O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și [604373]
Universitatea POLITEHNICA din București
FACULTATEA DE ENERGETICĂ
060042 București, Splaiul I ndependenței, nr. 313, sector 6
PROIECT DE DIPLOMĂ
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și
Kalina pentru recuperatoare de căldură industriale
Autor: Remus -Andrei NI ȚĂ
Cadru didactic îndrumător: Ș.l. dr. ing. Alexandru -Ionuț C HIUȚĂ
București
IULIE 2019
Universitatea POLITEHNICA din București
FACULTATEA DE ENERGETICĂ
Departamentul de Producere și Utilizare a Energiei
060042 București, Splaiul I ndependenței, nr. 313, sector 6
Proiect de diplomă
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice
Rankine și Kalina pentru recuperatoare de căldură
industriale
prezentat la
Universitatea POLITEHNICA din București
Facultate de Energetică
pentru obținerea titlului de
inginer
Specializarea : Inginerie Economică în Domeniul Electric Electronic și Energetic
de către
Remus -Andrei NIȚĂ
(absolvent: [anonimizat])
sub îndrumarea
Ș.l. dr. ing. Alexandru -Ionuț CHIUȚĂ
Susținut la data de 05.07.2019 , în fa ța comisiei de examinare
Prof. Dr. Ing. Virgil DUMBRAVĂ Președinte
Conf. Dr. Ing. Ioan Sotir DUMITRESCU Membr u
Conf. Dr. Ing. George Cristian LĂZĂROIU Membru
Ș.l. Dr. Ing. Ionuț B ITIR Membru
Ș.l. Dr. Ing. Cătălina ALEXE Membru
As. Drd. Ing. Mirona Ana Maria POPESCU Secretar
Această lucrare a fost pregătită în cadrul Fac ultății de Energetică a UPB
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de căldură industriale.
3
CUPRINS
INTRODUCER E
1. Tehnologii de recuperare a caldurii reziduale din procese
industriale
2. Aspecte de protejare a mediului si dezvoltare durabila
CAPITOLUL 1. ASPECTE TEORETICE ALE CICLURILOR
TERMODINAMICE RANKINE SI KALINA
1.1. Conditii intiale si agenti de lucru
1.2. Analiza termodinamica
1.2.1. Conditii simplificatoare de calcul
1.2.2. Ecuatiile analizei termodinamice
1.2.3. Performantele termodinamice raportate la
temperatura apei
1.2.3.1. Puterea maxima generata
1.2.3.2. Randamentul termic al ciclurilor
1.2.4. Performantele ciclului Kalina cu NH3 fractie masica
de Xb
1.2.4.1. Puterea maxima generate
1.2.4.2. Randamentul termic
1.2.5. Performantele ciclului Kalina cu NH3 fractie masica
de Xb si Xv
1.2.6. Concluziile analizei termodinamice…pag.x
CAPITOLUL 2. NECESITATEA IMPLEMENTARII
INSTALATIILOR DE RECUPERARE A CALDURII
REZIDUALE IN FABRICILE DE CIMENT
2.1. Generalitati
2.2. Descrierea procesului de obtinere a cimentului
2.3. Forme de energie folosite in obtinerea cimentului
CAPITOLUL 3. POSIBILITATI DE COGENERARE IN
PRODUCTIA CIMENTULUI
3.1. Cadru general
3.2. Con figuratii de sisteme de cogenerare
3.2.1. Ciclul Rankine organic (ORC)
3.2.2. Ciclul Kalina
3.3. Analiza exergetica in cogenerare
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de căldură industriale.
4
3.4. Optimizarea performantelor cogenerarii folo sind algoritmi
genetici
3.5. Evaluarea parametrilor termodinamici ai configuratiilor
alese
3.6. Consideratii finale
CAPITOLUL 4. SOLUTII DE RECUPERARE A CALDURII
REZIDUALE DIN PROCESELE SPECIFICE INDUSTRIEI
CIMENTUL UI
4.1. Dezvoltare durabila
4.2. Modalitati de recuperare a caldurii
4.2.1. Transfer termic prin contact
4.2.2. Recuperator – curgere in contracurent
4.2.3. Regeneratorul
4.2.4. Boiler cu insuflare
4.3. Conditii de fezabilitate
4.4. Instalatii de recuperare cu boiler
4.5. Solutii ce folosesc lucrul mecanic
4.5.1. Ciclul Rankine cu abur
4.5.2. Ciclul Rankine organic
4.5.3. Ciclul Kalina
4.6. Concluzii
CAPITOLUL 5. EVALUAREA MULTICRITERIALA A DOUA
INSTALATII DE RECUPERARE A CALDURII DIN
INDUSTRIA CIMENTULUI
5.1. Instalatie de recuperare. Ciclul termodinamic Rankine
5.1.1. Descrierea instalatiei de producere a cimentului
5.1.2. Justificarea necesitatii im plementarii instalatiei
de recuperare de caldura
5.1.3. Rezultate si discutii
5.1.3.1. Debitul volumic al gazelor de ardere
5.1.3.2. Potentialul ener getic al gazelor de ardere
5.1.3.3. Potentialul de producere al energiei
electrice folosind caldura recuperata
5.1.4. Dimensionarea cazanului cu abur
5.1.4.1. Caracteristicile cazanului
5.1.4.2. Calcularea suprafetei de transfer termic
5.1.5. Perioada de recuperare a investitiei
5.1.6. Concluzii
5.2. Instalatie de recuperare. Ciclul termodinamic Kalina
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de căldură industriale.
5
5.2.1. Justificarea alegerii unei instalatii de cogenerare
ce foloseste ciclul Kalina
5.2.2. Adoptarea schemei instalatiei dupa considerente
termodinamice
5.2.3. Analiza rezultatelor
5.2.4. Concluzii
BIBLIOGRAFI E
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
4
INTRODUCERE
Caldura reziduala in mediul industrial este generat a, ca forma de energie, de procesele
industriale complexe si intensiv -energetice. Aceasta nu are o utilitate finala, fiind eliminat a in
atmosfera. Recuperarea caldurii reziduale poate fi fac uta prin numeroase tehnologii ce asigura
la randul lor producerea unei cantitati de energie electrica, iar prin acest aspect se poate asigura
un consum mai mic de energie de la furnizor.
In aceasta lucrare am acordat o importanta deosebita met odelor si teh nologiilor de
recuperare a gazelor de ardere utilizate in procesele industriale, mai cu seama pe procesele din
industria cimentului.
Tehnologiile considerate sunt print re cele mai diverse, precum r ecuperare a prin contact
direct cu condensare, prin contact indirect cu condensare, pompe de caldura, recuperatoare cu
generare de abur folosind ciclurile termodinamice Rankine organic si Kalina. Mai mult decat
atat, au fost facute cateva consideratii si as upra tehnologiilor modern e de conversie a energiei
termice in energie electrica prin metode termoelectrice, piezoelectrice, termoionice si termo –
fotovoltaice.
Noile trenduri economice ne demonstreaza cat de mult au crescut preturile
combustibililor fosili, cel putin in ultimii 15 ani datorita efectelor incalziri i globale. Incalzirea
globala este cea care da inginerilor atat oportunitatea cat si responsabilitatea gasirii unei metode
de a minimiza canti tatile de gaze cu efect de sera eliminate in atmosfera de catre industriile in
care acestia activeaza. Pornind de la acest aspect esential, incalzirea globala, utilizarea gazelor
arse provenite din procesele industriale intensiv -energetice a fost principal ul pilon in studierea
metodelor de reducere a emisiilor de gaze cu efect de sera, metode care sa aduca totodata si
imbunatatiri calitative privind eficienta energetica. Caldura reziduala este, de fapt, energia
generata de un proces industrial si care, in p rima faza, nu poate avea o reutilizare concreta.
Caldura reziduala, din punct de vedere al gradului de temperatur a, poate fi clasificata in
trei categorii: de inalta temperatura, de medie temperatur a sau de joasa temperatur a. Sistemele
de recuperare de ca ldura pentru uz industrial cu capacitate de conversie in energie electrica sau
energie ele ctrica si termica in cog enerare, WHR ( Waste Heat Recovery ) fiind denumirea
consacrata in industrie, pot fi adaptate in functie de regimul de temperatura al caldurii p entru
care se obtine un maximum de randament termic.
Instalatiile de tip WHR pot recupera caldura in urmatoarele regi muri de temperatura:
temperatura inalta 400 ˚C; temperatur a medie 100 – 400˚C si temperatura joasa , 100˚C sau mai
putin. [1]. De cele mai multe ori caldura la temperatura inalta provine din arderea directa a
combustibililor. Pentru temperatura medie , evacu area gazelor de ardere ale unor combustili de
putere calorifica mai mica iar pentru joasa temperatura, produsele intermediare din lantul de
fabricatie specifice industriilor in cauza. [1].
