ABSORBȚIE FIZICĂ - aosr.ro · 11 Volumul de aer real V aer 0.931717 Nm3/kg 12 Masa de aer real M...

29
Academia Oamenilor de Știință din România Universitatea POLITEHNICA din București Facultatea de Energetică RAPORT DE CERCETARE 2 TEMĂ DE CERCETARE: INTEGAREA ENERGETICĂ A PROCESELOR DE CAPTARE CO 2 PRIN ABSORBȚIE FIZICĂ Responsabil: Prof.dr.ing. Adrian BADEA As.drd.ing. Nela SLAVU

Transcript of ABSORBȚIE FIZICĂ - aosr.ro · 11 Volumul de aer real V aer 0.931717 Nm3/kg 12 Masa de aer real M...

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Asdrding Nela SLAVU

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

21 Determinarea performanţelor energetice ale motoarelor termice cu ardere internă a

combustibililor gazoşi

Pentru determinarea performanţelor motoarelor termice cu ardere internă s-a ales un

combustibil gazos rezultat din procesul de gazeificare a stejarului studiat icircn cadrul etapei 1

(Tabelul 1)

Tabelul 1 Compoziţia biomasei utilizată [10]

- C [] H [] N [] S [] Cenuşă []

Stejar 826 1028 2934 0161 4021

Modelarea procesului de gazeificare s-a realizat icircn CHEMCAD icircn scopul determinării

compoziţiei gazului de sinteză obţinut Icircn figura de mai jos se prezintă variaţia puterii calorifice

inferioare a gazului de sinteză imediat după reactorul de gazeificare cu raportul ER (schema

procesului de gazeificare este reprezentată icircn prima etapă)

Fig 1 Variaţia puterii calorifice inferioare icircn funcţie de raportul ER

Icircn figura 2 se prezintă variaţia compoziţiei gazului de sinteză icircn funcţie de raportul ER

icircnainte de unitatea de conversie a monoxidului de carbon icircn hidrogen De asemenea se prezintă

influenţa debitului de abur icircn procesul de transformare asupra compoziţiei gazului de sinteză

icircn acest caz s-a considerat un debit de abur de 6000 kgh (Figura 3)

y = 19068x2 - 20604x + 81869Rsup2 = 09995

2500

3000

3500

4000

4500

5000

02 025 03 035 04 045 05 055

Pu

tere

a ca

lori

fica

infe

rio

ara

[kJ

kg]

ER (molmol)

3

Fig 2 Variaţia compoziţiei singazului icircn funcţie de raportul ER icircnainte de reactorul de

conversie CO icircn H2

Fig 3 Variaţia compoziţiei singazului icircn funcţie de raportul ER după reactorul de conversie CO

icircn H2 pentru un debit de abur injectat icircn reactorul de conversie

Icircn tabelul 2 se prezintă compoziţia gazului de sinteză rezultat după procesul de

gazeificare și icircnainte de integrarea reactorului de conversie a CO și a procesului de captare a

CO2 puterea calorifică inferioară a acestuia fiind de 404456 kJkg această compoziție fiind

luată icircn considerare icircn calculele următoare

Tabelul 2 Compoziţia gazului de sinteză

Element Valoare []

CO 1890

CH4 068

H2 1749

N2 5251

CO2 1042

0

005

01

015

02

025

03

035

04

045

005 01 015 02 025 03 035

Syn

gas

com

po

siti

on

[m

ol

]

ER = AirrAirst [kgair_rkgair_st]

H2 CH4 N2

A

0

005

01

015

02

025

03

035

04

045

05

005 01 015 02 025 03 035

Syn

gas

com

po

siti

on

[m

ol

]

ER = AirrAirst [kgair_rkgair_st]

H2 CH4 N2

CO CO2 H2O

B

4

211 Calculul arderii teoretice a combustibilului

Motoarul grupului electrogen va folosi drept combustibil gazul de sinteză provenit din

gazeificare biomasei cu compoziția volumică prezentată icircn Tabelul 2 Calculul arderii

combustibilului a fost efectuat icircn ipoteza excesului de aer (λ) ca avacircnd valoarea 1

(stoechiometric)

Principalele reacții ale arderii combustibilului (gazului de sinteză) sunt următoarele

CO + 1

2 O2 rarr CO2 (1)

CH4 + 2 O2 rarr CO2 + 2 H2O (2)

H2 + 1

2 O2 rarr H2O (3)

Pentru determinarea volumului de oxigen necesar arderii gazului de sinteză s-a calculat

suma produselor dintre concentraţiile elementare ale gazului de sinteză şi coeficienţii

stoechiometrici ai oxigenului rezultaţi din reacţiile 4-7

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast1

2 [m3

N] (4)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3N] (5)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast1

2 [m3

N] (6)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (7)

Volumele de oxigen necesare arderii atacirct pentru fiecare element al gazului de sinteză

cacirct și oxigenul total necesar sunt prezentate icircn Tabelul 3

Tabelul 3 Volumul de O2 necesar arderii

Gaz m3N de gaz

O2 necesar arderii

teoretice m3N

CO 1890 945

CH4 068 136

H2 1749 875

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 1956

Icircn continuare este prezentat modul de calcul al azotului introdus odată cu aerul necesar

arderii (reacțiile 8-11) iar icircn Tabelul 4 sunt centralizate rezultatele obținute

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast 18809 [m3N] (8)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 752 [m3N] (9)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast (1

2

021minus

1

2) [m3

N] (10)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (11)

5

Tabelul 4 Volumul total de N2

Gaz m3N de gaz

N2 adus de oxigenul

din aer m3N

CO 1890 3555

CH4 068 511

H2 1749 3290

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 7356

Icircn continuare s-au calculat produșii de reacție obținuți icircn urma arderii cantitatea de CO2

și de H2O (reacțiile 12-18 respectiv Tabelul 5)

1198811198621198742119862119874 = 119862119874 lowast 1 [m

3N] (12)

11988111986211987421198621198674 = 1198621198674 lowast 1 [m3

N] (13)

11988111986211987421198621198742 = 1198621198742 [m

3N] (14)

1198811198621198742 119905119900119905119886119897 = 1198811198621198742119862119874 + 1198811198621198742

1198621198674 + 11988111986211987421198621198742

[m3

N] (15)

11988111986721198741198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3

N] (16)

119881119867201198672 = 1198672 lowast 1 [m3

N] (17)

1198811198672119874 119905119900119905119886119897 = 11988111986721198741198621198674 + 11988111986720

1198672 [m3N] (18)

Tabelul 5 Volumul de gaze obţinute icircn urma arderii

Gaz m3N de gaz

m3N de substanțe chimice

CO2 H2O N2

CO 1890 1890 000 3555

CH4 068 068 136 511

H2 1749 000 1749 3290

N2 5251 - - 5251

CO2 1042 1042 - -

Total 10000 3000 1885 12607

212 Calculul arderii reale a combustibilului

Calculul arderii reale a gazului de sinteză s-a efectuat pornind de la parametrii

prestabiliţi prezentați icircn Tabelul 6 iar ecuațiile utilizate pentru determinarea produșilor de

ardere a participațiilor procentuale volumice și masice ale componentelor arderii și a

exponentului adiabatic sunt prezentate icircn Tabelul 7

6

Tabelul 6 Parametrii prestabiliți calcul ardere reală gaz de sinteză

Nrcrt Parametru Valoare UM

1 Presiunea p0 = 10132 bar

2 Temperatura t0 = 15 ˚C

3 Temperatura absolută T0 = 28815 K

4 Umiditatea aerului x = 10 g m3N

5 Excesul de aer λ = 11 -

6 Volumul molar Vμ0 = 22414 m3kmol

7 Presiunea de ieşire CA p3 = 112 bar

8 Temperatura de ieşire CA T3 = 950 K

Tabelul 7 Relații de calcul ardere reală a gazului de sinteză

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Bilanțul produșilor de ardere

Densitatea gazului de sinteză ρ =

119862119874

100lowast

M119862119874

V1205830

+ CH4

100lowast

1198721198621198674

V1205830

+ 1198672

100 lowast

1198721198672

V1205830

+

11986221198676

100lowast

11987211986221198676

V1205830

+ 1198732

100lowast

1198721198732

V1205830

+ 1198621198742

100lowast

1198721198621198742

V1205830

kgm3 (19)

Volumul stoechiometric de

oxigen necesar arderii 1198811198742

0 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 lowast

ρ

100 m3

Nkg (20)

Masa stoechiometrica de oxigen

necesară arderii 1198721198742

119900 =1198721198742

V1205830

kgkg (21)

Volumul stoechiometric de aer

uscat necesar arderii 119881119886119890119903119900 =

11988111987420

021 m3

Nkg (22)

Masa stoechiometrica de aer uscat

necesară arderii 119872119886119890119903 119906119904

0 =1198721198742

0232 kgkg (23)

Volumul stoechiometric de aer

umed 119881119886119890119903 119906119899

0 (1 + 000161 lowast 119909) lowast 1198811198861198901199030 m3

Nkg (24)

Masa stoechiometrica de aer

umed necesară arderii 119872119886119890119903 119906119898

0 = 119872119886119890119903 1199061199040 + 0001 lowast 119909 kgkg (25)

Volumul real de aer real 119881119886119890119903 = λ lowast 119881119886119890119903 1199061198980 m3

Nkg (26)

Masa de aer real 119872119886119890119903 = λ lowast 119872119886119890119903 1199061198980 kgkg (27)

Volumul de CO2 1198811198621198742 = 1867 lowast 119862

100 m3

Nkg (28)

Volumul de O2 1198811198742 = 021 lowast (λ minus 1) lowast V119886119890119903 1199061199040 m3

Nkg (29)

Volumul de N2 119881_1198732 = 079 lowast λ lowast V_(119886119890119903 119906119904)^0 + 08

lowast 119873100 m3

Nkg (30)

Volumul de H2O 1198811198672119874 = 112 lowast

119867

100+ 1242 lowast

119882

100+ 000161 lowast 119909 lowast λ lowast V119886119890119903 119906119904

0

[m3Nkg (31)

Volumul real de gaze de ardere 119881119892119886 = 1198811198621198742 + 1198811198742 + 1198811198732 + 1198811198672119874 m3Nkg (32)

Participațiile procentuale volumice ale componentelor arderii

Participaţia volumică de O2 1199031198742 =1198811198742

119881119892119886 (33)

Participaţia volumică de N2 1199031198732 =1198811198732

119881119892119886 (34)

Participaţia volumică de CO2 1199031198621198742 =1198811198621198742

119881119892119886 (35)

Participaţia volumică de H2O 1199031198672119874 =1198811198672119874

119881119892119886 (36)

Participațiile procentuale masice ale componentelor arderii

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

21 Determinarea performanţelor energetice ale motoarelor termice cu ardere internă a

combustibililor gazoşi

Pentru determinarea performanţelor motoarelor termice cu ardere internă s-a ales un

combustibil gazos rezultat din procesul de gazeificare a stejarului studiat icircn cadrul etapei 1

(Tabelul 1)

Tabelul 1 Compoziţia biomasei utilizată [10]

- C [] H [] N [] S [] Cenuşă []

