Утилизация низкопотенциального тепла для производства электроэнергии с использованием пентана в качестве рабочего тела.

Выполнен сравнительный анализ эффективности утилизации вторичных энергоресурсов компрессорных станций магистральных газопроводов в двухконтурных парогазовых установках с применением во вторичном контуре водяного пара и н-пентана. Определена область эффективного использования органических теплоносителей с низкими температурами кипения и теплотой парообразования.
Ключевые слова: утилизация теплоты, газоперекачивающий агрегат, вторичные энергоресурсы, парогазовая установка, н-пентан.

На транспорт природного газа в системе магистральных газопроводов (СМГ) Украины протяженностью 35,6 тыс. км, включающей 684 газоперекачивающих агрегата (ГПА), расходуется ежегодно около 5 млрд м³ топливного газа. Эти основные энергетические затраты на осуществление работы ГПА компрессорных станций (КС) составляют более 75 % общих производственнотехнологических потребностей в топливе. Из 684 ГПА, действующих на КС ДК «Укртрансгаз», 430 являются газотурбинными установками (ГТУ) с единичной установленной мощностью 625 МВт, моторесурс которых выработан наполовину и более. Эффективный КПД наиболее распространенных агрегатов ГТН6, ГТ7506, ГПАЦ6,3 находится в пределах 20-24 %, а более совершенных ГТН25і, ГПАЦ16 составляет 25,5-27,0 % в диапазоне существующих эксплуатационных режимов.

Средний КПД современных украинских ГТУ составляет 33 %. Определяющими являются потери энергии с отработавшими продуктами сгорания газа ГТУ, так называемыми вторичными энергоресурсами (ВЭР), величина которых составляет более 75 % первичной тепловой энергии, потребляемой газотурбинными и газомоторными двигателями КС. Повышение эффективного КПД современных ГТУ, работающих по циклу Брайтона, достигается в основном за счет роста начальных параметров: температуры и давления на входе в турбину, а также применения бинарных и монарных циклов, усложняющих термодинамический процесс превращения тепловой энергии в работу. С ростом начальной температуры повышается КПД ГТУ и снижаются удельные затраты топлива на единицу мощности, но растет температура отработавших газов, и тепловой потенциал ВЭР будет изменяться несущественно.

До настоящего времени использование тепла ВЭР на КС составляет менее 5 % из-за отсутствия крупных внешних теплопотребителей и сезонности теплопотребления. Использование тепловой энергии на собственные нужды КС, обеспечение тепловой энергией мелких внешних потребителей, тепличного хозяйства и т.п. принципиально задачу утилизации ВЭР не решают. Наиболее реальным и технико-экономически оправданным способом может быть утилизация ВЭР на КС для производства электрической энергии, работы для привода компрессоров, а также для охлаждения компримируемых газа и воздуха ГПА. В этом направлении ведутся исследования и выполнены единичные проекты по внедрению парогазотурбинных установок на КС в Украине, России и других странах. При оценке эффективности внедрения бинарных парогазовых установок (БПГУ) на КС ГТУ Украины принимают, что установленная электрическая мощность турбины водяного контура составляет в среднем 45 % установленной мощности ГТУ [1].

Количество тепла, выбрасываемое в атмосферу с выхлопными газами ГТУ ГПА, составляет 108^.10⁹ МДж/год [2]. Использование теплоты ВЭР в ПГУ всей газотранспортной системы Украины позволило бы вырабатывать около 16 млрд кВт^.ч электроэнергии в год, что эквивалентно затратам 5 млрд м³ природного газа на тепловых электростанциях и равно суммарным затратам топлива на собственные нужды КС [1]. По нашим оценкам, суммарные выбросы тепла в окружающую среду ГПА КС с газотурбинным и газомоторным приводом составляют 117,2^.10⁹ МДж/год.

Наибольшее распространение получили процессы утилизации тепла ВЭР с использованием конденсационных паровых турбин. Более эффективным является применение в утилизационных циклах в качестве рабочего тела органических агентов с низкой теплотой парообразования [3].

В данной статье рассматривается термодинамическая эффективность использования ВЭР КС для производства электроэнергии (работы) в БПГУ с рабочим телом н-пентаном, обладающим низкой теплотой парообразования и температурой кипения ниже, чем у воды.

Рис.1. Схема установки для производства электроэнергии за счет утилизации тепла ВЭР турбокомпрессорной установки с использованием в качестве рабочего тела водяного пара (а) и н-пентана (б): 1 теплоутилизаториспаритель; 2 турбогенератор; 3 конденсатор; 4 насос; 5 рекуперативный теплообменник; 6 емкость сбора конденсата.