Spre exemplu, in Marea Britanie se estim eaza ca sectoarele industr iale consuma
aproximativ 17% din consumul total energetic al tarii, dar genereaza 32% din cantitatea totala
de CO 2 emisa in atmosfera in toata tara. Din aceasta valoare, 72% este cauzata de procesele
industriale termice iar 31% dintre aceste procese termic e sunt de joasa temperatura si aproape
20% din aceasta, adica 40 TWh/an are potential de folosire in sistemele WHR. [2].
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
5
Literatura de specialitate releva faptul ca industriile cu cele mai multe procese intensiv –
energetice sunt: ind ustria cimentului, in dustria materialelor ceramice, industria prelucratoare a
otelului, rafinariile petroliere, industria sticlariei, industria materialelor chimice, industria
prelucratoare a celulozei si hartiei. Aceste industrii impreuna contribuie, in c azul Marii Britanii,
la generarea unui venit de 50 miliar de lire sterline anual. [2]. Asta indica ca imbunatatirea
eficientei energetice prin recuperarea caldurii in exces poate reduce costurile de functionare cat
si reducerea de emisii de CO 2.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
6
CAPITOLUL 1. ASPECTE TEORETICE ALE CICLURILOR
TERMODINAMICE RANKINE SI KALINA
1.1. Conditii initiale si agenti de lucru
In aceasta etapa va prezint o analiza termodinamica in comparativ intre ciclurile
Rankine (atat cu agent termic organic cat si anorganic) si ci clul Kalina (agentul termic in acest
caz fiind hidroxidul de amoniu). R245fa este selectat ca agent termic pentru ciclul Rankine
organic (ORC), si solutie de amestec NH 3-H2O pentru ciclurile Rankine (RC) si Kalina
(denumita in continuare KCS 11). Apa este folosita ca agent de incalzire la joasa temperatura,
iar acceasi cantitate si acelasi debit de apa sunt considerate conditiile de referinta pentru
efectuarea comparativului dintre ORC, RC si KCS 11. Rezultatele arata ca pentru puterile
maxime obtinute (W net_max) ale ciclurilor termodinamice considerate pot fi ierarhizate
descrescator astfe l: RC cu NH 3-H2O > ORC cu R245fa > KCS 11. In cazul KCS 11, exista doua
puncte de potential maxim astfel incat concentratia de NH 3 din solutia de apa amoniacala sa
permita atingerea puterii W net_max .
Domeniile de joasa temperatura precum energia solara, energia geotermala, energia
biomasei, și căldură reziduală din diverse procese termice, există în lume pe scară largă. Căldura
de joasă temperatură poate fi convertită in putere electrica prin ciclu ri termodinamice
generatoare de lucru mecanic , cum ar fi ciclul organic Rankine (ORC), ciclul Rankine (RC) și
ciclul Kalina.
Studiul privind ORC s -a axat în principal pe analizele termodinamice, pe selectarea
fluidelor de lucru și pe optimizarea sistemelor. Se lecția fluidelor de lucru este foarte importantă
și semnificativă pentru cercetarea și aplicarea ORC. Chen și alții [3] au prezentat o revizuire a
ORC și a ciclului Rankine supercritic pentru conversia căldurii de joasa temperatura în putere
electrica , precum și a c riteriilor de selecție a potențial ilor agenti termici . Proprietățile
termodinamice și fizice, stabilitatea chimica , impactul asupra mediului, siguranța și
compatibilitatea, disponibilitatea și costurile sunt considerate importante în alegerea unui agent
termic . Sunt discutate tipurile de fluide de lucru, influența căldurii latente, densitatea , dar și
căldura specifică și eficiența supraîncălzirii. Tchanche și alții [4] au prezentat o parte a
aplicațiilor ORC și a flexibilitatii acestora. Instalatiile de cogenerare geotermale si pentru
biomasa sunt de mult timp implementate. Instalațiile electrice solare modulare sunt investigate
la scară mai mică pentru aplicațiile de cogenerare din clădiri, iar sistemele solare complexe sunt
de asemenea implementate în regiunile tr opicale sau regiun i aride savariene, precum Sahel.
Interesul pentru instalatiile OTEC (ocean thermal energy conversion ) creste si ace sta datorita
aplicabilitatii pe insule le izolate mari. Zhang și alții [5] au prezentat o sinteza detaliată a
cercetării lor asupra ciclului Kalina, inclusiv a variatiilor ciclului Kalina in mai multe aplicatii,
fapt ce le -a permis analiza rea și discuta rea metodelor de calcul pentru evidentierea proprietăților
termodinamice ale solutiei de apa-amoniacala .
Sunt depuse multe eforturi privind stud iul termodinamic și selectarea fluidelor de lucru
în ORC [6]. Mulți cercetători au investigat performanța termodinamică a ciclului Kalina și
comparația dintre ciclul Kalina și ciclul ORC [7].
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
7
1.2. Analiza termodinamica
Calculele privind performanța termodinamică a cicl urilor sunt construite pe baza
proprietăților fizice ale agentului frigorific folosind REFPROP de la NIST in MATLAB .
Performanțele termodinamice calculate sunt: puterea evacuata de turbina (W out), puterea de
pompare (W pump), puterea netă generata (W net), randamentul termic (η th) și parametrii de stare
de funcționare.
1.2.1. Ipoteze simplificatoare de calcul
1. Proces ul termodinamic este unul ideal in care nu există pierder i de presiune sau de căldură
iar schimbarile de stare sunt izentropice (entropi a rama ne constanta) pentru turbina și pompă.
2. R245fa și NH 3-H2O sunt selectat i drept agenti termici pentru ORC și RC, astfel : ORC cu
R245fa și RC cu NH 3-H2O. Concentratia masica a NH 3 din solutia NH 3-H2O este definită ca
XV si are valoarea de 0,95.
3. Apa este aleasă ca agent de încălzire pentru căldur a de joasă temperatură . Temperatura apei
se afla in intervalul 100-200˚C iar temperatur a aleasa este de 150˚C, debitul masic al apei fiind
stabilit la 1 kg/s. Temperatura si debitul masic alese pentru apa raman pa rametrii nemodificati
in analiza comparativa a ciclurilor termodinamice.
4. Pentru ORC cu R245fa și KCS 11, temperatura de vaporizare (Te) este utilizată pentru a arata
performanța termodinamică a ciclului. Pentru RC cu NH 3-H2O, starea solutiei NH 3-H2O la
iesirea din cazan este de vapori saturați umezi , astfel încât temperatura de ieșire din cazan este
temperatura punctului de rouă (T dew), temperatura ce este utilizată ca temperatura de vaporizare
pentru RC cu NH 3-H2O. Temperatura maximă de vaporizare (Te_max) sau temperatura maximă
a punctului de rouă (T dew_max) este aleasa cu 5˚C mai mică decât temperatura de intrare a apei
in cazan.
5. În cazan , punctul de fierbere al agentului termic este ales drept diferenta minima de
temperatura iar diferenta de temper atura dintre agentul termic si apa are valoarea de 5˚C. În
unele cazuri aceasta diferenta este deplasat a de la punctul de fierbere până la temperatura de
intrare in cazan .
6. Starea agentilor termici la iesirea din condensator este de l ichid satu rat, iar tem peratura de
condensare este de 35˚C.
7. În preincalzitorul regenerativ , diferenț a minima de temperatură dintre agentul termic cald si
cel rece este aleasa la 10˚C.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
8
1.2.2. Ecuatiile analizei termodinamice
1. Sarcina vaporizatorului pana la formare a aburului, es te data de relatia:
__ ()evap wf evap out evap inQ m h h= −
(1.2.2.1)
2. Sarcina necesara regeneratorului:
__ ()reg wf evap in pump outQ m h h= −
(1.2.2.2)
3. Sarcina condensatorului:
__ ()cond wf cond in cond outQ m h h= −
(1.2.2.3)
4. Puterea generata de destinderea din turbina:
exp_ exp_()out wf in outW m h h= −
(1.2.2.4)
Iar pentru KCS 11 este:
_ exp_ exp_()out wf v in outW m h h= −
(1.2.2.5)
5. Puterea de pompa re:
__ *( )pump wf pump out pump inW m h h=−
(1.2.2.6)
6. Puterea netă la generator :
net out pumpW W W=−
(1.2.2.7)
7. Randamentul termic al ciclului :
net
th
evapW
Q=
(1.2.2.8)
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
9
1.2.3. Performantele termodinamice raportate la temperatura apei
Fig. 1.2.5.1 – 1.2.5.3 arată perfor manța termică și diferența dintre O RC, RC și KCS 11
pentru aceeasi temperatura a apei.
