgázosítás energiaigénye igen jelentős. Természetesen a szénfelhasználás mindegyik technikai megoldása igen szoros integrációt jelent, de ezeknél az üzemrészek önálló működtetésének kérdése értelemszerűen fel sem merül.
GG
P KE
Tn
P GT T1
T2 T2 1–35. ábra. Integrált gáz/gőzerőmű nyomás alatti szénelgázosítással
