Upload
others
View
8
Download
0
Embed Size (px)
Citation preview
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