1.2.3.1. Puterea maxima generata
Puterea netă maximă generata (W net_max ) a ciclurilor crește cu temperatura apei
aproximativ liniar, așa cum se arată în Fig. 1.2.5.1 . W net_max din ORC cu_R245fa și RC cu_NH 3-
H2O_0.9 sunt aproape aceleași și mai mari decât in cazul KCS 11 pentru aceeași temperatura a
apei. Pentru temperatura apei in interv alul 140-161˚C, W net_max din RC_NH 3-H2O_0.9 este mai
mare decât cel al ORC cu_R245fa. Cu cât este mai mare concentrația NH 3 in solutia de NH 3-
H2O, cu atât este mai mare valoarea W net_max a RC cu NH 3-H2O.
Când temperatura apei este sub 120˚C, W net_max pentru KCS 11_0.6 este mai mare decât
in cazul KCS 11_0.9. Dar situatia este tocmai invers pent ru temperatura apei mai mare de
120˚C. Valoarea W net_max pentru domeniile cele mai uzuale de temperatura pentru apa indica
performante termodinamice diferite pentru cele 3 cazuri studiate, astfel : RC cu NH 3-H2O >
ORC cu R245fa > KCS 11.
1.2.3.2. Randamentul termi c al ciclurilor
Randamentul termic (η) a l ciclurilor crește cu temperatura apei, așa cum se arată în Fig.
1.2.5.2 . Randamentul termic al RC cu_NH 3-H2O_0.9 este ce l mai ridicat si indica faptul ca
solutia de NH 3-H2O este cea mai potrivita ca agent termic datorita pu nctului de fierbere diferit
fata de al apei . Atunci când temperatura apei este sub 130˚C, situatiile analizate pot fi clasificate
in functie de randamentul termic, de la mare la mic, astfel : ORC cu R245fa > KCS 11_0.6 >
KCS 11_0.9. Atunci cand temperatura apei este mai mare de 140˚C , ierarhizarea dupa
randamentul termic arata astfel : RC cu NH 3-H2O_0.9 > KCS 11_0.9 > ORC cu R245fa > KCS
11_0.6 > RC cu NH 3-H2O_0.6.
Fig. 1.2.5.3. prezintă variația temperaturii de vaporizare (Te sau T dew) a ciclurilor pentru
puterea netă maxima generata (W net_max ), iar cea mai mica temperatura de vaporizare a fost
atinsa in cazul ORC_R245fa .
1.2.4. Performantele ciclului Kalina cu fractia masica a NH 3 sub 0,9
In conformitate cu ipotezele si conditiile de calcul prezentate , fractia masica a NH 3 din
solutia de NH 3-H2O din KCS 11 este notata cu XB si este mai mică de 0,9 , iar fractia masica a
NH 3 din solutia saturata de NH 3-H2O in stare de vapori este notata cu XV si are valoarea de
0,95.
Fig. 1.2.5.4 – 1.2.5.6 arată performanța termică a KCS 11 pentru fractia masica XB la
Wnet_max cu temperatur i diferit e ale apei.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
10
1.2.4.1. Puterea maxima generata
Fig. 1.2.5.4. prezinta variatia lui Wnet_max in cazul KCS 11 cu X B la temperatur i diferit e
ale apei. Cu cât este mai mare temperatura apei, cu atât este mai mare valoarea lui Wnet_max . Se
constată că există o valoare maximă a W net_max in raport cu fractia masica XB, adică există o
fractie masica a NH 3 optimă in relatia lui XB, definită ca X B_opt, care conduce la obține rea
maximul ui lui Wnet_max , notat cu Wnet_max_M . Acest lucru arata ca exista un maxim pentru
Wnet_max atins atunci cand fractia masica a NH 3 din solutia saturata de apa -amoniacala, XV, apare
la temperatura presta bilita a apei pentru KCS 11.
XB_opt , Wnet_max_M și ηth sunt calculate. Temperatura de vaporizare este deasemenea
calculata iar obtinerea ei defineste primul punct de schimbare de stare ( Te_tp1) care este si
temperatură optimă de vaporizare (Te_opt) pentru care se obține W net_max_M , așa cum este ilustrat
în Fig. 1.2.5.5 .
Existența lui X B_opt ca fracție masica optimă a NH 3 arata cum Wnet_max variaza cu
diferitele valori pe ntru XB, cum ar fi 0,6 și 0,9, la aceeași temperatură a apei, asa cum se arată
si în Fig. 1.2.5.1 .
1.2.4.2. Randamentul termic
Fig. 1.2.5.5 prezintă temperatura de vapor izare in cazul KCS 11 cu X B la temperatur i
diferit e ale apei, pastrand conditia de obtinere a lui Wnet_m ax. Odata cu variatia temperatur ii apei,
există, de asemenea, un alt punct de schimbare de stare al fractiei masice a NH 3 din X B, definit
ca XB_tp2, corespunzator cu noua temperatura de vaporizare Te_tp2.
Combinând rezultatele pentru Wnet_max , așa cum se arată în Fig. 1.2.5.4 , sub punctul de
schimbare de stare corespunzator lui XB_tp2, există temperatura optimă de vaporizare (Te_opt)
pentru care se obține W net_max , în caz contrar puterea netă generata Wnet crește concomitent cu
temperatura de vapor izare pana cand a ceasta atinge valoarea maximă stabilită . Deasemenea, s –
a constatat că temperatura minima a apei se datoreaza faptului ca presiunea la vaporizare este
mai ridicata decat presiunea in condensator.
Combinând cu randamentul termic (η th) prezentat în Fig. 1.2.5.2 , randa mentul pentru
KCS 11 crește cu temperatura apei la același X B, așa cum este arătat în Fig. 1.2.5.6.
Randamentul termic este variabil in timpul transformarilor de stare, dar acesta isi atinge
maximul pentru temperatura prestabilita a apei.
1.2.5. Performantele cicl ului Kalina cu fractia masica a NH 3 intre 0,9 si 0,95
Fig. 1.2.5.7. prezintă variația Wnet_max și ηth pentru KCS 11 cu fractia masica a NH 3
pentru XB și respectiv X V, la temperatura apei de 110˚C în coordonate tridimensionale. Valoarea
Wnet_max crește și apoi scade atingandu -se valoarea maximă (W net_max_M ) a W net_max cu X B
variabil si XV fix. Dar W net_max crește cu X V variabil si XB fix aproape liniar. Valoarea maximă
(W net_max_M ) a lui W net_max este de 16 ,09 kW pentru XB de 0,9 și X V de 0,98. Dar randamentul
scade c u XB variabil si XV fix și crește cu X V variabil si XB fix. Randametul maxim (ηth_max )
este 9,67 % pentru XB de 0,9 și X V de 0,98.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
11
Fig 1 .2.5.1 . Puterea neta maxima generata (W net_max ) in functie de variatia temperatur ii apei
Fig 1.2.5. 2. Eficiența term ică la obtinerea lui Wnet_max
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
12
Fig 1.2.5 .3. Temperatura de vaporizare la obtinerea Wnet_max
Fig 1.2.5. 4. Wnet_max din ciclul Kalina cu fracția masica a NH 3 la XB
Fig 1.2.5. 5. Temperatura de vaporizare a KCS 11 cu X B
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
13
Fig 1.2.5. 6. Randamentul termic al KCS 11 cu X B la obtinerea lui Wnet_max
Fig 1.2.5. 7. Valoarea lui Wnet_ma x și a randamentul termic raportate la XB și X V în KCS 11
pentru temperatura apei de 110˚C
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
14
1.2.6. Concluziile analizei termodinamice
Analiz a comparativa pentru ORC cu R245fa , RC cu solutie de NH 3-H2O și ciclul Kalina 11
(KCS 11) cu solutie de NH 3-H2O sunt e fectuate, respectiv:
1. Puterea maximă generata (W net_max ) este ierarhizata astfel : RC cu NH 3-H2O_0.9> ORC
cu_R245fa > KCS 11_0.9 > KCS 11_0.6 > RC cu_NH 3-H2O_0.6 în intervalul de 100-
200˚C pentru temperatur a apei .
2. Când temperatura apei est e sub 130˚C, rand amentul termic (η th) al ciclurilor este
clasificat astfel : ORC cu R245fa > KCS 11_0.6 > KCS 11_0.9. Atunci când
temperatura apei este mai mare de 140˚C, ordonarea cazurilor arata astfel: RC cu NH 3-
H2O_0.9 > KCS 11_0.9 > ORC cu R245fa > KCS 11_0.6 > RC cu NH3-H2O_0.6.