Stejar 826 1028 2934 0161 4021

Modelarea procesului de gazeificare s-a realizat icircn CHEMCAD icircn scopul determinării

compoziţiei gazului de sinteză obţinut Icircn figura de mai jos se prezintă variaţia puterii calorifice

inferioare a gazului de sinteză imediat după reactorul de gazeificare cu raportul ER (schema

procesului de gazeificare este reprezentată icircn prima etapă)

Fig 1 Variaţia puterii calorifice inferioare icircn funcţie de raportul ER

Icircn figura 2 se prezintă variaţia compoziţiei gazului de sinteză icircn funcţie de raportul ER

icircnainte de unitatea de conversie a monoxidului de carbon icircn hidrogen De asemenea se prezintă

influenţa debitului de abur icircn procesul de transformare asupra compoziţiei gazului de sinteză

icircn acest caz s-a considerat un debit de abur de 6000 kgh (Figura 3)

y = 19068x2 - 20604x + 81869Rsup2 = 09995

2500

3000

3500

4000

4500

5000

02 025 03 035 04 045 05 055

Pu

tere

a ca

lori

fica

infe

rio

ara

[kJ

kg]

ER (molmol)

3

Fig 2 Variaţia compoziţiei singazului icircn funcţie de raportul ER icircnainte de reactorul de

conversie CO icircn H2

Fig 3 Variaţia compoziţiei singazului icircn funcţie de raportul ER după reactorul de conversie CO

icircn H2 pentru un debit de abur injectat icircn reactorul de conversie

Icircn tabelul 2 se prezintă compoziţia gazului de sinteză rezultat după procesul de

gazeificare și icircnainte de integrarea reactorului de conversie a CO și a procesului de captare a

CO2 puterea calorifică inferioară a acestuia fiind de 404456 kJkg această compoziție fiind

luată icircn considerare icircn calculele următoare

Tabelul 2 Compoziţia gazului de sinteză

Element Valoare []

CO 1890

CH4 068

H2 1749

N2 5251

CO2 1042

0

005

01

015

02

025

03

035

04

045

005 01 015 02 025 03 035

Syn

gas

com

po

siti

on

[m

ol

]

ER = AirrAirst [kgair_rkgair_st]

H2 CH4 N2

A

0

005

01

015

02

025

03

035

04

045

05

005 01 015 02 025 03 035

Syn

gas

com

po

siti

on

[m

ol

]

ER = AirrAirst [kgair_rkgair_st]

H2 CH4 N2

CO CO2 H2O

B

4

211 Calculul arderii teoretice a combustibilului

Motoarul grupului electrogen va folosi drept combustibil gazul de sinteză provenit din

gazeificare biomasei cu compoziția volumică prezentată icircn Tabelul 2 Calculul arderii

combustibilului a fost efectuat icircn ipoteza excesului de aer (λ) ca avacircnd valoarea 1

(stoechiometric)

Principalele reacții ale arderii combustibilului (gazului de sinteză) sunt următoarele

CO + 1

2 O2 rarr CO2 (1)

CH4 + 2 O2 rarr CO2 + 2 H2O (2)

H2 + 1

2 O2 rarr H2O (3)

Pentru determinarea volumului de oxigen necesar arderii gazului de sinteză s-a calculat

suma produselor dintre concentraţiile elementare ale gazului de sinteză şi coeficienţii

stoechiometrici ai oxigenului rezultaţi din reacţiile 4-7

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast1

2 [m3

N] (4)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3N] (5)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast1

2 [m3

N] (6)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (7)

Volumele de oxigen necesare arderii atacirct pentru fiecare element al gazului de sinteză

cacirct și oxigenul total necesar sunt prezentate icircn Tabelul 3

Tabelul 3 Volumul de O2 necesar arderii

Gaz m3N de gaz

O2 necesar arderii

teoretice m3N

CO 1890 945

CH4 068 136

H2 1749 875

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 1956

Icircn continuare este prezentat modul de calcul al azotului introdus odată cu aerul necesar

arderii (reacțiile 8-11) iar icircn Tabelul 4 sunt centralizate rezultatele obținute

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast 18809 [m3N] (8)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 752 [m3N] (9)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast (1

2

021minus

1

2) [m3

N] (10)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (11)

5

Tabelul 4 Volumul total de N2

Gaz m3N de gaz

N2 adus de oxigenul

din aer m3N

CO 1890 3555

CH4 068 511

H2 1749 3290

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 7356

Icircn continuare s-au calculat produșii de reacție obținuți icircn urma arderii cantitatea de CO2

și de H2O (reacțiile 12-18 respectiv Tabelul 5)

1198811198621198742119862119874 = 119862119874 lowast 1 [m

3N] (12)

11988111986211987421198621198674 = 1198621198674 lowast 1 [m3

N] (13)

11988111986211987421198621198742 = 1198621198742 [m

3N] (14)

1198811198621198742 119905119900119905119886119897 = 1198811198621198742119862119874 + 1198811198621198742

1198621198674 + 11988111986211987421198621198742

[m3

N] (15)

11988111986721198741198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3

N] (16)

119881119867201198672 = 1198672 lowast 1 [m3

N] (17)

1198811198672119874 119905119900119905119886119897 = 11988111986721198741198621198674 + 11988111986720

1198672 [m3N] (18)

Tabelul 5 Volumul de gaze obţinute icircn urma arderii

Gaz m3N de gaz

m3N de substanțe chimice

CO2 H2O N2

CO 1890 1890 000 3555

CH4 068 068 136 511

H2 1749 000 1749 3290

N2 5251 - - 5251

CO2 1042 1042 - -

Total 10000 3000 1885 12607

212 Calculul arderii reale a combustibilului

Calculul arderii reale a gazului de sinteză s-a efectuat pornind de la parametrii

prestabiliţi prezentați icircn Tabelul 6 iar ecuațiile utilizate pentru determinarea produșilor de

ardere a participațiilor procentuale volumice și masice ale componentelor arderii și a

exponentului adiabatic sunt prezentate icircn Tabelul 7

6

Tabelul 6 Parametrii prestabiliți calcul ardere reală gaz de sinteză

Nrcrt Parametru Valoare UM

1 Presiunea p0 = 10132 bar

2 Temperatura t0 = 15 ˚C

3 Temperatura absolută T0 = 28815 K

4 Umiditatea aerului x = 10 g m3N

5 Excesul de aer λ = 11 -

6 Volumul molar Vμ0 = 22414 m3kmol

7 Presiunea de ieşire CA p3 = 112 bar

8 Temperatura de ieşire CA T3 = 950 K

Tabelul 7 Relații de calcul ardere reală a gazului de sinteză

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Bilanțul produșilor de ardere

Densitatea gazului de sinteză ρ =

119862119874

100lowast

M119862119874

V1205830

+ CH4

100lowast

1198721198621198674

V1205830

+ 1198672

100 lowast

1198721198672

V1205830

+

11986221198676

100lowast

11987211986221198676

V1205830

+ 1198732

100lowast

1198721198732

V1205830

+ 1198621198742

100lowast

1198721198621198742

V1205830

kgm3 (19)

Volumul stoechiometric de

oxigen necesar arderii 1198811198742

0 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 lowast

ρ

100 m3

Nkg (20)

Masa stoechiometrica de oxigen

necesară arderii 1198721198742

119900 =1198721198742

V1205830

kgkg (21)

Volumul stoechiometric de aer

uscat necesar arderii 119881119886119890119903119900 =

11988111987420

021 m3

Nkg (22)

Masa stoechiometrica de aer uscat

necesară arderii 119872119886119890119903 119906119904

0 =1198721198742

0232 kgkg (23)

Volumul stoechiometric de aer

umed 119881119886119890119903 119906119899

0 (1 + 000161 lowast 119909) lowast 1198811198861198901199030 m3

Nkg (24)

Masa stoechiometrica de aer

umed necesară arderii 119872119886119890119903 119906119898

0 = 119872119886119890119903 1199061199040 + 0001 lowast 119909 kgkg (25)

Volumul real de aer real 119881119886119890119903 = λ lowast 119881119886119890119903 1199061198980 m3

Nkg (26)

Masa de aer real 119872119886119890119903 = λ lowast 119872119886119890119903 1199061198980 kgkg (27)

Volumul de CO2 1198811198621198742 = 1867 lowast 119862

100 m3

Nkg (28)

Volumul de O2 1198811198742 = 021 lowast (λ minus 1) lowast V119886119890119903 1199061199040 m3

Nkg (29)

Volumul de N2 119881_1198732 = 079 lowast λ lowast V_(119886119890119903 119906119904)^0 + 08

lowast 119873100 m3

Nkg (30)

Volumul de H2O 1198811198672119874 = 112 lowast

119867

100+ 1242 lowast

119882

100+ 000161 lowast 119909 lowast λ lowast V119886119890119903 119906119904

0

[m3Nkg (31)

Volumul real de gaze de ardere 119881119892119886 = 1198811198621198742 + 1198811198742 + 1198811198732 + 1198811198672119874 m3Nkg (32)

Participațiile procentuale volumice ale componentelor arderii

Participaţia volumică de O2 1199031198742 =1198811198742

119881119892119886 (33)

Participaţia volumică de N2 1199031198732 =1198811198732

119881119892119886 (34)

Participaţia volumică de CO2 1199031198621198742 =1198811198621198742

119881119892119886 (35)

Participaţia volumică de H2O 1199031198672119874 =1198811198672119874

119881119892119886 (36)

Participațiile procentuale masice ale componentelor arderii

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

3

Fig 2 Variaţia compoziţiei singazului icircn funcţie de raportul ER icircnainte de reactorul de

conversie CO icircn H2

Fig 3 Variaţia compoziţiei singazului icircn funcţie de raportul ER după reactorul de conversie CO

icircn H2 pentru un debit de abur injectat icircn reactorul de conversie

Icircn tabelul 2 se prezintă compoziţia gazului de sinteză rezultat după procesul de

gazeificare și icircnainte de integrarea reactorului de conversie a CO și a procesului de captare a

CO2 puterea calorifică inferioară a acestuia fiind de 404456 kJkg această compoziție fiind

luată icircn considerare icircn calculele următoare

Tabelul 2 Compoziţia gazului de sinteză

Element Valoare []

CO 1890

CH4 068

H2 1749

N2 5251

CO2 1042

0

005

01

015

02

025

03

035

04

045

005 01 015 02 025 03 035

Syn

gas

com

po

siti

on

[m

ol

]

ER = AirrAirst [kgair_rkgair_st]

H2 CH4 N2

A

0

005

01

015

02

025

03

035

04

045

05

005 01 015 02 025 03 035

Syn

gas

com

po

siti

on

[m

ol

]

ER = AirrAirst [kgair_rkgair_st]

H2 CH4 N2

CO CO2 H2O

B

4

211 Calculul arderii teoretice a combustibilului

Motoarul grupului electrogen va folosi drept combustibil gazul de sinteză provenit din

gazeificare biomasei cu compoziția volumică prezentată icircn Tabelul 2 Calculul arderii

combustibilului a fost efectuat icircn ipoteza excesului de aer (λ) ca avacircnd valoarea 1

(stoechiometric)

Principalele reacții ale arderii combustibilului (gazului de sinteză) sunt următoarele

CO + 1

2 O2 rarr CO2 (1)

CH4 + 2 O2 rarr CO2 + 2 H2O (2)