На рис.1 представлены схемы организации утилизационного процесса для двух вариантов рабочего тела: водяного пара и н-пентана. Расчеты и сравнительный анализ выполнены для ГПА с газовой турбиной мощностью N = 16 МВт. Принято, что температура уходящих газов на входе в утилизаториспаритель t = 500 °С, а на выходе t = 150 °С. Теплота сгорания газа 8350 ккал/м³. При этом объем продуктов сгорания равен V = 4800 м³/ч (при a = 4,5), а возможная тепловая мощность теплоутилизатораиспарителя равна Q_ВЭР = 31255,8 кВт.

Отличительной особенностью н-пентанового цикла в сравнении с водяным является наличие рекуперативного теплообменника, в котором теплота перегретого пара после турбины отводится на подогрев н-пентана перед испарителем-утилизатором. За счет этого снижается нагрузка конденсатора и испарителя-утилизатора ВЭР. На рис.2 этим изобарным процессам отвечают участки 65 (5'-5''') и соответственно 23 (3'-3''') в зависимости от температуры паров н-пентана перед турбиной. В исследовании рассматривался адиабатический процесс, так как параметры политропного процесса связаны исключительно с техническим совершенством технологического оборудования.

Рис.2. (h-lg p)диаграмма процесса утилизации для н-пентанового цикла: 12 работа насоса; 23 (3'-3''') предварительный нагрев в рекуператоре; 3 (3'-3''')4 (4'-4''') испарение; 4 (4'-4''') 5 (5'-5''') расширение в турбине; 5 (5'-5''')6 охлаждение в рекуперативном теплообменнике; 61 конденсация.

Для пароводяного цикла нет необходимости в оборудовании контура рекуперативным теплообменником, так как после расширения в турбине пар является насыщенным.

Максимальная работоспособная энергия рабочего тела определяется его эксергией. Для сравнения сопоставим эксергии потоков рабочих тел в процессах с использованием в качестве теплоносителя н-пентана и водяного пара:

е_н-пен g_н-пен >= е_вп g_вп, (1)

где е_нпен, е_вп удельная эксергия н-пентана и водяного пара, кДж/кг; g_н-пен, g_вп расход н-пентана и водяного пара, кг/с.

Удельная эксергия рабочих тел определяется по уравнению:

е =Dh - DsT₀, (2)

где Dh, Ds разности энтальпий и энтропий рабочего тела перед турбиной и на выходе из конденсатора, кДж/кг и кДж/(кг^.К); T₀ температура окружающей среды, К; в расчете принята T₀ = 313 К.

Удельные эксергии составляют для водяного пара 978,4, а для н-пентана 276,3 кДж/кг. Для обоих вариантов рабочих тел приняты температура перед турбиной 300 °С и давление 3,6 МПа, а температура в конденсаторе 45 °С.

Для получения полной эксергии потоков необходимо учитывать расходы рабочих тел при заданной тепловой нагрузке по ВЭР:

g = Q_ВЭР/(h_к h_н), (3)

где Q_ВЭР тепловая мощность испарителя-утилизатора ВЭР, кВт; h_к, h_н энтальпии рабочего тела после и перед испарителем-утилизатором, кДж/кг.

 Подставляя результаты расчетов по (2) и (3) в (1), получаем, что полная эксергия для н-пентанового цикла составляет 17130,6, а для пароводяного 10860,2 кВт, то есть цикл с использованием в качестве рабочего тела н-пентана превосходит пароводяной для сопоставимых параметров в 1,57 раза. В [4] показаны преимущества конденсационного цикла Ренкина с использованием н-бутана в качестве рабочего тела по сравнению с водой при утилизации низкопотенциального тепла.

С целью оптимизации параметров процесса и получения максимальной мощности турбины выполнен расчетный анализ влияния температуры и давления н-пентана перед турбиной при постоянном давлении в конденсаторе 0,137 МПа, соответствующем температуре конденсации 45,5 °С, что позволяет осуществлять процесс конденсации за счет отвода тепла в окружающую среду. Результаты исследования н-пентанового конденсационного цикла в интервале температур от 200 до 300 °С и давлений от 0,9 до 4,8 МПа представлены на рис.3 и рис.4.

Рис.3. Мощность турбины утилизационного цикла (сплошная линия) и срабатываемый в турбине удельный тепловой перепад (пунктирная) при различных начальных температурах и давлениях н-пентана.

Рис.4. Тепловые нагрузки рекуперативного теплообменника (сплошная линия) и испарителяутилизатора (пунктирная) в зависимости от начальных температуры и давления н-пентана перед турбиной.