3. Există două puncte de schimbare de stare pentru fractia masica (XB) a NH 3 raportat la
fractia masica a NH 3 din solutia saturata de apa -amoniacala, ( XV), pentru KCS 11. Un
punct este fracți a masica a NH 3 optimă (X B_opt) ce core spunde unei tempe raturi optim e
de vapor izare (prima schimbare la stare la temperatura Te_tp1) pentr u a obține valoarea
maxima a lui Wnet_max . Un alt doilea punct (XB_tp2) corespunde temperatur ii de
vapor izare (Te_tp2). Cele doua temperaturi, Te_tp1 si Te_tp2, sunt corelate pentru a obtine
temperatura de vaporizare maxima care sa genereze ulterior Wnet_max .
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
15
CAPITOLUL 2. NECESITATEA IMPLEMENTARII
INSTALATIILOR DE RECUPERARE A CALDURII
REZIDUALE IN FABRICILE DE CIMENT
1.1. Generalitati
Procesul de prod ucție a cimentul ui este intensiv -energetic si consum a aproximativ 3 – 4
GJ de energie pe tona de ciment produs a. În plus, costurile cu energia sunt responsabile pentru
25% din costurile totale de producție, în timp ce 75% din consumul de energie primară e ste
energia term ică. Cu toate acestea, procesul este caracterizat printr -o cantitate semnificativă de
pierderi de căldură , în principal pierderile sunt date de gazele de ardere și de fluxul de aer
utilizat pentru răcirea clincherului. Caldura reziduala este generat a de un proces de ardere a l
combustibilului sau de reacții le chimice și apoi sunt evacuate în atmosfera , deși ar putea fi
reutilizate în anumite scopuri utile și cu beneficii economice. Reducerea cantității de căldură
risipită, precum și reutiliza rea acesteia sunt proble me de mare interes care au preocupat oamenii
din industrie in ultimele două decenii. Un sistem de recuperare a căldurii ar putea crește
eficiența instalației de ciment, precum și reducerea emisiilor de CO 2 în mediul înconjurător pri n
scăderea tempe raturii gazelor de ardere . In continuare va prezint solutii de recuper are a căldurii
și operațiunil e ce stau la baza acestora. Din punct de vedere termodinamic au fost ilustrate
instalatii ce functioneaza cu ciclul Rankine cu abur, ciclul R ankine organic (agentul termic este
un fluid organic) si ciclul Kalina .
Producția cimentului consuma, asa cum spuneam mai sus, aproximativ 4 GJ pe tona de
ciment. Teoretic, producerea unei tone de clincher necesită un consum minim de 1,6 GJ. Cu
toate acest ea, consumul med iu speci fic de energie este de aproximativ 2,95 GJ pe tona de
ciment produs pentru cuptoare le avansate bine echipate, în timp ce în unele țări consumul
depășește 5 GJ /tonă [8] datorita tehnologiilor de generatie veche . Costul energiei ter mice
reprezintă aproape 25% din costul total de prod ucție, în timp ce energia termică reprezintă 75%
din consumul de energie primară. Mare parte a energiei termice este utilizata in procesele
pirolitice , iar diversitatea combustibililor , cum ar fi cărbunel e, cocsul, gazel e și petrolul, cat si
anumiti combustibili alternativi, cum ar fi pneurile uzate, conduce prin ardere acestora gaze cu
efecte nocive cat si deseuri solide toxice.
În ultimii ani, auditul energetic a fost introdus ca fiin d o procedura eficie nta de
managemen t energetic in rezolvarea unor astfel de probleme . Auditurile energetice furnizeaza
o analiză exactă a consumului de energie și o analiz a a surselor generatoare de energie, astfel
incat sa se obtina informații valoroase detaliate cu privire la posibilități le de conservare a
energiei. Recuper area căldurii re ziduale (WHR) din gazele fierbinți de la cos și din cuptor [9]
sunt cunoscute ca modalități principale si potențiale de îmbunătățire a randamentului
cuptorului , in ansa mblul sau . Cu toate acestea, literat ura de specialitate ofera destul de putine
informatii despre o analiza termo -economica a cuptoarelor rotative din industria cimentului.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
16
1.2. Descrierea procesului de obtinere a cimentului
Cimentul este produs prin amestecarea riguroasa a calcarului, argil ei, silicatului de
aluminiu (caolin ul) sau a sulfatului de fier (pirita) , arderea lor la temperatura de formare a
clincherului, rezultat ul final fiind ciment ul. Pentru fabricarea unei tone de ciment este nevoie
de aproximativ 1,5 până la 1,7 tone de materii prime, 0,13 tone de cărbune și 1 tona de clincher
care trebuie măcinate până se obtine o granulatie similara nisipului . Procesul de producție a
cimentului are trei etape majore. Prima etapă este etapa de amest ecare și sfărâmare, care este
responsabilă pentru amestecarea unei anumite proporții de argilă și calcar ce sunt zbrobite si
formeaza o pulbere . Cea de -a doua și cea mai importantă etapă este proces ul de piroliză, care
consumă mai mult de 90% din energia t otală. Această etapă include preîncălzitor ul, moara de
macinare , cuptor ul și răcitor ul.
Fig 2.2.1. Cement manufacturing process
Clincherul este apoi bine amestecat iar produsul principal din această etapă este apoi trimis la
etapa finală de măcinare și granulare a morii de ciment. În timpul celei de -a treia etape,
clincherul este zdrobit și măcinat pana se obtine pulberea la granulatia dorita , este amestecat
apoi cu aditivi și ulterior trimis la etapa de insacuire si paletizare . Schema simplificata a
instala tiei de obtinere a cimentului este prezentată în Fig. 2.2.1 . După cum a m menționat
anterior, proces ul de piroliză este ce l mai important în ceea ce privește gestionarea energiei și
a poluării în instalația de ciment. În această etapă, materiile prime sunt am estec ate si zdrobite
pana ating o dimensiune a granulei de 90 microni . Acest amestec solid intră în preîncălzito r la
50°C. Stadiile de preîncălzire constau in 5 trepte de ciclon are, cicloane ce sunt folosite pentru
a preîncălzi materiile prime și pentru a le separa de gazul de preîncălzire. În această etapă, fluxul
de alimentare cu 50°C este încălzit până la 950°C prin schimbul de căldură cu gazele de ardere
care intră la 1100°C . Gazele arse apoi părăsesc treapta de preîncălzire la 3 22,7°C și 347,5°C
parcurgand apoi fiecare treapta de preîncălzire pana cand sunt evacuate în atmosfera . O astfel
de temperatură ridic ată este o sursă valoroasă de căldură. Materia prelucrata in acest moment
la 950°C paraseste stadiul de preîncălzire și este astfel alimentat cuptorul unde apar două reacții
de conversie a 95% CaC O3 și a întregii cantități de MgCO 3 în CaO și, respectiv, MgO. Aceste
reacții endoterme, care sunt principala sursă de producție de CO 2 în instalația de ciment,
necesită foarte multă energie termică.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
17
Principalele reacții ale f iecărei secțiuni sunt prezentate mai jos, împreună cu alte date, cum ar
fi temperatura de funcționare și căldura de reacție. Produsele de reacție sunt materiale solide
care sunt constituite din CaC O3 rămas, CaO, MgO și alte mater iale. Acest a masa solida arde în
cuptor la 1100°C, unde C 2S, C 3S, C 3A și C 4AF sunt produse ca pat ru componente principale
ale clincherului în mai multe reacții chimice și fizice ( reactii cu schimbare de fază) prezentate
în Tabelul 2.3.1 . Căldura necesară este asigur ată de arderea carbunelui și de aerului fierbinte
trimis de la cicloane . Clincherul intră în răci tor la 1450°C și se răcește pana la 80°C – 100°C.
Aerul din atmosfera este captat si trimis către clincherul fierbinte ce se separa în trei fluxuri și
temperat uri diferite , prin canale. Un flux la 1100°C este trimis la cuptor, un altul la 1000°C este
trimis la moara și ultimul la 305°C este evacuat la cos, ca a doua sursă majoră de pierdere
termică de căldură în instalația de ciment. Apoi, clincherul este transp ortat la moar a de ciment
printr -o banda transportoar e. Moara de ciment obtine printr -o macinare finala pulbere de
ciment . O cantitate mică de gips se adaugă în timpul măcinării pentru a controla proprietățile
chimice prestabilite ale cimentului produs .