H2 + 1

2 O2 rarr H2O (3)

Pentru determinarea volumului de oxigen necesar arderii gazului de sinteză s-a calculat

suma produselor dintre concentraţiile elementare ale gazului de sinteză şi coeficienţii

stoechiometrici ai oxigenului rezultaţi din reacţiile 4-7

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast1

2 [m3

N] (4)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3N] (5)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast1

2 [m3

N] (6)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (7)

Volumele de oxigen necesare arderii atacirct pentru fiecare element al gazului de sinteză

cacirct și oxigenul total necesar sunt prezentate icircn Tabelul 3

Tabelul 3 Volumul de O2 necesar arderii

Gaz m3N de gaz

O2 necesar arderii

teoretice m3N

CO 1890 945

CH4 068 136

H2 1749 875

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 1956

Icircn continuare este prezentat modul de calcul al azotului introdus odată cu aerul necesar

arderii (reacțiile 8-11) iar icircn Tabelul 4 sunt centralizate rezultatele obținute

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast 18809 [m3N] (8)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 752 [m3N] (9)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast (1

2

021minus

1

2) [m3

N] (10)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (11)

5

Tabelul 4 Volumul total de N2

Gaz m3N de gaz

N2 adus de oxigenul

din aer m3N

CO 1890 3555

CH4 068 511

H2 1749 3290

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 7356

Icircn continuare s-au calculat produșii de reacție obținuți icircn urma arderii cantitatea de CO2

și de H2O (reacțiile 12-18 respectiv Tabelul 5)

1198811198621198742119862119874 = 119862119874 lowast 1 [m

3N] (12)

11988111986211987421198621198674 = 1198621198674 lowast 1 [m3

N] (13)

11988111986211987421198621198742 = 1198621198742 [m

3N] (14)

1198811198621198742 119905119900119905119886119897 = 1198811198621198742119862119874 + 1198811198621198742

1198621198674 + 11988111986211987421198621198742

[m3

N] (15)

11988111986721198741198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3

N] (16)

119881119867201198672 = 1198672 lowast 1 [m3

N] (17)

1198811198672119874 119905119900119905119886119897 = 11988111986721198741198621198674 + 11988111986720

1198672 [m3N] (18)

Tabelul 5 Volumul de gaze obţinute icircn urma arderii

Gaz m3N de gaz

m3N de substanțe chimice

CO2 H2O N2

CO 1890 1890 000 3555

CH4 068 068 136 511

H2 1749 000 1749 3290

N2 5251 - - 5251

CO2 1042 1042 - -

Total 10000 3000 1885 12607

212 Calculul arderii reale a combustibilului

Calculul arderii reale a gazului de sinteză s-a efectuat pornind de la parametrii

prestabiliţi prezentați icircn Tabelul 6 iar ecuațiile utilizate pentru determinarea produșilor de

ardere a participațiilor procentuale volumice și masice ale componentelor arderii și a

exponentului adiabatic sunt prezentate icircn Tabelul 7

6

Tabelul 6 Parametrii prestabiliți calcul ardere reală gaz de sinteză

Nrcrt Parametru Valoare UM

1 Presiunea p0 = 10132 bar

2 Temperatura t0 = 15 ˚C

3 Temperatura absolută T0 = 28815 K

4 Umiditatea aerului x = 10 g m3N

5 Excesul de aer λ = 11 -

6 Volumul molar Vμ0 = 22414 m3kmol

7 Presiunea de ieşire CA p3 = 112 bar

8 Temperatura de ieşire CA T3 = 950 K

Tabelul 7 Relații de calcul ardere reală a gazului de sinteză

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Bilanțul produșilor de ardere

Densitatea gazului de sinteză ρ =

119862119874

100lowast

M119862119874

V1205830

+ CH4

100lowast

1198721198621198674

V1205830

+ 1198672

100 lowast

1198721198672

V1205830

+

11986221198676

100lowast

11987211986221198676

V1205830

+ 1198732

100lowast

1198721198732

V1205830

+ 1198621198742

100lowast

1198721198621198742

V1205830

kgm3 (19)

Volumul stoechiometric de

oxigen necesar arderii 1198811198742

0 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 lowast

ρ

100 m3

Nkg (20)

Masa stoechiometrica de oxigen

necesară arderii 1198721198742

119900 =1198721198742

V1205830

kgkg (21)

Volumul stoechiometric de aer

uscat necesar arderii 119881119886119890119903119900 =

11988111987420

021 m3

Nkg (22)

Masa stoechiometrica de aer uscat

necesară arderii 119872119886119890119903 119906119904

0 =1198721198742

0232 kgkg (23)

Volumul stoechiometric de aer

umed 119881119886119890119903 119906119899

0 (1 + 000161 lowast 119909) lowast 1198811198861198901199030 m3

Nkg (24)

Masa stoechiometrica de aer

umed necesară arderii 119872119886119890119903 119906119898

0 = 119872119886119890119903 1199061199040 + 0001 lowast 119909 kgkg (25)

Volumul real de aer real 119881119886119890119903 = λ lowast 119881119886119890119903 1199061198980 m3

Nkg (26)

Masa de aer real 119872119886119890119903 = λ lowast 119872119886119890119903 1199061198980 kgkg (27)

Volumul de CO2 1198811198621198742 = 1867 lowast 119862

100 m3

Nkg (28)

Volumul de O2 1198811198742 = 021 lowast (λ minus 1) lowast V119886119890119903 1199061199040 m3

Nkg (29)

Volumul de N2 119881_1198732 = 079 lowast λ lowast V_(119886119890119903 119906119904)^0 + 08

lowast 119873100 m3

Nkg (30)

Volumul de H2O 1198811198672119874 = 112 lowast

119867

100+ 1242 lowast

119882

100+ 000161 lowast 119909 lowast λ lowast V119886119890119903 119906119904

0

[m3Nkg (31)

Volumul real de gaze de ardere 119881119892119886 = 1198811198621198742 + 1198811198742 + 1198811198732 + 1198811198672119874 m3Nkg (32)

Participațiile procentuale volumice ale componentelor arderii

Participaţia volumică de O2 1199031198742 =1198811198742

119881119892119886 (33)

Participaţia volumică de N2 1199031198732 =1198811198732

119881119892119886 (34)

Participaţia volumică de CO2 1199031198621198742 =1198811198621198742

119881119892119886 (35)

Participaţia volumică de H2O 1199031198672119874 =1198811198672119874

119881119892119886 (36)

Participațiile procentuale masice ale componentelor arderii

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

4

211 Calculul arderii teoretice a combustibilului

Motoarul grupului electrogen va folosi drept combustibil gazul de sinteză provenit din

gazeificare biomasei cu compoziția volumică prezentată icircn Tabelul 2 Calculul arderii

combustibilului a fost efectuat icircn ipoteza excesului de aer (λ) ca avacircnd valoarea 1

(stoechiometric)

Principalele reacții ale arderii combustibilului (gazului de sinteză) sunt următoarele

CO + 1

2 O2 rarr CO2 (1)

CH4 + 2 O2 rarr CO2 + 2 H2O (2)

H2 + 1

2 O2 rarr H2O (3)

Pentru determinarea volumului de oxigen necesar arderii gazului de sinteză s-a calculat

suma produselor dintre concentraţiile elementare ale gazului de sinteză şi coeficienţii

stoechiometrici ai oxigenului rezultaţi din reacţiile 4-7

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast1

2 [m3

N] (4)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3N] (5)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast1

2 [m3

N] (6)

1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (7)

Volumele de oxigen necesare arderii atacirct pentru fiecare element al gazului de sinteză

cacirct și oxigenul total necesar sunt prezentate icircn Tabelul 3

Tabelul 3 Volumul de O2 necesar arderii

Gaz m3N de gaz

O2 necesar arderii

teoretice m3N

CO 1890 945

CH4 068 136

H2 1749 875

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 1956

Icircn continuare este prezentat modul de calcul al azotului introdus odată cu aerul necesar

arderii (reacțiile 8-11) iar icircn Tabelul 4 sunt centralizate rezultatele obținute

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 = 119862119874 lowast 18809 [m3N] (8)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 = 1198621198674 lowast 752 [m3N] (9)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 = 1198672 lowast (1

2

021minus

1

2) [m3

N] (10)

1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 = 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 119862119874 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198621198674 + 1198811198732 119899119890119888119890119904119886119903 1198672 [m3N] (11)

5

Tabelul 4 Volumul total de N2

Gaz m3N de gaz

N2 adus de oxigenul

din aer m3N

CO 1890 3555

CH4 068 511

H2 1749 3290

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 7356

Icircn continuare s-au calculat produșii de reacție obținuți icircn urma arderii cantitatea de CO2

și de H2O (reacțiile 12-18 respectiv Tabelul 5)

1198811198621198742119862119874 = 119862119874 lowast 1 [m

3N] (12)

11988111986211987421198621198674 = 1198621198674 lowast 1 [m3

N] (13)

11988111986211987421198621198742 = 1198621198742 [m

3N] (14)

1198811198621198742 119905119900119905119886119897 = 1198811198621198742119862119874 + 1198811198621198742

1198621198674 + 11988111986211987421198621198742

[m3

N] (15)

11988111986721198741198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3

N] (16)

119881119867201198672 = 1198672 lowast 1 [m3

N] (17)

1198811198672119874 119905119900119905119886119897 = 11988111986721198741198621198674 + 11988111986720

1198672 [m3N] (18)

Tabelul 5 Volumul de gaze obţinute icircn urma arderii

Gaz m3N de gaz

m3N de substanțe chimice

CO2 H2O N2

CO 1890 1890 000 3555

CH4 068 068 136 511

H2 1749 000 1749 3290

N2 5251 - - 5251

CO2 1042 1042 - -

Total 10000 3000 1885 12607

212 Calculul arderii reale a combustibilului

Calculul arderii reale a gazului de sinteză s-a efectuat pornind de la parametrii

prestabiliţi prezentați icircn Tabelul 6 iar ecuațiile utilizate pentru determinarea produșilor de

ardere a participațiilor procentuale volumice și masice ale componentelor arderii și a

exponentului adiabatic sunt prezentate icircn Tabelul 7

6

Tabelul 6 Parametrii prestabiliți calcul ardere reală gaz de sinteză

Nrcrt Parametru Valoare UM

1 Presiunea p0 = 10132 bar

2 Temperatura t0 = 15 ˚C

3 Temperatura absolută T0 = 28815 K

4 Umiditatea aerului x = 10 g m3N

5 Excesul de aer λ = 11 -

6 Volumul molar Vμ0 = 22414 m3kmol

7 Presiunea de ieşire CA p3 = 112 bar

8 Temperatura de ieşire CA T3 = 950 K

Tabelul 7 Relații de calcul ardere reală a gazului de sinteză

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Bilanțul produșilor de ardere

Densitatea gazului de sinteză ρ =

119862119874

100lowast

M119862119874

V1205830

+ CH4

100lowast

1198721198621198674

V1205830

+ 1198672

100 lowast

1198721198672

V1205830

+

11986221198676

100lowast

11987211986221198676

V1205830

+ 1198732

100lowast

1198721198732

V1205830

+ 1198621198742

100lowast

1198721198621198742

V1205830

kgm3 (19)

Volumul stoechiometric de

oxigen necesar arderii 1198811198742

0 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 lowast

ρ

100 m3

Nkg (20)

Masa stoechiometrica de oxigen

necesară arderii 1198721198742

119900 =1198721198742

V1205830

kgkg (21)