На рис.3 показана зависимость располагаемого удельного адиабатического теплоперепада от давления и температуры на входе в турбину. Кривая а-а обобщает его максимальные значения. Там же представлена зависимость мощности н-пентановой турбины от изменения входных параметров для постоянной тепловой нагрузки теплоутилизатора ВЭР ГТУ 16 МВт. Кривая в-в обобщает максимальные значения мощности турбины.

На рис.4 показана зависимость тепловых нагрузок рекуперативного теплообменника и испарителяутилизатора ВЭР. Анализ результатов проведенного исследования показывает, что тепловая нагрузка испарителя при изменении параметров входного потока перед турбиной остается практически постоянной. Нагрузка рекуперативного теплообменника зависит от давления и температуры рабочего тела. С ростом давления она уменьшается, а с ростом температуры увеличивается. Из результатов исследования следует, что в БПГУ с н-пентановой утилизационной турбиной ВЭР можно получить дополнительную мощность до 9500 кВт. Это увеличивает мощность ПГУ в предельном случае в 1,6 раза. Ограничение верхнего предела температуры до 300 °С связано с возможной термической деструкцией н-пентана при более высоких температурах [5].

Для сравнения выполнен анализ утилизации ВЭР с применением паровой турбины. Сопоставление показало, что при одинаковых начальных условиях (давлении пара перед турбиной 3,6 МПа и температуре 300 °С) возможно достижение адиабатической мощности турбины 8792 кВт. Повышение температуры перегрева пара до 450 °С позволяет повысить мощность до 9237 кВт, что практически совпадает с мощностью н-пентановой турбины при температуре на входе 300 °С. Различие результатов расчетов по эффективности н-пентанового и парового циклов и результатов эксергетического анализа объясняется необходимостью отвода части тепловой энергии после турбины на подогрев н-пентана перед испарителем, эксергия которой составляет 7159 кВт и определяется зависимостью:

(4)

где Т_б температура н-пентана после турбины, К; Т_м температура конденсации н-пентана, К; Q_рек. тепловая нагрузка рекуператора, кВт; Q_рек. = 21695 кВт.

С понижением температурного уровня ВЭР преимущества использования низкокипящих рабочих тел с малой теплотой парообразования возрастают. Объемные расходы водяного пара и н-пентана на входе в турбину при сопоставимых условиях составляют: V_нпен = 3862 и V_вп = 3192 м³/ч, а на выходе из турбины V_нпен = 84033 и V_вп = 799200 м³/ч. Отсюда следует, что в н-пентановой турбине увеличение высоты лопаток направляющего аппарата и рабочих колес проточной части происходит более плавно, что значительно упрощает конструкцию турбины, а отсутствие жидкой фазы на выхлопе турбины способствует повышению ее надежности. Единственным узким местом в конструкции турбины могут быть торцевые уплотнения вала.

По нашим оценкам, тепловой потенциал ВЭР ГПА КС ДК «Укртрансгаз» с газотурбинным и газомоторным приводом составляет ежегодно 32,55^.10⁶ МВт. При внедрении установок в масштабах ГТС Украины можно получать более 1000 МВт установленной электрической мощности или вырабатывать более 9,5 млрд кВт^.ч электроэнергии ежегодно и экономить 3,1 млрд м³ природного газа. При этом адекватно экономии топлива будет уменьшено загрязнение окружающей среды. Применение БПГУ в системе КС может повысить эффективный КПД действующих ПГУ до 37-38 %. Наиболее целесообразно использовать турбины с органическими теплоносителями в системах с ВЭР, температура которых ниже 300-400 °С.

Список литературы

1. Карп И.Н., Говдяк Р.М., Калапунь И.М. и др. Эффективное производство энергии на компрессорных станциях магистральных газопроводов // Экотехнологии и ресурсосбережение. 2002. № 3. С. 1222.

2. Гард М. Газовые турбины с использованием тепла отработавших газов // Фирма «AEG KANIS», ФРГ, 1989. 13 с.

3. Шварц Г.Р., Голубев С.В., Левыкин Б.П. и др. Утилизационные энергетические установки с органическими теплоносителями // Газов. промсть. 2000. № 6. С. 14.

4. Пятничко В.А. Утилизация низкопотенциального тепла в энергетических установках с органическими теплоносителями // Экотехнологии и ресурсосбережение. 2002. № 5. С. 1014.

5. Жоров Ю.М. Термодинамика химических процессов. М. : Химия, 1985. 458 с.

Останнє оновлення - 23.05.2009