2.3. Forme de energi e folosite in obtinerea cimentului
Pentru fiecare dintre etapele procesului , utilizarea major itara a energiei la producți a de
clincher este atribuita arder ii combustibilului pentru a genera căldura necesară, și nu energia
folosita pentru a roti cu ptorul. C ărbunele si energi a electrica sunt principalele surse de energie
în producția de ciment. În general, utilizarea energiei este clasificată în trei categorii:
1. Utilizarea energiei electrice pentru prepararea materiilor prime ;
2. Utilizarea combust ibilului fosil pentru producția de clincher ;
3. Utilizarea energiei electrice pentru măcinarea cimentului (sau măcinarea finală).
Tabel 2.3.1 . Reacți ile formarii cli ncherului in cuptor
Reacție Ecuația reacției
Formarea reacțiilor de oxid are și de descomp unere
Vaporizarea apei
22( ) ( )H O l H O v→
Descompunerea caolinului
2 3 2 2 2 3 2 22 2 2 Al O SiO H O Al O SiO H O → + +
Descompunerea MgCO 3
32 MgCO MgO CO→+
Descompunerea CaCO 3
32 CaCO CaO CO→+
Formarea produselor intermediare
Formarea CA
23 CaO Al O CA+→
Forma rea C2F
2 3 2 2CaO Fe O C F+→
Forma rea C2S
22 2CaO SiO C S+→
Reactii de formare a clincherulu i
Forma rea C4AF
24 CA C F CaO C AF+ + →
Forma rea C3A
3 2CA CaO C A+→
Forma rea C3S
23C S CaO C S+→
Reacții generale Cuptor → Clincher
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
18
i) Energi a electrică:
Zonele majore de consum de energie electrică sunt unitățile de macinare , ventilatoarele
și sistemele de transport. Aproximativ 30% din energia electrică este consumată pentru
măcinarea finală, i ar puțin sub 30% din aceasta este consumată de procesul de ardere a
clincherului. Distribuția tipică a energie i electrice pentru o instalație de producție a cimentului
este de 93 kWh pe tona de ciment.
ii) Energia termică:
Energia termică reprezintă aproa pe jumătate din costurile de ene rgie generate de
producția de ciment. O varietate de combustibili, cum ar fi cărbunele, gazele și pacura , sunt
utilizați în fabrica de ciment. Utilizarea major itara a energiei termice se face î n cuptor și în
etapa de macinare a materiilor prime . În fabricile care utilizează cărbune, un cuptor extern cu
cărbune sau cu combustibil lichid este utilizat pentru generarea de aer cald necesar arder ii
carbunelui .
Combustibilii utilizați pentru arderea primară includ căr bunele și păcura. Combustibilii
cu conținut ridicat de carbon, cum ar fi cărbunele, sunt preferați pentru arderea in cuptor ,
deoarece produc o flacără mult m ai mare. Clin cherul este adus la temperatura sa maxima , în
principal, prin transferul de căldură prin radiatie iar o flacara puternica este esențială pentru
acest lucru .
Industria de ciment este, în esență, o industrie chimică care implică diverse operațiuni
ingine resti. Astfel, măcinarea materiilor prime, măcinarea, arderea și granularea cimentului
sunt principalele operațiuni implicate în producerea cimentului. Există diferite tipuri de
echipamente disponibile pentru transportul materialelor, concasarea și măcinarea materialelor,
cat si pentru amestecarea acestora . Randamentul termic al preîncălzitor ului depinde de numărul
de etape d e preîncălzi re și de debitul volumic de gaz, cat și de alimentarea cu combustibil a
materialelor. Intrarea in moara de macinare presupune o macinare in proportie de 95%. Apoi
amestecul macinat intra în cuptor ul rotativ. Aeru l de combustie fierbinte al morii ajunge printr-
o conductă direct de la răcitor, ocolind cuptorul. În arderea clincherului, masa brută de materi al
este alimentată în sistemul cuptor ului, unde este uscată, preîncălzită, maruntita și sinte tizata
pentru a pro duce clincher de ciment. Energia term ică furnizata de combustibil , în principal
cărbune , este consumată în cuptor pentru prelucrarea clincherului . La nivel teoretic, pentru
arderea a 1 kg de clincher este necesar doar 460 kcal /kg de putere calorifica , dar în practică de
două ori s au de trei ori mai mare este necesarul de putere calorifica . Pierderile de caldura din
interi orul cuptorul rotativ po t reprezenta o proporție considerabilă din pierderea totală a
energiei, în special în instalațiile de cupto are mic i unde întreaga pierdere de căldură prin rotați a
cuptorului se află în intervalul 200 -600 kJ/kg de clincher , în funcție de randamentul cuptorului
și dacă sistemul cuptorului are sau nu conductă de aer terțiar.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
19
CAPITOLUL 3. POSIBI LITATI DE COGENERARE IN PRODUCTIA
CIMENTULUI
3.1. Cadru general
Producția de ciment presupune utilizarea energiei care constituie , in majoritatea
cazurilor, 50 – 60% din costurile de producție. Pentru a recupera căldura reziduală din gazele
de cos ale preîncă lzitorului și răcitorul de clin cher din instalația de ciment, se utilizează un ciclu
Rankine cu abur , un ciclu de abur cu dublă presiune, un ciclu Rankine organi c (ORC) sau ciclul
Kalina , pentru cogenerare a în fabrica de ciment. Se a nalizează exergia pentru fiecare sist em de
cogenerare și se realizează o optimizare a parametrilor pentru fiecare sistem de cogenerare prin
intermediul algoritm ilor genetic i (GA = genetic algor itms) pentru a atinge eficiența maximă .
Performanțele optime pe ntru diferite sisteme de cogenerare sunt compar ate în ace leasi condiți i.
Rezultatele arată că pierderile de exergie ale turbinei, condensatorului și generatorului de vapori
(cazanului) sunt relativ mari, iar reducerea pierderilor de exergie ale acestor com ponente ar
putea îmbunătăți perform anța sistemului de cogenerare. În comparație cu alte sisteme, ciclul
Kalina , cel putin la ni vel teoretic, obține cea mai bună performanță pentru o fabrica de ciment.
Deși noile instalații de ciment utilizează un procedeu uscat cu un consum redus de
energie , fata de cazul un ui proces umed, procesul de producție a l cimentului necesită î n
continuare cantități mari de energie. Macinarea și procesele de uscare, precum și cuptorul,
necesită cantități mari de energie termică. Mori le de măcinat, ventilatoare le și alte echipa mente
cu motor acționează cu ajutorul energie i electric e. Deși procesul de ardere a cimentului a fost
optimizat de-a lungul anilor , se produce încă o pierdere semnificativă de căldură, cauzată în
principal de gazele de ardere . S-a constatat că aproximativ 40% din energia totală de i ntrare a
fost pierdută prin gaze le de arder e fierbinți, instalatiile de răcire și frecarea mecanica a
materialelor de peretii interiori ai cuptorului .
Pentru a reduce consumul de energie în procesul de producție a l cimentului, c entrala
electrică de cogenerare poate recupera caldura reziduala pentru a genera energie electrică , fără
consum suplimentar de co mbustibil, reducând astfel costuri le ridicate ale energiei electrice și
ale emisiilor de CO 2. Temperaturile gazelor ce pot fi p relevate pentru in stalati a de recuperare
sunt, de regula , de joasa si medie temperatura. Mai multe tipuri de centrale electrice sunt
potrivite pentru aceste temperat uri, cum ar fi ciclu l Rankine cu abur , ciclu l de abur cu dublă
presiune, ORC (ciclul Rankine cu agent organic) și ciclul Kalina.
Pentru ORC, s -au efectuat multe cercetări privind utilizarea s urselor de căldură la
temperaturi medii și joase. Wei și altii [10] au analizat analiza performanțelor sistemului și
optimizarea unui ORC util izând R245fa ca agent termic . Liu și altii [11] au discutat despre
performanț a ORC supusă influenței diferitilor agenti termici . Ei au investigat efectele diferitelor
fluide asupra randamentului termic și asupra eficienț ei totale de recuperare a căldurii.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
20
Hung si altii [12] au ana lizat parametr ii și au comparat randamentele ORC cu criogeni
cum ar fi benzen, amoniac, R11, R12, R134a și R113 , ca agenti termici . Lee și altii [13] au
efectuat o analiză sistematică asupra unui ORC utilizând R113 ca fluid de l ucru. Se constată că
recupera rea căldurii reziduale de joasa temperatura prin ORC oferă un potenț ial ridicat pentru
instalațiile de capacitate moderată. Legmann [14] a folosit ORC pentru a recupera căldura
disponibilă de la răcitorul de clincher și pentru a genera energie e lectrică în mod continuu , fără
a interfera cu procesul de pr oducție a l cimentului.
Deși foarte multe studii de specialitate au drept tema ORC, o mică atenție a fost axată
pe evaluarea performanțelor și optimizarea utilizării ORC în insta lația de ciment pent ru
recuperarea căldurii reziduale.