Volumul stoechiometric de aer

uscat necesar arderii 119881119886119890119903119900 =

11988111987420

021 m3

Nkg (22)

Masa stoechiometrica de aer uscat

necesară arderii 119872119886119890119903 119906119904

0 =1198721198742

0232 kgkg (23)

Volumul stoechiometric de aer

umed 119881119886119890119903 119906119899

0 (1 + 000161 lowast 119909) lowast 1198811198861198901199030 m3

Nkg (24)

Masa stoechiometrica de aer

umed necesară arderii 119872119886119890119903 119906119898

0 = 119872119886119890119903 1199061199040 + 0001 lowast 119909 kgkg (25)

Volumul real de aer real 119881119886119890119903 = λ lowast 119881119886119890119903 1199061198980 m3

Nkg (26)

Masa de aer real 119872119886119890119903 = λ lowast 119872119886119890119903 1199061198980 kgkg (27)

Volumul de CO2 1198811198621198742 = 1867 lowast 119862

100 m3

Nkg (28)

Volumul de O2 1198811198742 = 021 lowast (λ minus 1) lowast V119886119890119903 1199061199040 m3

Nkg (29)

Volumul de N2 119881_1198732 = 079 lowast λ lowast V_(119886119890119903 119906119904)^0 + 08

lowast 119873100 m3

Nkg (30)

Volumul de H2O 1198811198672119874 = 112 lowast

119867

100+ 1242 lowast

119882

100+ 000161 lowast 119909 lowast λ lowast V119886119890119903 119906119904

0

[m3Nkg (31)

Volumul real de gaze de ardere 119881119892119886 = 1198811198621198742 + 1198811198742 + 1198811198732 + 1198811198672119874 m3Nkg (32)

Participațiile procentuale volumice ale componentelor arderii

Participaţia volumică de O2 1199031198742 =1198811198742

119881119892119886 (33)

Participaţia volumică de N2 1199031198732 =1198811198732

119881119892119886 (34)

Participaţia volumică de CO2 1199031198621198742 =1198811198621198742

119881119892119886 (35)

Participaţia volumică de H2O 1199031198672119874 =1198811198672119874

119881119892119886 (36)

Participațiile procentuale masice ale componentelor arderii

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

5

Tabelul 4 Volumul total de N2

Gaz m3N de gaz

N2 adus de oxigenul

din aer m3N

CO 1890 3555

CH4 068 511

H2 1749 3290

N2 5251 -

CO2 1042 -

Total 10000 7356

Icircn continuare s-au calculat produșii de reacție obținuți icircn urma arderii cantitatea de CO2

și de H2O (reacțiile 12-18 respectiv Tabelul 5)

1198811198621198742119862119874 = 119862119874 lowast 1 [m

3N] (12)

11988111986211987421198621198674 = 1198621198674 lowast 1 [m3

N] (13)

11988111986211987421198621198742 = 1198621198742 [m

3N] (14)

1198811198621198742 119905119900119905119886119897 = 1198811198621198742119862119874 + 1198811198621198742

1198621198674 + 11988111986211987421198621198742

[m3

N] (15)

11988111986721198741198621198674 = 1198621198674 lowast 2 [m3

N] (16)

119881119867201198672 = 1198672 lowast 1 [m3

N] (17)

1198811198672119874 119905119900119905119886119897 = 11988111986721198741198621198674 + 11988111986720

1198672 [m3N] (18)

Tabelul 5 Volumul de gaze obţinute icircn urma arderii

Gaz m3N de gaz

m3N de substanțe chimice

CO2 H2O N2

CO 1890 1890 000 3555

CH4 068 068 136 511

H2 1749 000 1749 3290

N2 5251 - - 5251

CO2 1042 1042 - -

Total 10000 3000 1885 12607

212 Calculul arderii reale a combustibilului

Calculul arderii reale a gazului de sinteză s-a efectuat pornind de la parametrii

prestabiliţi prezentați icircn Tabelul 6 iar ecuațiile utilizate pentru determinarea produșilor de

ardere a participațiilor procentuale volumice și masice ale componentelor arderii și a

exponentului adiabatic sunt prezentate icircn Tabelul 7

6

Tabelul 6 Parametrii prestabiliți calcul ardere reală gaz de sinteză

Nrcrt Parametru Valoare UM

1 Presiunea p0 = 10132 bar

2 Temperatura t0 = 15 ˚C

3 Temperatura absolută T0 = 28815 K

4 Umiditatea aerului x = 10 g m3N

5 Excesul de aer λ = 11 -

6 Volumul molar Vμ0 = 22414 m3kmol

7 Presiunea de ieşire CA p3 = 112 bar

8 Temperatura de ieşire CA T3 = 950 K

Tabelul 7 Relații de calcul ardere reală a gazului de sinteză

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Bilanțul produșilor de ardere

Densitatea gazului de sinteză ρ =

119862119874

100lowast

M119862119874

V1205830

+ CH4

100lowast

1198721198621198674

V1205830

+ 1198672

100 lowast

1198721198672

V1205830

+

11986221198676

100lowast

11987211986221198676

V1205830

+ 1198732

100lowast

1198721198732

V1205830

+ 1198621198742

100lowast

1198721198621198742

V1205830

kgm3 (19)

Volumul stoechiometric de

oxigen necesar arderii 1198811198742

0 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 lowast

ρ

100 m3

Nkg (20)

Masa stoechiometrica de oxigen

necesară arderii 1198721198742

119900 =1198721198742

V1205830

kgkg (21)

Volumul stoechiometric de aer

uscat necesar arderii 119881119886119890119903119900 =

11988111987420

021 m3

Nkg (22)

Masa stoechiometrica de aer uscat

necesară arderii 119872119886119890119903 119906119904

0 =1198721198742

0232 kgkg (23)

Volumul stoechiometric de aer

umed 119881119886119890119903 119906119899

0 (1 + 000161 lowast 119909) lowast 1198811198861198901199030 m3

Nkg (24)

Masa stoechiometrica de aer

umed necesară arderii 119872119886119890119903 119906119898

0 = 119872119886119890119903 1199061199040 + 0001 lowast 119909 kgkg (25)

Volumul real de aer real 119881119886119890119903 = λ lowast 119881119886119890119903 1199061198980 m3

Nkg (26)

Masa de aer real 119872119886119890119903 = λ lowast 119872119886119890119903 1199061198980 kgkg (27)

Volumul de CO2 1198811198621198742 = 1867 lowast 119862

100 m3

Nkg (28)

Volumul de O2 1198811198742 = 021 lowast (λ minus 1) lowast V119886119890119903 1199061199040 m3

Nkg (29)

Volumul de N2 119881_1198732 = 079 lowast λ lowast V_(119886119890119903 119906119904)^0 + 08

lowast 119873100 m3

Nkg (30)

Volumul de H2O 1198811198672119874 = 112 lowast

119867

100+ 1242 lowast

119882

100+ 000161 lowast 119909 lowast λ lowast V119886119890119903 119906119904

0

[m3Nkg (31)

Volumul real de gaze de ardere 119881119892119886 = 1198811198621198742 + 1198811198742 + 1198811198732 + 1198811198672119874 m3Nkg (32)

Participațiile procentuale volumice ale componentelor arderii

Participaţia volumică de O2 1199031198742 =1198811198742

119881119892119886 (33)

Participaţia volumică de N2 1199031198732 =1198811198732

119881119892119886 (34)

Participaţia volumică de CO2 1199031198621198742 =1198811198621198742

119881119892119886 (35)

Participaţia volumică de H2O 1199031198672119874 =1198811198672119874

119881119892119886 (36)

Participațiile procentuale masice ale componentelor arderii

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

6

Tabelul 6 Parametrii prestabiliți calcul ardere reală gaz de sinteză

Nrcrt Parametru Valoare UM

1 Presiunea p0 = 10132 bar

2 Temperatura t0 = 15 ˚C

3 Temperatura absolută T0 = 28815 K

4 Umiditatea aerului x = 10 g m3N

5 Excesul de aer λ = 11 -

6 Volumul molar Vμ0 = 22414 m3kmol

7 Presiunea de ieşire CA p3 = 112 bar

8 Temperatura de ieşire CA T3 = 950 K

Tabelul 7 Relații de calcul ardere reală a gazului de sinteză

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Bilanțul produșilor de ardere

Densitatea gazului de sinteză ρ =

119862119874

100lowast

M119862119874

V1205830

+ CH4

100lowast

1198721198621198674

V1205830

+ 1198672

100 lowast

1198721198672

V1205830

+

11986221198676

100lowast

11987211986221198676

V1205830

+ 1198732

100lowast

1198721198732

V1205830

+ 1198621198742

100lowast

1198721198621198742

V1205830

kgm3 (19)

Volumul stoechiometric de

oxigen necesar arderii 1198811198742

0 = 1198811198742 119899119890119888119890119904119886119903 119905119900119905119886119897 lowast

ρ

100 m3

Nkg (20)

Masa stoechiometrica de oxigen

necesară arderii 1198721198742

119900 =1198721198742

V1205830

kgkg (21)

Volumul stoechiometric de aer

uscat necesar arderii 119881119886119890119903119900 =

11988111987420

021 m3

Nkg (22)

Masa stoechiometrica de aer uscat

necesară arderii 119872119886119890119903 119906119904

0 =1198721198742

0232 kgkg (23)

Volumul stoechiometric de aer

umed 119881119886119890119903 119906119899

0 (1 + 000161 lowast 119909) lowast 1198811198861198901199030 m3

Nkg (24)

Masa stoechiometrica de aer

umed necesară arderii 119872119886119890119903 119906119898

0 = 119872119886119890119903 1199061199040 + 0001 lowast 119909 kgkg (25)

Volumul real de aer real 119881119886119890119903 = λ lowast 119881119886119890119903 1199061198980 m3

Nkg (26)

Masa de aer real 119872119886119890119903 = λ lowast 119872119886119890119903 1199061198980 kgkg (27)

Volumul de CO2 1198811198621198742 = 1867 lowast 119862

100 m3

Nkg (28)

Volumul de O2 1198811198742 = 021 lowast (λ minus 1) lowast V119886119890119903 1199061199040 m3

Nkg (29)

Volumul de N2 119881_1198732 = 079 lowast λ lowast V_(119886119890119903 119906119904)^0 + 08

lowast 119873100 m3

Nkg (30)

Volumul de H2O 1198811198672119874 = 112 lowast

119867

100+ 1242 lowast

119882

100+ 000161 lowast 119909 lowast λ lowast V119886119890119903 119906119904

0

[m3Nkg (31)

Volumul real de gaze de ardere 119881119892119886 = 1198811198621198742 + 1198811198742 + 1198811198732 + 1198811198672119874 m3Nkg (32)

Participațiile procentuale volumice ale componentelor arderii

Participaţia volumică de O2 1199031198742 =1198811198742

119881119892119886 (33)

Participaţia volumică de N2 1199031198732 =1198811198732

119881119892119886 (34)

Participaţia volumică de CO2 1199031198621198742 =1198811198621198742

119881119892119886 (35)

Participaţia volumică de H2O 1199031198672119874 =1198811198672119874

119881119892119886 (36)

Participațiile procentuale masice ale componentelor arderii

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

7

Participaţia masică de O2 1198921198742 = 1199031198742 lowast1205831198742

120583119892119886 (37)

Participaţia masică de N2 1198921198732 = 1199031198732 lowast1205831198732

120583119892119886 (38)

Participaţia masică de CO2 1198921198621198742 = 1199031198621198742 lowast1205831198621198742

120583119892119886 (39)

Participaţia masică de H2O 1198921198672119874 = 1199031198672119874 lowast12058311986720

120583119892119886 (40)

Exponentul adiabatic

Densitatea gazelor de ardere in

condiţii normale ρ119892119886

0 =120583119892119886

1198811205830 kg m3

N (41)

Densitatea gazelor la ieşirea din

camera de ardere ρ119892119886 = ρ119892119886

0 lowast1198790

1198793lowast

1199013

1199010 kg m3 (42)

Constanta gazelor de ardere 119877119892119886 =119877

120583119892119886 JkgK (43)

Căldura specifică a gazelor de

ardere

119862119872_119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1205831198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1205831198621198742 lowast

1198881199011198621198742+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198732 lowast 1205831198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198672119874 lowast 1205831198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkmol

K (44)

Căldura specifică a gazelor de

ardere la presiune constantă

119888119901_119892119886 = 1199031198742 lowast 1198881199011198742+ 1199031198621198742 lowast 1198881199011198621198742

+ 1199031198732 lowast

1198881199011198732+ 1199031198732 lowast 1198881199011198732

+ 1199031198672119874 lowast 1198881199011198672119874

kJkg

K (45)

Căladura specifică a gazelor de

ardere la volum constant 119888119907_119892119886 = 119888119901_119892119886 minus 119877119892119886

kJkg

K (46)

Exponentul adiabatic al gazelor

de ardere 119896119892119886 =

119888119901_119892119886

119888119907_119892119886 - (47)

Cu ajutorul relațiilor de calcul prezentate icircn Tabelul 7 s-au determinat valorile numerice

ale parametrilor arderii reale a gazului de sinteză (Tabelul 8)

Tabelul 8 Calculul arderii reale

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

1 Caldura specifica CO2 cpCO2 1204044 kJkgK

2 Caldura specifica O2 cpO2 106647 kJkgK

3 Caldura specifica N2 cpN2 1143373 kJkgK

4 Caldura specifica H20 cpH20 221993 kJkgK

5 Volumul st de oxigen necesar V0O2 018 m3Nkg

6 Masa st de oxigen necesar M0O2 025 kgkg

7 Volumul st de aer uscat V0aer 0833594 Nm3kg

8 Masa st de aer uscat M0aer 1077443 kgkg

9 Volumul st de aer umed V0aer 0847015 Nm3kg

10 Masa st de aer umed M0aer 1087443 kgkg

11 Volumul de aer real Vaer 0931717 Nm3kg

12 Masa de aer real Maer 1196187 kgkg

13 Volumul de CO2 VCO2 0268558 Nm3kg

14 Volumul de O2 VO2 0017505 Nm3kg

15 Volumul de N2 VN2 1206122 Nm3kg

16 Volumul de H2O VH2O 0183507 Nm3kg

17 Volumul real de gaze de ardere Vga 1675691 Nm3kg

18 Participatia volumica de O2 rO2 104

19 Participatia volumica de N2 rN2 7198

20 Participatia volumica de CO2 rCO2 1603

21 Participatia volumica de H2O rH2O 1095

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

8

26 Masa molara a ga μga 2951094 kgkmol

26 Participatia masica de O2 gO2 113

27 Participatia masica de N2 gN2 6829

28 Participatia masica de CO2 gCO2 2390

29 Participatia masica de H2O gH2O 668

31 Densitatea ga in conditii normale ρ0ga 132 kgm3

32 Densitatea ga la iesire din CA ρga 0582469 kgm3

33 Constanta gazelor de ardere Rga 281726 JkgK

34 Caldura specifica molara a ga CM p ga 3626626 kJkmolK

35 Caldura specifica a ga la p=ct Cp ga 1270188 kJkgK

36 Caldura specifica la v=ct a ga Cv ga 0988462 kJkgK

37 Exponentul adiabatic k ga 1285014 -

213 Calculul ciclului motorului

Obiectivul acestui calcul este reprezentat de dimensionarea motorului și alegerea

numărului de motoare precum și determinarea randamentului pe care ȋl are un motor

Realizarea calculului ciclului motorului a pornit de la următorul set de date de intrare

Puterea norminală Pe = 50 [kW]

Turaţia nominală n = 3000 [rotmin]

Numarul de cilindri i = 6 [cil]

Ulterior s-au ales parametrii inițiali ai motorului și parametrii procesului de schimbare

a gazelor

Temperatura inițială aleasă anterior ȋn calculul arderii T0=28815 K

Presiunea inițială p0=10132 bar

Temperatura gazelor reziuduale Tgr=900 K

Presiunea gazelor reziduale pgr= 125 bar

Coeficientul de exces de aer λ=11

Raportul de comprimare ε=9

Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa=07 [bar]

Preȋncălzirea amestecului ΔT=15 [K]

Coeficientul de postumplere νp=115

Coeficientul de umplere ηv=085

Astfel se determină coeficientul gazelor reziduale cu datele prezentate anterior

120574119903 =(1198790+∆119879)

119879119892119903lowast

119901119892119903

(120576lowast119901119904119886lowast119899minus119901119892119903) (48)

și temperatura la sfacircrșitul admisiei

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

9

119879119886 =(1198790+∆119879+120574119903lowast119879119892119903)

(1+120574119903) [K] (49)

Parametrii procesului de comprimare și a procesului de ardere sunt prezentați icircn

continuare

Coeficientul politropic n=129

Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc care se calculează astfel

119901119888 = 119901119904119886 lowast 120576119899 [bar] (50)

Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc

119879119888 = 119879119886 lowast 120576(119899minus1) [K] (51)

Puterea calorifică inferioară a combustibilului Qi=20604056 [kJm3]

Coeficientul de utilizare al căldurii ζ=095

Coeficientul 120577 mai poartă denumirea și de coeficient de folosire a căldurii ȋn procesul

de ardere și se ȋncadrează ȋn intervalul (085-095) Acest coeficient depinde de dimensiunile

cilindrului raportul de comprimare de calitatea pulverizarii de sarcina motorului si de forma

camerei de ardere si de racire

Aerul minim necesar arderii unui kilogram de combustibil Lmin

119871119898119894119899 =1198810 119886119890119903

22414 [kmolkg] (52)

Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0

1205830 = 1 +1199051

1199052 (53)

unde t1 respectiv t2 se calculează astfel

1199051 = 021 lowast (1 minus 120582) lowast 119871119898119894119899 + (119867

400+

119874

3200) minus

1

119872 (54)

1199052 = 120582 lowast 119871119898119894119899 +1

119872 (55)

Coeficientul real de variație a masei molare μf

120583119891 = 1 +(1205830minus1)

(1+120574119903) (56)

Căldurile specifice medii s-au determinat cu ajutorul unei funcții tabelare Valorile

rezultate pentru acestea sunt

Caldura specifică CO2 cpCO2=1402 [kJkgK]

Caldura specifică O2 cpO2=1236 [kJkgK]

Caldura specifică N2 cpN2=1322 [kJkgK]

Caldura specifică H2O cpH2O=3069 [kJkgK]

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

10

Participațiile volumice utilizate sunt cele calculate anterior la calculul arderii reale a

gazului de sinteză

Pentru determinarea temperaturii la sfărșitul procesului de ardere s-a pornit de la o

valoare presupusă a acesteia calculacircndu-se ulterior o nouă valoare a căldurii specifice a gazelor

de ardere ce ține cont de valoarea pe care am presupus-o pentru temperatură la sfacircrșitul

procesului de ardere Căldura specifică rezultată s-a utilizat ȋn calculul temparaturii la sfacircrșitul

procesului de ardere Acest calcul s-a realizat pacircnă cacircnd eroarea dintre valoarea presupusă și

cea rezultată a ajuns sub 1

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907119901 = 20 + 14 lowast 0001 lowast 119879119888 [kJkmolK] (57)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndash presupusă Tzp=2818 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului de ardere cmv

119888119898119907 = 184 + 26 lowast 120582 + (155 + 138 lowast 120582) lowast 00001 lowast 119879119911119901 [kJkmolK] (58)

Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere ndashcalculată Tz

119879119911 = (120585lowast119876119894

((120582lowast119871119898119894119899+1

119872)lowast(1+120574119903))

+ 119888119898119907 + 119879119888) lowast1

119888119898119907lowast120583119891 [K] (59)

Eroarea dintre cele 2 temperaturi ε

120576 =119879119911minus119879119911119901

119879119911lowast 100 lt1 (60)

Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz

119901119911119903 =119901119888lowast120583119891lowast119879119911

1198793 [bar] (61)

Rotunjirea diagramei Θz=095

Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr

119901119911119903 = Θ lowast 119901119911 [bar] (62)

Gradul de creștere al presiunii Π

Π =119901119911119903

119901119888 (63)

Icircn cadrul procesului de destindere s-a presupus un coeficient adiabatic al destinderii cu

următoarea valoare kdes=11

Presiunea la sfacircrșitul destinderii va fi pb

119901119887 =119901119911119903

120576119896119889119890119904 [bar] (64)

Temperatura la sfacircrșitul destinderii va fi Tb

119879119887 =119879119911

120576(119896119889119890119904minus1) [K] (65)

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

11

Icircn Tabelul 9 sunt prezentați parametrii principali ai motorului și relațiile de calcul

pentru dimensiunile fundamentale ale motorului iar in Tabelul 10 sunt prezentate rezultatele

obținute Icircn cazul calculării dimensiunilor fundamentale ale motorului s-a considerat raportul

cursă-alezaj Φ=1

Tabelul 9 Relații de calcul parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului

Mărime Relație de calcul UM Nr

rel

Parametrii principali ai motorului

Randamentul mecanic ηm=09 - -

Coeficientul de rotunjire al

diagramei μr=095 - -

Presiunea medie a ciclului teoretic

119901119894 =119901119888

120576 minus 1lowast (1199012 minus 1199011)

1199011 =1minus

1

120576(119899minus1)

119899minus1 1199012 =

Πlowast(1minus1

120576(119896119889119890119904minus1))

(119896119889119890119904minus1)

bar (66)

Presiunea medie indicată 119901119898119894 = 120583119903 lowast 119901119894 bar (67)

Presiunea medie efectivă 119901119898119890 = 120578119898 lowast 119901119898119894 bar (68)

Randamentul efectiv al motorului 120578119890119898 = 120578119898 lowast 120578119894 (69)

Consumul specific de combustibil 119888119904119901 =3600 lowast 1000

120578119890119898lowast

100

119876119894 gkWh (70)

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Capacitatea cilindrică necesară

pentru 1 cilindru 119881ℎ =

12 lowast 119875119890 lowast 107

119901119898119890 lowast 105 lowast 119899 lowast 119894 l (71)

Cilindreea totală a motorului 119881119905 = 119881ℎ lowast 119894 l (72)

Diametrul cilindrului calculat 119863 = (4 lowast 119881ℎ

314 lowast Φ)

13 lowast 100 mm (73)

Cursa pistonului calculat 119878 = 119863 lowast Φ mm (74)

Diametrul cilindrului adoptat Dadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cursa pistonului adoptat Sadoptat se obține prin rotunjire mm -

Cilindreea reală a motorului 119881119903119905 =314 lowast 1198632 lowast 119878 lowast 119894