Pentru ciclul Kalina, i nițial conceput de Aleksande r Kalina, s -au găsit multe studii care
evalueaza acest subiect . El-Sayed și Tribus [15] au făcut o comparație teoretică a ciclului Kalina
cu ciclul R ankine. Configurările dezvoltate de e i erau foarte complicate, deoarece implica
exist enta a mai multor schimbatoare de cald ura. Nag și Gupta [16] au studiat analiza exergică
a ciclului Kalina. Olsson și altii [17] au cercetat ciclul Kalina pentru recuperar ea căldurii
reziduale indu striale. S -a demonstrat că ciclul Kalina ar putea genera mai multă energie din
căldura reziduală din industria fierului și oțelului , fata de un ciclu cu abur.
Nag și Gupta [16] au folosit o analiză exerg etică pentru a evalua ciclul Kalina și ciclul
Rankine în c entralele de cogenerare pe bază de biomasă. Jonsson și Yan [18] au examinat ciclul
Kalina ca ciclu de baza pentru motoarele cu gaz și motoarele diesel, ca motoare primare pentru
a recupera căldura reziduală disponibilă din gaz ele de eșapament. Mirolli [19] a discutat despre
ciclul Kalina pentru recuperarea că ldurii reziduale din industria cimentului din perspectiva
economi ca, a funcționării, întreținerii și beneficiilor pe partea de emisii de CO 2. Deși s -au făcut
multe studii pe ciclul Kalina, o mică atenție a fost concentrat a asupra recuperării căldurii
reziduale în fabricile de ciment , pentru a evalua performanțel e ciclului .
Ciclurile termodinamice mai sus enuntate pot avea performanțe și caracteristici diferite
pentru valori ficare a recuperării căldurii, deci este necesar să se efectueze o ptimizarea
performanțelor și compararea performanțelor pentru diferite sisteme de cogenerare din fabrica
de ciment. Obiectivul principal este de a examina performanțele cent ralelor de cogener are,
inclusiv ciclul Rankine cu abur , ciclul de abur cu dublă presiune, ciclul ORC și ciclul Kalina.
Am realiz at analiza exergiei pentru fiecare instalație de cogenerare și am propus o optimizare
parametrică pentru imbunatatirea ran damentului , obiectivul fiind realizat prin intermediul
algoritm ilor genetic i. În plus, performanțele optime ale diferitelor centrale de cogenerare sunt
comparate în aceeași stare , pentru un cuptor rotativ tipic , cu o capacitate de 5000 t/zi.
Sursa de căld ură rezidu ală din instalația de ciment include gazul de la preîncălzitorul
din turnul cicl oanelor SP (SP = suspension preheater ) și aerul cald d e la răcitorul de clincher.
Aceste surse de căldură pot fi utilizate separat sau combinat pentru generarea de energie prin
cogenerare. Aceste două surse de căldură au nivele de temperatură diferite. Sunt furnizate două
generatoare de vapori pentru recuperarea celor două surse de căldură reziduală. Unul pentru
evacuarea preîncălzitorulu i SP, denumit in continuare c azan SP, iar celălalt pentru evacuarea
răcitorului de clincher , denumit cazan de răcire a temperaturii , cazan AQC (AQC = air
quenching cooler ).
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
21
Frecvent, gazul de la preincalzitorul SP este utilizat în instalația de ciment pentru
uscarea materiilor pr ime, ceea ce limitează căldur a disponibilă pentru generarea de energie.
Condițiile tipice de gaze de ardere pentru un cuptor cu o capacitate de 5000 t/zi , cu un
preîncălzitor SP în patru trepte și un răcitor de clincher (AQC), sunt enumerate în Tabelul 3.1.1 .
Tabel 3.1.1. Condițiile tipice pentru gazele de ardere in producerea ciment ului
Temperatura de evacuare a preîncălzitorului (˚C) 340
Temperatura de evacuare a cazanului SP (˚C) 210
Temperatura de evacuare a clincherului (˚C) 320
Debit ul masic al gazelor de evacuare din pre încălzitor (kg/s) 126.56
Debitul masic al gazelor din răcitorul de clincher (kg/s) 86.2
3.2. Configuratii de sisteme de cogenerare
3.2.1. Ciclul Rankine organic (ORC)
ORC ofera rezultate mai bune fata de ciclului Rankine cu abur în recuperarea că ldurii
reziduale de joasa temperatura . În s ituatia de fata , R123 este agentul termic utilizat pentru a
simula ORC. Fig. 3.2.1.1. prezintă ORC în instalația de ciment. Agentul termic organic trece
prin pompa de alimentare unde este separat în două fluxuri in stare de vapori. Un flux este trimis
în cazanu l AQC care trebuie preîncălzit, vaporizat și supraîncălzit. Celălalt flux este tri mis către
cazanul SP pentru a fi preîncălzit, vaporizat și supraîncălzit. Aceste două fluxuri de vapori
supraîncălziți de la boilerul AQ C și cazanul SP sunt combinate si destinse in turbină .
Fig 3 .2.1.1 . Schema ORC în instalația de ciment.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
22
3.2.2. Ciclul Kalina
Ciclul Kalina utilizează o solutie de apă-amoniacala ca agent termic, solutie ce prezintă
temperaturi variabile de vaporizare in timp ul fierberii . Acest fapt permite exista unei diferenț e
mici de temperatură pentru o similitudine termică mai bună între sursele de căldură de
temper atura variabil a si agentul termic . Prin urmare, se reduc pierder ile datorate de
ireversibilitat i în proce sul de ad itie al căldurii. Fig. 3.2.2.1. arata schema instalatiei ciclul ui
Kalina din fabrica de ciment. Apa-amoniacala este preîncălzit a în cazanul AQC și este
vaporiza ta atât în cazanul SP, cât și în cazanul AQC , apoi supraîncălzit a în cazanul SP.
Vaporii suprain calziti de apa -amoniaca la sunt apoi destinsi intr-o turbină pentru a
genera lucru mecanic . Agentul termic la iesirea din turbin a este răcit pentru a fi recupera t, diluat
cu solutie saraca de amoniac și condensat prin răcirea cu apa. Lichidul saturat care p ărăseșt e
condensator ul este comprimat la o presiune intermed iară, iar cea mai mare parte a lichidului
diluat este fiartă partial în reîncălzitor și trimisă la separatorul de vapori. Amestecul saturat este
diluat într-o solutie saraca de amoniac iar vapori saturati de amoniac în separatorul de vapori.
Apa-amoniacala diluata obtinuta este răcit a și depresurizat a la intrarea in vana , iar vaporii
bogați în amoniac sunt amestecați cu o parte din solutia diluat a pentru a obține agentul termic.
Agentul termic este in final condensat si pompat catre cazanul AQC.
Fig. 3.2.2.1 . Schem a ciclul Kalina din fabrica de ciment.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
23
3.3. Analiza exergetica in cogenerare
Exergia este definită ca o cantitate maximă de lucru mecanic care poate fi produsă de
un sistem atunci când vine vorba de echilibru l cu un mediu de referință. O analiză a exergie i s-
a dovedit a fi un instrument puternic în analizele termodinamice ale sistemelor energetice. Se
utilizează pentru evaluarea cantitativă a cauzelor imperfecțiuni lor de natura termodinamic a a
procesului studiat . Analiza de exergie urmărește , de obicei , să determine perfor manța maximă
a sistemului și să identifice echipamentele în care are loc pierderea de exerg ie, indicand
posibilitățile de îmbunătățire termodinamică a procesului .
Analiza exer gică a unui sistem complex poate fi efectuată analizând fiecare compone ntă
a sistemului separat. Identificarea echipamentului în care are loc principala p ierdere de exergie
indică direcția pentru potențialele îmbunătățiri.
Eficiența exergiei pentru sistemu l de recuperare a căldurii rezidual e în instalația de
ciment poate fi exprimată prin :
in i
i
ex
inEI
E−
=
(3.3.1)
unde E in este exergia de intrare și Σ iIi este suma pierderilor de exergie ale proceselor.
În sistemul de cog enerare , intrarea exergie i provine de la gazele d e evacuare ale
preîncălzitorului și de la răcitorul de clincher , iar pierderile de exergie apar în componentele
principale, cum ar fi cazanul AQC, cazanul SP, turbina, pompe sau c ondensatoare.
Se presupune că sistemul aju nge la starea de echilibru, iar pierderile de presiune și de
căldură din conduct e sunt neglijate. Considerăm că P 0 și T 0 reprezintă presiunea și temperatura
mediului de referință , presupunând că evacuarea căldurii în atmosfera este neglijabilă.
Următoarele ipoteze sunt făcute pentru a calcula exergia fi ecărui punct de stare :
(a) Se presupune că doar exergia fizică este utilizată pentru fluxurile de gaze arse și de abur.
(b) Exergiile chimice ale substanțelor sunt neglijate.
(c) Exer giile cinetice și potențiale ale materialelor sunt ignorate.