4lowast 10minus6 l (75)

Viteza medie a pistonului 119881119898 =119878119886119889119900119901119905119886119905 lowast 119899

30lowast 0001 ms (76)

Puterea litrică a motorului 119875119897 =119875119890

119881119903119905 kWl (77)

Numărul de motoare necesar 119899 =119875119890119897 119899119890119888119890119904119886119903ă

119875119890 - (78)

Numărul real de motoare nmr se obține prin rotunjirea superioară a

numărului necesar de motoare - -

Puterea electrică reală furnizată 119875119890119903 = 119899119898119903 lowast 119875119890 kW (79)

Tabelul 10 Calculul ciclului motorului

Nrcrt Marimea Notatie Valoare UM

Date de intrare

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

12

1 Puterea nominală Pe 50 kW

2 Turația nominală n 3000 rotmin

3 Numărul de cilindrii i 6 cil

Alegerea parametrilor inițiali

4 Temperatura inițială T0 28815 K

5 Presiunea inițială p0 10132 bar

6 Temperatura gazelor reziduale Tgr 900 K

7 Presiunea gazelor reziduale pgr 125 bar

8 Coeficientul de exces de aer λ 11 -

9 Raportul de comprimare ε 9 -

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

10 Presiunea la sfacircrșitul admisiei psa 07 bar

11 Preicircncălzirea amestecului ΔT 15 K

12 Coeficientul de post umplere νp 115 -

13 Coeficientul gazelor reziduale γr 007 -

14 Temperatura la sfacircrșitul admisiei Ta 34232 K

15 Coeficientul de umplere ηv 085 -

Parametrii procesului de comprimare

16 Coeficientul adiabatic n 129 -

17 Presiunea la sfacircrșitul comprimării pc 1178 bar

18 Temperatura la sfacircrșitul comprimării Tc 64033 K

19 Volumul camerei de ardere V3=V2

Parametrii procesului de ardere

19 Puterea calorifică inferioară a comb Qi 45181288 kJm3

20 Coeficientul de utilizare a căldurii ξ 095 -

21 Aerul minim necesar arderii 1 kg comb Lmin 00377896 kmolkg

22 Coeficientul teoretic de variație a masei molare μ0 06438066

23 Coeficientul real de variație a masei molare μf 06671812

Căldurile specifice medii la finalul procesului de ardere

24 Căldura specifică CO2 cpCO2 1423 kJkgK

25 Căldura specifică O2 cpO2 1261 kJkgK

26 Căldura specifică N2 cpN2 1324 kJkgK

27 Căldura specifică H20 cpH20 3129 kJkgK

Participații volumice

28 Participația volumică de O2 rO2 104

29 Participația volumică de N2 rN2 7198

30 Participația volumică de CO2 rCO2 1603

31 Participația volumică de H2O rH2O 1095

32 Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 31142 kJkmolK

33 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

presupusă Tz 3280 K

Căldura specifică a gazelor la sfacircrșitul procesului

de ardere Cmv 3132 kJkmolK

34 Temperatura la sfacircrșitul procesului de ardere -

calculată Tz 33087 K

35 Eroare temperatura sf proc ε 0867

36 Presiunea la sfacircrșitul procesului de ardere pz 2890 bar

37 Rotunjirea diafragmei Θz 095

38 Presiunea la sfacircrșitul arderii corectate pzr 2746 bar

39 Gradul de creștere al presiunii Π 2330

Procesul de destindere

40 Se presupune coeficientul adiabatic al destinderii kdes 11

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

13

41 Presiunea la sfacircrșitul destinderii pb 245 bar

42 Temperatura la sfacircrșitul destinderii Tb 263299 K

Parametrii principali ai motorului

43 Randamentul mecanic ηm 09

44 Coeficientul de rotunjire al diagramei μr 095

45 Presiunea medie a ciclului teoretic pi 437 bar

46 Presiunea medie indicată pmi 415 bar

47 Randamentul indicat al motorului ηi 2325

48 Presiunea medie efectivă pme 373 bar

49 Randamentul efectiv al motorului ηem 2092

50 Consumul specific de combustibil csp 42540 gkWh

Dimensiunile fundamentale ale motorului

51 Raport cursă-alezaj Φ 1

52 Capacitatea cilindrică necesară pentru un cilindru Vh 0893 l

53 Cilindreea totală a motorului Vt 5358 l

54 Diametrul cilindrului calculat D 10439 mm

55 Cursa pistonului calculat S 10439 mm

56 Diametrul cilindrului adoptat D 10400 mm

57 Cursa pistonului adoptat S 10400 mm

58 Cilindreea reală a motorului Vt 5358 l

59 Viteza medie a pistonului Vm 1040 ms

60 Puterea litrică a motorului Pl 933 kWl

61 Numărul de motoare necesar n 05106564 -

62 Numărul real de motoare nmr 1 -

63 Puterea electrică reală furnizată Per 50 kW

214 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS

Scopul acestui calculul a fost de a determina totalul căldurii ce poate fi efectiv folosită

si totodată să se veridice dacă un singur motor poate acoperi icircntreg necesarul termic cerut de

către un consumator Astfel icircn continuare sunt prezentate relațiile de calcul utilizate și valorile

numerice obținute (Tabelul 11)

Debitul de combustibil

119861119888119900119898119887 =119875119890

120578119890119898lowast119876119894 [kgs] (80)

Debitul de combustibil orar

119861119888ℎ119861119888119900119898119887

3600 [kgh] (81)

Debitul volumic de combustibil

119861119907119900119897119881119892119886

119861119888ℎ [m3

Nh] (82)

Cantitatea de căladură disponibilă

119876 = 120577 middot 119861119888ℎ ∙ 119867119894 [kJh] (83)

Cantitatea de căladură pierdută cu fluidul de răcire

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

14

119876119903119898 = 0266 ∙ 119894 ∙ 119863173 ∙ 1198780575 ∙ 119899071 ∙ (1 + 15 ∙119878

119863) ∙ (120576 minus 1)minus0286[kJh] (84)

Cantitatea de căladură totală pierdută cu fluidul de răcire

119876119903119898 119905119900119905119886119897 =119876119903

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (85)

unde Daf = 8000 [h] este durata anuală de funcţionare

Cantitatea de căladură pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 = 120588119892119886 ∙ 119862119872119901119892 ∙ 119861119907119900119897 ∙ (119879119890 minus 119879119894) [kJh] (86)

Cantitatea de căladură totală pierdută icircn gazele de ardere

119876119892119886 119905119900119905119886119897 =119876119892119886

1000lowast3600lowast 119863119886119891 [MWhh] (87)

Cantitatea de căladură echivalentă lucrului mecanic

119876119890 = 3600 ∙ Pe [kJh] (88)

Volumul de CO

119881119862119874 =1198811198621198742minus

2

31198811198621198742

22414 [kmolkg] (89)

S-a considerat ca icircn motoarele cu aprindere prin scacircnteie carbonul din combustibil arde

icircn reacție cu oxigenul degajacircnd 2

3 1198621198742 restul de

1

3 fiind CO

Cantitatea de căladură pierdută prin ardere incompletă

Δ119876119894119899 = 119881119862119874 ∙ 119862119872119901119862119874 ∙ 119861119888ℎ ∙ 119879119888 [kJh] (90)

unde CMpGO = 30171 [kJkmolk]

Cantitatea de căladură pierdută rezidual

119876119903119890119911 = 119876minus(119876119890 + 119876119903 + 119876119892119886 + ∆119876119894119899) [kJh] (91)

Procentul de căldură echivalentă a lucrului mecanic

119902119890 =119876119890

119876 [] (92)

Procentul de căldură pierdută cu fluidul de răcire

119902119903119898 =119876119903

119876 [] (93)

Procentul de căldură pierdută cu gazele de evacuare

119902119892119886 =119876119892119886

119876 [] (94)

Procentul de căldură pierdută rezidual

119902119903119890119911 =119876119903119890119911

119876 [] (95)

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

15

Tabelul 11 Calculul recuperării căldurii provenită de la MAS Nr

Crt Mărimea Notație Valoare UM

1 Debitul de combustibil Bcomb 0059083 kgs

2 Debitul de combustibil orar Bch 212700 kgh

3 Cantitatea de caldura disponibila Q 817272 kJh

4 Debitul volumic de combustibil Bvol 35642 Nm3h

5 Caldura pierduta cu fluidul de racire Qr 143122 kJh

6 Caldura totala pierduta cu fluidul de racire QrT 31804 MWhan

7 Caldura pierduta cu gazele evacuate Qg 257992 kJh

8 Caldura totala pierduta cu gazele evacuate QgT 57331 MWhan

9 Temperatura medie a gazelor de evacuare Tev 900 K

10 Caldura echivalenta lucrului mecanic Qe 180000 kJh

11 Caldura pierduta prin ardere incompleta ΔQin 16422 kJh

12 Volumul de CO VCO 000399 kmolkg

13 Caldura specifica molara a CO CMpCO 30171 kJkmolK

14 Caldura pierduta rezidual Qrez 219735 kJh

15 Procentul de caldura echivalenta a lucrului mec qe 2202

16 Procentul de caldura pierduta cu fluidul de racire qr 1751

17 Procentul de caldura pierduta cu gazele evacuate qg 3156

18 Procentul de caldura pierduta prin ardere incompleta qin 201

19 Procendul de caldura pierduta rezidual qrez 2688

Distribuţia procentuală a căldurii disponibilă icircn motor este prezentantă icircn diagrama

Sankey din figura 4 de mai jos

Fig 4 Diagrama Sankey pentru fluxurile intrateieşite

Q 100

Q_util 24

Q_rm 18

Q_ga 25

Q_rez 31

Q_in 2

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Puterea termica intrata in MP Puteri termice iesite din MP

Rep

arti

tia

flu

xuri

lor

[

]

Fluxuri intrateiesite

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

16

215 Calculul ITG icircn regim nominal de funcționare

Icircn acest subcapitol s-a realizat calculul unei instalații cu gaze icircn regim nominal de

funcționare avacircnd principalele caracteristici prezentate icircn Tabelul 11

Tabelul 11 Principalele caracteristici ale ITG analizată

Parametru Valoare Putere electrică la bornele generatorului kW 10000

Raport de compresie 17

Temperatura superioară a ciclului termodinamic K

1225

Combustibil utilizat CH4 (100)

Definită conform normelor ISO

Temperatura superioară a ciclului termodinamic este definită conform normelor ISO

ea surprinzacircnd icircn mod implicit efectul răcirii cu aer a paletajului turbinei cu gaze Această

temperatură descrie icircn acelaşi timp atacirct punctul de ieşire din camera de ardere cacirct şi cel de

intrare icircn turbina cu gaze Schema de calcul adoptată este prezentată icircn continuare Pentru

calcul termic al ITG s-a adoptat un model matematic simplificat pentru care se cunosc cpga =

117 kJ(kgK) cpaer = 103 kJ(kgK) cpga(ieșire) = 117 kJ(kgK) y = 139

Icircn cadrul procesul de compresie s-au determinat următorii parametrii

- Punctul de intrare icircn filtrul de aer se consideră P0 = 1013 bar T0 = 28815 K φ0 = 60

rezultă că H0 = cp To = 33714 kJkg

- Punctul de intrare icircn compresor se consideră ΔP01 = 003 bar rezultă că P1 = P0 - ΔP01 =

0983 bar T1 = T0 = 28815 K h0= h1 = 33714 kJKg

- Punctul teoretic de eşapare din compresor este T2t =T1 εKy-1y= 2881517139-1139 = 638

K h2t =cpT2t =11638 = 7019 kJkg

- Pentru predeterminarea randamentului politropic al compresorului se utilizează relaţia ηK=

098 Rezultă punctul real de eşapare din compresor h2 = h1+h2tminush1

ηk = 33714 +

7019minus33714

098 = 6968 kJK T2 =

h2

cp =

6968

103 = 67652 K P2=P1εk = 098317 = 1671 bar

Combustibilul utilizat este gaz metan pentru care se cunosc Hii = 50000 kJkg ma0 =

177 kgaerkgCH4 Tref = 29315 K

Randamentul camerei de ardere se alege ηCA=098

Pe baza datelor de mai sus se determină debitul specific de combustibil

VITG = 119888119901lowast(1198793minus1198792)

120578119862119860lowast119867119894119894minus119888119901lowast(1198793minus119879119903119890119891

) =

11lowast(1225minus67652)

098lowast50000minus11lowast(1225minus29315) = 00133 kgCH4kgaer

Excesul de aer ia ieşirea din camera de ardere este α3 =1

119881119868119879119866lowast1198981198860 =

1

00133lowast177 = 4217

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

17

Icircn cadrul procesului de destindere se consideră pierderea de presiune icircn CA Δp23 =

0835 bar Rezultă parametri de intrare icircn ITG P3 = p2 ndash Δp23 = 1671 ndash 0835 = 15876 bar

h3=cp T3 = 11 1225 = 143325 k J k g

Icircn amortizorul de zgomot se consideră Δp45 = 005 bar Rezultă că (icircn condiţiile icircn care

p5 = p0) p4 = p5 +Δp45 = 1013 + 005 = 1063 bar

Raportul de destindere icircn turbina cu gaze εTG= 1199013

1199014=

15876

1073=14935

Punctul teoretic de eşapare icircn turbina cu gaze este

T4t = T3 εTG

1minusy

y = 1225 14935

1minus139

139 = 64606 K

h4t = cpT4t = 11 64606 = 71066 kJKg

Pentru predeterminarea randamentului politropic al turbinei cu gaze se utilizează

ηTG = 095 - εTGminus1

250 = 095 -

14935minus1

250 = 0894

Rezultă punctul real de eşapare din turbina cu gaze

h4 = h3 - (h3 - h4t) = 143325 - (143325 -71066) 0894 = 78292 kJkg

T4 = 119945120786

119940119953 =

120789120790120784120791120784

120783120783 =71175 K

In amortizorul de zgomot are loc un proces de laminare Deci h5 = h4 =78292 kJ kg

T5 =T4 = 71175 K

Indictorii specifici

Lucrul mecanic specific consumat de compresor pentru 1 kg de aer aspirat

Lk = h2 - h1 = 6968 - 33714 = 35968 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de turbina cu gaze

LITG = (1 + vITG) (h3 - h4) = (1 + 00133) (143325 - 78292) = 65904 kJkg

Lucrul mecanic specific produs de ITG

LITG = LTG - LK = 65904 - 35968 = 29936 kJkg

Puterea termică specifică preluată la sursa caldă a ciclului ITG pentru 1 kg de aer

aspirat de compresor

Qt = V IT G 119867119894119894 ηCA = 0013350000098 = 65632 kJkg

Randamentul termic al ITG ηt = LITG

Q1 =

29936

65632 = 0456

Randamentul electric brut al ITG ηM = 0995 ηG = 0987 ηtr = 1 (ITG este cuplată rigid

cu generatorul electric) Rezultă

ηB = ηt ηCA ηM ηG ηtr=0378 0998 0992 0984 1 = 0436

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

18

Debite absolute de agent termic şi de combustibil

Debitul de combustibil introdus icircn camera de ardere

B = PB

ηBlowastHii =

10000

0436lowast50000 = 0458 kgs

Debitul de aer aspirat de compresor

Dae r= α3 ma0 B = 4217 177 0458 = 34222 kgs

Debitul de gaze de ardere esapat din ITG

Dga = Daer + B = 34222 + 0458 = 34680 kgs

Tabelul 12 Date de intrare instalație ITG

Nrcrt Mărime Notație UM Valoare

1 Presiune atmosferica Pa bar 1013

2 Temperatura atmosferica ta K 28815

3 Temperatura CA t3 K 1225

4 Debitul de aer Daer kgs 450

5 Raportul de compresie εk - 17

6 Rand intern compressor ηK 91

7 Randamentul CA ηCA 98

8 Randamentul intern turbine ηTG 90

9 Pierderile de presiune FA ΔpFA bar 003

10 Pierderile de presiune CA ΔpCA (005p2) bar 083555

11 Pierderile de presiune AZ ΔpAZ bar 005

12 Caldura specifica aer cpaer kJ(kgK) 103

13 Caldura specifca ga cpga kJ(kgK) 117

14 Caldura specifica ga la iesire cpga kJ(kgK) 11

15 Exponent adiabatic aer kaer - 139

16 Exponent adiabatic ga kga - 131

17 Putere calorifica inferioara PCI kJkg 50000

18 Randamentul mechanic ηm 995

19 Randamentul generator ηg 987

Tabelul 13 Rezultate calcul instalație ITG

Nr

crt

Mărime Notație UM Relație Valoare

Calculul parametrilor la intrarea și ieșirea din FA

1 Entalpia aer intrare FA h0 kJkg cpaert0 337136

2 Entalpia aer iesire FA h1 kJkg h0 337136

3 Presiune aer iesire FA p1 bar Pa-ΔpFA 0983

Calculul parametrilor procesului de compresie

4 Presiune iesire compresor p2 bar p1εk 16711

5 Temperatura teoretica iesire compresor T2t K T1εk^((kaer-1)kaer) 638047

7 Temperatura reala iesire compresor T2 K T1+(T2t-T1)ηk 676520

8 Temperatura reala iesire compresor t2 C

403502

9 Entalpia aer iesire compresor h2 kJkg cpaert2 696831

Calculul parametrilor la ieșirea din CA

10 Entalpia gaze de ardere h3 kJkg cp3t3 143325

11 Presiunea gazelor de ardere p3 bar P2-ΔpCA 158755

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

19

Calculul parametrilor procesului de destindere TG

12 Presiunea gazelor de ardere la iesire din

TG

p4 bar P5+ΔpAZ 1063

13 Raport de destindere TG εTG - p3p4 149346

14 Temperatura teoretica iesire TG T4t K T3εTG^((kg-1)kg) 646061

15 Temperatura teoretica iesire TG t4t C

372911

16 Entalpia teoretica h4t kJkg cp4t4t 710667

17 Entalpia reala h4 kJkg h3-ηTG(h3-h4t) 782926

18 Temperatura reala iesire TG T4 K h4cp 711751

Calculul parametrilor procesului de ieșire din AZ

19 Entalpia reala h5 kJkg h5 =h4 782926

20 Temperatura reala iesire AZ T5 K T5 =T4 711751

Concluzii

Icircn acest studiu s-au determinat performanțele energetice ale motoarelor termice pe bază

de combustibili gazoși ca și combustibil gazos s-a utilizat gazul de sinteză obținut prin

gazeificarea biomasei cu compoziția determinată icircn cadrul etapei 1 și prezentată la icircnceputul

subcapitolului 21 și de asemenea s-a efectuat și calculul unei instalații de turbină cu gaze icircn

regim nominal de funcționare dar icircn acest caz s-a utilizat ca și combustibil gazos metanul

Astfel după calculul arderii teoretice și arderii reale a gazului de sinteză a fost realizat calculul

ciclului motorului Icircn urma arderii teoretice a gazului de sinteză volumul de gaze de ardere

rezultat a fost următorul CO2 = 30 m3N H2O = 1885 m3

N N2 = 12607 m3N Icircn cazul arderii

reale a gazului de sinteză au rezultat următoarele participații volumice ale gazelor de ardere

O2 = 104 N2 = 7198 CO2 = 1603 H2O = 1095 Pentru calculul motorului ca și date

de intrare puterea nominală a fost considerată de 50 kW turația nominală de 3000 rotmin și

numărul de cilindri egal cu 6 După aplicarea relațiilor de calcul a rezultat un randament efectiv

al motorului de 2092 iar consumul specific de combustibil a fost de 4254 gkWh Pentru

icircmbunătățirea performanțelor motorului termic s-a realizat și un calcul de recuperare a căldurii

provenite de la MAS Astfel după realizarea și acestui calcul s-a construit diagrama Sankey

privind distribuția procentuală a căldurii icircn motor icircn acest caz căldura utilă reprezintă 24

căldura pierdută cu fluidul de răcire reprezintă 18 căldura pierdută icircn gazele de ardere

reprezintă 25 căldura pierdută rezidual reprezintă 31 iar căldura pierdută prin ardere

incompletă reprezintă 2

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

Academia Oamenilor de Știință din Romacircnia

Universitatea POLITEHNICA din București

Facultatea de Energetică

RAPORT DE CERCETARE 2

TEMĂ DE CERCETARE

INTEGAREA ENERGETICĂ A

PROCESELOR DE CAPTARE CO2 PRIN

ABSORBȚIE FIZICĂ

Responsabil Profdring Adrian BADEA

Prof dr ing Cristian DINCĂ

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

2

Etapa 2 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică

22 Integrarea energetică a procesului de absorbţie fizică a CO2 icircn cadrul instalaţiilor

energetice (turbină cu gaze)

Icircn cadrul acestui subcapitol s-a analizat valorificarea gazului de sinteză produs prin

gazeificarea biomasei (cu compoziția elementară a biomasei prezentată icircn subcapitolul 11)

prin simularea procesului de ardere și a utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze icircn

programul de specialitate Chemcad Atacirct concentrațiile volumice cacirct și puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză (singaz) icircnainte și după captarea dioxidului de carbon pre-

combustie prin absorbție fizică sunt prezentate icircn Tabelul 1 S-a considerat o eficiență de

captare a CO2 de 90

Tabelul 1 Concentrație volumică gaz de sinteză icircnainte și după captarea CO2

Concentrație volumică (vol ) Icircnainte de captarea CO2 După captarea CO2

H2 27 35

CH4 1 12

N2 46 57

CO 4 5

CO2 22 28

PCI (kJkg) 41143 40307

Variantele analizate icircn cadrul acestui studiu au fost următoarele

Varianta 0 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze (TG) gazul de sinteză icircnaintea captării

CO2

Varianta 1 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

Varianta 2 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2 și

s-a utilizat o parte din căldura gazelor de ardere pentru preicircncălzirea amestecului aer-gaz

de sinteză icircnainte de intrarea acestuia icircn turbina cu gaze

Varianta 3 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

recuperarea căldurii gazelor de ardere pentru a produce abur utilizat icircntr-o turbină cu abur