Exergia fiecărui punct de stare poate fi considerată ca fiind :
0 0 0 [( ) ( )]i i iE m h h T s s= − − −
(3.3.2)
Pentru o stare stabilă generală, un proces cu flux constant, echilibrul exergi ei poate fi
exprimat ca
in outE E I−=
(3.3.3)
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
24
Pierderea de exergie a fiecărei componente pentru centrala electrică de cogenerare poate
fi găsită după cum urmează :
Pentru cazan ul SP, pierderea de exergie poate fi estimată prin
,, SP in SP out SPI E E=−
(3.3.4)
Pierderea exergiei în cazanul AQC poate fi estimată prin
,, AQC in AQC out AQCI E E=−
(3.3.5)
Pierderea de exergie în turbină poate fi dată ca
TBN in TBN outI E W E= − −
(3.3.6)
Pierderea exergiei în condensator poate fi dată ca
CND in outI E E=−
(3.3.7)
Pierderea de exergie în amestecator poate fi dată ca
,1 ,2 FSH in out outI E E E= − −
(3.3.8)
Pierderea de exergie din pompă poate fi dată ca
PUMP PUMP in outI W E E= + −
(3.3.9)
Pierderea de exergie în schimbătorul de căldură este dată ca
,1 ,2 ,1 ,2 HE in in out outI E E E E= + − −
(3.3.10)
Pentru proces ul de formare al agentului termic , pierderea de exergie este dată ca
,1 ,2 MIX in in outI E E E= + −
(3.3.11)
Principalele ipoteze pentru calculele sistemelor de cogenerare sunt prezent ate în Tabelul
3.3.1 .
Proprietățile apei și a aburului au fost calculate prin IAPWSIF97. (Industrial
Formulation 1997 for the Thermodynamic Properties of Water and Steam ).
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
25
Proprietățile agentului termic R123 au fost calculate prin REFROP 6.01 [20] dezv oltat
de Institutul Național de Standard izare și Tehnologie al Statelor Unite. Propriet ățile
termodinamice ale solutiei de apa-amoniacala au fost calculate printr -o metodă empirică
convenab ilă, care combină functia Gibbs pentru ameste curi cu corelații ale temperaturii
punctului de rouă pentru echilibrul de fază .
Tabel 3.3.1 . Parametrii pri ncipali pentru sistemele de cogenerare
Temperatura mediului ambiant (˚C) 15
Presiunea mediului ambiant (MPa) 0.10135
Randamentul turbinei (pentru proces izentrop) (%) 85
Gradul minim de uscare a gazelor la iesirea din turbin a (%) 88
Randamentul pompei (pentru proces izentrop) (%) 70
Diferența de temperatură initiala (˚C) 10.0
Diferența de temperatură finala (˚C) 5.0
3.4. Optimizarea performantelor cogenerarii folosin d algoritmi genetici
Pentru funcționarea in practică , în prod ucția de ciment, fiecare centrală de cogenerare
are mulți parametri care sunt variați împreună, prezentând o suprafață multidimensională pe
care se poate găsi un optim. În cazul de față, eficien ța exergiei, care poate evalua performanța
sistemului de cog enerare, este selectată ca funcție o biectiv pentru optimizarea parametrilor în
fiecare centrală de cogenerare.
Optimizarea parametrilor se realizează prin algoritm i genetic i, denumiti in continua re
GA ( genetic algoritms ), pentru a atinge efici ența maximă de exergie. GA, prezentată în primul
rând de Holland [21], este o metodă de căutare globală stoc astică care simulează evoluția
biologică naturală. Bazat pe prin cipiul darwinian de supraviețuire , algoritmul genetic operează
pe o populație de sol uții potențiale pentru a produce aproximări mai bun e la soluția optimă. GA
diferă de tehnicile de optimizare tradiționale, deoarece implică o căutar e dintr -o populație de
soluții și nu dintr -un singur punct.
GA codifică o soluție potențială la o problemă pe un domeniu al problemei pe o structură
de date simplă, asemănătoare cromozomului (care constituie un individ), unde genel e sunt
parametrii problemei car e trebuie rezolvată. În cazul de fata , codificarea este utilizată în
optimizarea parametrilor pentru sistemele de cogenera re. Fiecare vector cromozom este
codificat ca vector al numerelor de puncte variabile de aceeași lungime ca și di mensiunea
spațiului de căutare. Cromozomul este definit ca un vector de nu măr real, x = (x 1, x2, …, x n), x i,
i = 1, 2, …, n, unde i este „i” parametru pentru sistemul de cogenerare, n este numărul de
parametri de optimizare.
GA utilizează funcția de evaluare pentru a demonstra adaptabilitatea individului , fără
informații ex terne , în căutarea evoluției. Adaptabilitatea est e exprimată prin valoarea functiei
de evaluare . O valoare mai mare înseamnă o mai bună adaptabilitate supusă unor constrângeri
și o viabilita te mai bună a individului. Funcția care nu este constrânsă de dome niul de definiție,
continuitate și diferențiabili tate, necesită doar ca funcția obiectiv să fie definită pentru valori
nenegative . În această optimizare, eficiența exergiei este s electată ca funcție de evaluare .
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
26
Operatorii GA includ operatorul de selecție , operatorul de cross -over (operator de
incrucisa re) și operatorul de mutație. Operatorul de s elecție este responsabil pentru selectarea
părinților pentru a crea următoarea generație de soluții. Părintele este ales cu o probabilitate
bazată pe capacitatea acestuia. Cu cât f unctia de evaluare este mai mar e (randament exergetic
ridica t), cu atât este mai mare probabilitatea de selecție. Model ul bazat pe rang este selectat
pentru această optimizare în sistemele de cogenerare.
Operatorul cross-over este o perat orul de bază pentru producerea de noi cromozomi. El
produce noi indivizi care au unele părți din materialul genetic al părinților. Simular ea aritmetică
simplă se aplică acestei probleme de optimizare datorită operării foarte simple, care este
prezen tată astfel:
1 1 2
2 2 1(1 )
(1 )c a f a f
c a f a f= + −
= + −
(3.4.1)
unde a este un număr aleator între 0 și 1, f 1 și f 2 sunt părinți i selectați pentru a se
încrucișa între ei, c 1 și c 2 sunt copiii produsi prin cross -over.
Mutatia este necesara deoarece, chiar daca selectia si cross -over-ul cauta noi solutii, ele
tind sa provoace o convergenta rapida si exista pericolul pierderii d e material genetic .
Rolul mutației în GA a fost acela de a restabili materialul genetic pierdut sau neexplorat
în populație pentru a preveni convergența prematură a GA la soluții neconvenabile . Se adoptă
mutații al eatorii pentru optimiza rea parametrilor pentru aceste sisteme d e cogenerare. Se obține
prin selectarea indivizilor din intervalul parametrului , în funcție de probabilitatea de mutație.
Optimizar ea parametrică se efectuează pe baza condițiilor t ipice pentru gazele de ardere
ale cupto rului de capacitate de 5000 t/ zi.
Parametrii pentru ORC sunt selectați ca presiune de intrare a turbinei.
Parametrii p entru ciclul Kalina sunt presiunea la intrarea in turbin a si concentrația
soluției de apă-amoniacala .
Pașii GA sunt urmatorii :
(1) Inițializarea mărimii populației, probabilit atea de încrucișare, pro babilitatea de mutație,
generarea opririi și generarea a leatorie a populației inițiale.
(2) Calcula rea capacitat ii fiecărui individ pentru a fi parinte și apelarea functiei de evaluare .
(3) Selecta rea indivizi lor de la genera ția părint ilor și crea rea copiilor folosind operatori de
cross -over și mutație.
(4) Cal cularea functiei de evaluare pentru fiecare copil generat . În cazul în care capacitatea
maximă de generare a copiilor este mai mică decât cea a generației părint ilor, se înlocui este
capacitatea maximă de generare a părinților cu cea generată de copii.
(5) Dacă gener area de copii se opreste , se opreste si gasirea optimului functi ei de evaluare . În
caz contrar, se revine la pasul 3.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
27
3.5. Evaluarea parametrilor termodinamici ai configuratiilor alese
In caz ul ciclului Rankine cu abur a fost efectuat a o analiză de ex ergie pentru a e valua
pierderile de exergie din siste m, așa cum se arată în Tabelele 3.5.1. – 3.5.2. Se constată că
57,9% din exergi a totală de intrare este pierdută: 28,1% datorită ireversibilități lor din proces ,
3,7% în gazele de ardere ale cazan ului AQC și 26,1% în gazele de ardere ale cazanului SP. Cea
mai mare pierdere de exergie datorată ireversi bilităților a re loc în pro cesul de destindere din
turbin a, urmata de pierderea provocata de procesul de condensare . În plus, procesele de intrare
a căldurii în cazanul SP și caza nul AQC produc, de asemenea, pier deri de exergie de 5 ,1%, și
respectiv 4,5%. Rezultatele sunt centralizate in Tabelul 3.5.3.