(TA) plus preicircncalzirea amestecului aer-gaz de sinteză icircnainte de intrarea icircn turbina cu

gaze

Varianta 4 caz icircn care s-a utilizat icircn turbina cu gaze gazul de sinteză după captarea CO2

preicircncălzirea amestecului aer-gaz de sinteză și preicircncălzirea gazului de sinteză icircnainte de

intrarea acestora icircn turbina cu gaze

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

3

Icircn figurile 1-4 sunt prezentate diagramele schematice ale variantelor analizate realizate

icircn softul de simulare Chemcad

Fig 1 Diagrama schematică pentru

Varianta 0 și Varianta 1

Fig 2 Diagrama schematică pentru

Varianta 2

Fig 3 Diagrama schematică pentru Varianta 3

Fig 4 Diagrama schematică pentru Varianta 4

Pentru a compara variantele analizate s-au variat diferiți parametrii precum debitul de

aer introdus icircn camera de ardere pentru a determina temperatura optimă pentru care se obține

o putere electrică maximă și evident o efciența maximă pentru icircntregul proces Astfel icircn

figurile 5-9 sunt reprezentate variațiile concentrațiilor volumice din gazele de ardere pentru

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

4

fiecare variantă analizată icircn funcțe de debitul de aer introdus icircn camera de ardere (CA)

respectiv icircn funcție de raportul dintre cantitatea de gaz de sinteză introdus icircn CA și de cantitatea

de aer introdusă icircn CA Se observă că pentru toate variantele analizate concentrațiille

elementelor combustibile (H2 CO) din gazele de ardere tind spre zero la valori mai mici ale

raportului gaz de sintezăaer icircnsă concentrația O2 din gazele de ardere crește fiind nevoie de

o cantitate mai mare de aer introdusă icircn camera de ardere acest lucru avacircnd un impact și asupra

dimensiunilor camerei de ardere

Fig 5 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 0

Fig 6 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 1

Fig 7 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 2

Fig 8 Concentrația volumică a gazelor de

ardere icircn funcție de raportul gaz de

sintezăaer pentru Varianta 3

Fig 9 Concentrația volumică a gazelor de ardere icircn funcție de raportul gaz de sintezăaer

pentru Varianta 4

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

5

Icircn figurile 10-14 sunt reprezentate variațiile temperaturii din camera de ardere și puterea

produsă icircn funcție de debitul de aer introdus icircn camera de ardere astfel temperatura crește odată

cu creșterea debitului de aer pacircnă la o anumită valoare a debitului icircn funcție de varianta

analizată observacircndu-se o scădere a temperaturii după această valoare iar puterea produsă

avacircnd o creștere pacircnă la o temperatură icircn CA de 1200 degC De exemplu icircn cazul Variantei 0

caz icircn care se utilizează gazul de sinteză fără captarea CO2 pentru o temperatură de aproximativ

1200 degC este nevoie de un debit de 40000 kgh aer producacircnd astfel aproximativ 108 MW

Icircn schimb icircn cazul Variantei 1 unde se folosește gazul de sinteză după captarea CO2 pentru o

temperatură de 1200 degC icircn camera de aer debitul de aer introdus a fost de 50000 kgh iar

puterea produsă a fost de aproximativ 118 MW

Fig 10 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 Fig 11 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 1

Fig 12 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 2 Fig 13 Temperatură CA și puterea produsă

icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 3

Fig 14 Temperatură CA și puterea produsă icircn funcție de debitul de aer pentru Varianta 4

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

6

O analiză comparativă icircntre rezultatele obținute pentru Varianta 0 și Varianta 1 este

realizată icircn figurile 11 și 12 Se observă atacirct o creștere a temperaturii din camera de ardere cacirct

și o creștere a puterii produse pentru Varianta 1 comparativ cu Varianta 0 pentru același debit

de aer introdus icircn camera de ardere datorită icircmbunătățirii compoziției gazului de sinteză după

captarea CO2 pre-combustie Ca urmare icircn cazul Variantei 1 s-a realizat simularea procesului

pentru debite mai mari de aer pentru a ajunge la temperatura camerei de ardere de 1200 degC

Fig 11 Temperatură cameră de ardere icircn

funcție de debitul de aer pentru Varianta 0 și

Varianta 1

Fig 12 Puterea produsă icircn funcție de debitul

de aer pentru Varianta 0 și Varianta 1

Eficiența icircntregului proces s-a determinat cu următoarea relație (1) pentru Variantele 0

1 2 și Varianta 4

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (1)

unde 119875119879119866 ndash reprezintă puterea turbinei cu gaze kW 119875119862 ndash reprezintă puterea compresorului

kW 119892119904 ndash reprezintă debitul de gaz de sinteză kgh 119875119862119868119892119904 ndash reprezintă puterea calorifică

inferioară a gazului de sinteză

Icircn cazul Variantei 3 icircn care se integrează și turbina cu abur eficiența procesului s-a

determinat cu relația (2) avacircnd ca și diferență doar puterea produsă suplimentar icircn turbina cu

abur (119875119879119860)

119864119891119901119903119900119888119890119904 =119875119879119866+119875119879119860minus119875119862

119892119904lowast119875119862119868119892119904 (2)

Astfel icircn figura 13 se prezintă eficiențele procesului pentru Varianta 1 și Varianta 0

observacircndu-se ca și icircn cazul puterii produse că se obțin eficiențe mai mari icircn cazul separării

dioxidului de carbon din gazul de sinteză Icircn figura 14 sunt prezentate eficiențele procesului

pentru toate cele 4 variante studiate Putem spune că eficiențele obținute icircn funcție de puterea

produsă pentru cazul utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze fără captarea CO2 sunt

cele mai mici comparativ cu celelalte variante rezultacircnd că Variantele 3 și 4 sunt cele mai

bune opțiuni de valorificare a gazului de sinteză

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

7

Fig 13 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru Varianta 1 și

Varianta 2

Fig 14 Eficiența procesului icircn funcție de

puterea produsă pentru toate Variantele

1234

Icircn continuare sunt prezentate eficiențele variantelor analizate pentru o temperatură

constantă a procesului de ardere a gazului de sinteză de 1200 degC (figura 15) astfel odată cu

integrarea unui sistem de recuperare a căldurii gazelor de ardere (Varianta 2) se cunoaște

icircmbunătățiri semnificative icircn ceea ce privește eficiența icircntregului ciclu Rezultă că varianta

integrării procesului de captare CO2 pre-combustie prin absorbție fizică icircntr-un ciclu combinat

gaze-abur cu gazeificare integrată (Varianta 3) este varianta optimă icircn ceea ce privește

producerea de energie electrică

Fig 15 Eficiența procesului pentru temperatura CA de 1200degC

Un alt avantaj important icircn cazul integrării procesului de captare CO2 constă icircn

cantitatea de dioxid de carbon emisă icircn atmosferă odată cu gazele de ardere rezultate din proces

Se observă că după integrarea procesului de captare concentrația volumică a dioxidului de

carbon din gazele de ardere scade semnificativ respectiv de la un procent de aproximativ 11

icircn cazul utilizării gazului de sinteză fără captarea CO2 la un procent de maxim 2 pentru

variantele icircn care se integrează procesul de captare a CO2

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

8

Fig 16 Concentrația volumică a CO2 icircn gazele de ardere pentru temperatura CA de 1200degC

Icircn continuare s-au analizat următorii indicatori eficiența procesului temperatura CA

debitul de gaz de sinteză și concentrația volumică a O2 CO2 din gazele de ardere pentru o

putere constantă a turbinei cu gaze de respectiv 108 MW pentru toate variantele studiate

Astfel icircn figurile 17 și 18 sunt prezentate eficiența procesului și temperatura CA pentru această

putere constantă a turbinei cu gaze Se observă că și icircn aceste ipoteze eficiența procesului este

cea mai mare pentru varianta ciclului combinat cu gazeificare integrată cu captarea CO2 pre-

combustie la fel cum s-a icircntacircmplat și icircn ipoteza menținerii constante a temperaturii CA

prezentată anterior Icircn schimb icircn cazul temperaturii CA s-a obținut valoarea cea mai mare

pentru Varianta 4 datorită preicircncălzirii atacirct a amestecului gaz de sinteză-aer cacirct și a

preicircncălzirii gazului de sinteză icircnainte de intrarea icircn camera de ardere

Fig 17 Eficiența procesului pentru puterea

TG de 108 MW Fig 18 Temperatura CA pentru puterea TG

de 108 MW

Datorită icircmbunătățirii procesului de utilizare a gazului de sinteză prin integrarea

diferitelor posibilități de recuperare și utilizare a căldurii gazelor de ardere debitul de gaz de

sinteză necesar producerii unei aceiași cantitate de energie electrică scade (figura 19)

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

9

obținacircndu-se astfel eficiențe mai bune icircn variantele cu captarea CO2 pre-combustie eficiența

procesului raportacircndu-se la debitul de singaz introdus icircn proces

Fig 19 Debitul de gaz de sinteză pentru puterea TG de 108 MW

Concentrația volumică a O2 și CO2 icircn gazele de ardere la sfacircrșitul icircntregului proces

pentru o putere a TG de 108 MW pentru variantele analizate este prezentată icircn figura 20 Icircn

cazul dioxidului de carbon aceasta este redusă după captarea pre-combustie (Varianta 1 2 3

4) Icircn schimb concentrația de O2 crește odată cu inegrarea procesului de captare și a recuperării

căldurii din gazele de ardere evacuate din turbina cu gaze din cauza debitului mai mare de aer

introdus icircn proces pentru arderea completă a elementelor combustibile din gazul de sinteză

concentrația volumică de O2 icircn gazele de ardere fiind cuprinsă icircntre 5-10

Fig 20 Concentrația volumică a O2 CO2 pentru puterea TG de 108 MW

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute

10

Concluzii

Icircn cadrul acestui studiu s-a analizat integrarea energetică a procesului de separare a CO2

prin absorbție fizică icircn cadrul instalațiilor energetice Icircn cadrul etapei 1 s-a analizat compoziția

gazului de sinteză rezultat icircn urma gazeificării biomasei icircn funcție de mai mulți parametri

urmacircnd ca icircn cadrul acestei etape respectiv icircn acest subcapitol să se analizeze utilizarea gazului

de sinteză icircn diferite instalații energetice Astfel s-a analizat performanțele energetice ale

utilizării gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu și fără captarea CO2 Au fost analizate

patru variante de valorificare a gazului de sinteză icircntr-o turbină cu gaze cu captarea CO2 aceste

variante comparacircndu-se cu varianta fără captarea CO2 Toți indicatorii energetici analizați ca

eficiența procesului puterea turbinei cu gaze etc au avut valori mai bune icircn cazul variantelor

cu captarea CO2 pre-combustie rezultacircnd ca și variantă optimă utilizarea gazului de sinteză

icircntr-un ciclu combinat gaze-abur cu gazeificare integrată și captarea CO2 pre-combustie prin

absorbție fizică Un alt avantaj important al integrării procesului de captare este că emisiile de

CO2 rezultate din proces sunt semnificativ mai mici decacirct icircn cazul utilizării gazului de sinteză

fără icircndepărtarea dioxidului de carbon din compoziția acestuia Principalul dezavantaj al

integrării procesului de captare a CO2 și al aplicării diferitelor metode de producere a energiei

electrice folosind o instalație de turbine cu gaze (fără recuperarea căldurii din gazele de ardere

cu recuperarea căldurii gazelor de ardere și preicircncălzirea aerului și gazului de sinteză icircnainte

de camera de ardere ciclu combinat gaze-abur) constă icircn costurile aferente integrării acestor

procese icircn acest studiu fiind analizate doar din punct de vedere al performanțelor tehnice

obținute