Tabel 3 .5.1. Rezultatele simulării pentru ciclul Rankine cu abur
Stare t (˚C) p (MPa) Uscare h (kJ/kg) s (kJ/kgK) m (kg/s)
1 330.00 1.700 1.000 3099.81 6.9689 8.25
2 199.32 1.700 0.000 849.37 2.3241 8.25
3 310.00 1.700 1.000 3055 .25 6.8938 4.65
4 63.57 1.700 0.000 267.47 0.8749 19.01
5 199.32 1.700 0.000 849.37 2.3241 6.11
6 140.82 0.370 0.000 592.74 1.7478 5.38
7 140.82 0.370 1.000 2734.51 6.9215 0.73
8 63.162 0.370 0.000 264.66 0.8705 19.01
9 32.22 0.370 0.000 135.28 0.467 2 13.64
10 32.16 0.006 0.000 134.78 0.4665 13.64
11 322.76 1.700 1.000 3083.75 6.9421 12.91
12 36.16 0.006 0.900 2307.94 7.4927 12.91
Tabel 3.5.2 . Performanța ciclului Rankine cu abur
Puterea turbinei (kW) 10,324.7
Puterea pompei 1 (kW) 6.9
Puterea pompei 2 (kW) 53.4
Temperatura la iesire din cazanul AQC (˚C) 97.00
Puterea termica la intrarea in cazanul SP (kW) 18,573.8
Puterea termica la intr area in cazanul AQC (kW) 21,327.8
Puterea termica a caldurii intrate in instalatie (kW) 39,901.6
Puterea netă generata (kW) 10,264.4
Randamentul termic (%) 25.7
Randamentul exergetic (%) 42.1
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
28
Tabel 3.5.3. Intrările, ieșirile și pierderile de exergie pentru ciclului Rankine cu abur
Cantitate (kW) Procent (%)
Exergie
de intrare SP cazan 15,126.5 62.0
AQC cazan 9271.0 38.0
Suma 24,397.5 100.0
Exergie de ieșire Puterea neta 10,264.4 42.1
Exergie pierdută SP cazan 1243.3 5.1
AQC cazan 1101.2 4.5
Turbina 2278.2 9.3
Condens ator 1915.9 7.9
Pompa 1 2.9 0.0
Pompa 2 23.6 0.1
Amestecator 76.9 0.3
Mixtur a I 225.5 0.9
Mixtur a II 1.1 0.0
SP iesire cazan 6355.9 26.1
AQC iesire cazan 908.9 3.7
Rezultatele analizei de exergie pot fi u tilizate pe ntru a ghida îmbunătățirea
performan țelor sistemului. Deși pierderile d e exergie din cazanul SP sunt cele mai mari din
sistemul de cogenerare, exergia poate fi utilizată pentru a usca materiile prime în sistemul de
uscare a l cimentului, astfel că exergia nu se pierde complet. Pierderea de exergie in condens ator
ar putea fi redusă dacă diferența de temperatură a transferului de căldură s-ar reduce asemenea .
Pentru a reduce pierderea de exergie în procesul de destindere al turbinei, este necesar să se
îmbună tățească eficiența acesteia din punct de vedere constructiv, folosind t ehnic i avansat e de
proiectare. În plus, pierderile de exergie în cazanul SP și cazanul AQC ar putea fi reduse prin
reducerea diferenței de tempe ratură la transferul de căldură. Asadar , trebuie redusa temperatura
de iesire din cazanul AQC și crescuta temperatura agentului termic trimis la cazanul SP. Dar
acest lucru ar conduce la achizitionarea unor schimbatoare de caldura mul t mai costisitoare .
Pentru ciclul de abur cu dublă presiune, î n Tabelul 3.5.4. și Tabelul 3.5.5 sunt prezentate
rezultatele și performanțele de simulare, iar în Tabelul 3.5.6. sunt prezentate rezultatele analizei
exergiei. În Tabelul 3.5.6. se poate observa că se pierde 59,3% din exergia totală de intrare:
29,5% din cauza ireversibilității componentelor, 3,7% în gazele de ardere ale cazanului AQC
și 26,1% în gazele de ardere ale cazanului SP. Cea mai mare pierdere de exergie este datorată ,
in continuare, ireversibilităților si apare în procesul de destindere al turbinei, procesul de
condensare provoacă următoa rea cea mai mare p ierdere de exergie. În plus, procesele de intrare
a căldurii în cazanul SP și cazanul AQC provoacă, de asemenea, pierderi de exergie de 1,7% și
3,1%.
Pentru ORC, în Tabelul 3.5.7. și Tabelul 3.5.9. sunt prezentate rezultatele și
performanțele de simulare, iar în Tabelul 3.5.10 sunt prezentate rezultatele analizei exergiei. Se
constată că, cu excepția pierderii de exergie a gazelor de ardere a cazanului SP, procesul de
condensare provoacă cea mai mare pierdere de exer gie care reprezintă 16,5% din valoarea totală
a exergie i. Motivul pentru o astfel de pierdere constă în faptul că temperatura de iesire di n
turbin a este prea mare , datorită temperaturii mari de admisie a turbinei.
Procesul de intrare a căldurii în cazanul SP provoacă cea de -a doua pi erdere de exergie
cea mai mare, care reprezintă 10,6% di n valoarea totală a exergiei, datorită diferenței mari de
temperatură a transferului de căldură. În plus, pierderile de exergie în ca zanul AQC și turbina
sunt de 4,9%, respectiv de 4,0%.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
29
Rezultatele simulării si performanțe le pentru ciclul Kalina sunt rezumate în Tabelul
3.5.11 și Tabelul 3.5.12 . Tabelul 3.5.13 prezintă rezultatele analizei exergiei pentru ciclul
Kalina. În Tabelul 3.5.13 se constată că se pierde 57 % din exergia totală : 29,8% d atorita
irevers ibilități lor din componente, 1,1% din gazele de ardere a caz anului AQC și 26,1% din
gazele de ardere ale cazanului SP. Cu excepția pierderii de exergie a gazelor de evacuare a
cazanului SP, care este utilizată pentru a usca materiile prime, p rocesul de absorbție provoacă
cea mai mare pierd ere de exergie, care repre zintă 7,2% din totalul de exergie, iar procesul de
adăugare a căldurii determină cea de -a doua pierdere de exergie .
Astfel , se urmareste îmbunătă tirea componentel or în care pierderea de exergie
reprezintă un procent mai mare , din totalul de exergie intrat in proces . Pentru o turbină, este
necesara o proiec tare riguroasa a acesteia . Pentru caza nul SP și cazanul AQC, reducerea
diferenței de temperatură a transferului de căldură poate reduce pierderea de exergie. Pentru
condensator și schimbătorul de căldură, reducerea diferenței de temperatură a transferului de
căldură po ate, de asemenea, reduce pierderea exergiei.
Tabelul 3.5.14 prezintă rezultatele de optimizare pentru diferite sisteme de cogenerare.
Se const ată că existenta unor parametrii optimi poate atinge ce a ma i mare eficiență exerg etica
pentru fiecare sistem in parte . În plus, ciclul Kalina poate obține cea mai bună performanță din
punctul de vedere al eficienței exergiei și ORC prezintă cea mai scăzută eficiență exer getica, în
timp ce ciclul Rankine cu ab ur și ciclu l de abur cu dublă presiune au performanț e mai bun e în
recuperarea caldurii reziduale . Se deduce că ORC, care ar fi solutia cea mai buna în recuperarea
căldurii reziduale de joasă temperatura , poate să nu fie adecvată pentru recuperarea călduri i
reziduale în fabricile de ciment datorită temperaturii relativ ridicate a surselor generatoare de
căldură .
În comparație cu alte sisteme, ciclul Kalina ar putea genera mai multă electricitate.
Aceste centrale de cogene rare pot urmări automat abaterea s ursei de căldură și nu
interfereaza cu producția de ciment , în cazul în care centrala electrică de cogenerare este oprit a.
Cazanul SP și caz anul AQC trebuie să aibă filtre de praf pentru a controla murdărirea tubul aturii
de transfer al caldurii , astfel încât performanțele transferului termic în cazan și durata de viață
a tubulaturii sa fie îmbunătățite.
Costul investiție i pentru ciclul Kalina es te mai mare decât cel pentru un ciclu cu abur
sau ORC . Totuși, ciclul Kalina ar putea genera mai multă putere decât celelalte ciclu ri și ar
putea obține o economie mai mare a co stului energiei, astfel încât un cost investiți onal mai
ridicat sa fie justificat . În plus, pentru atenuarea efectelor privind poluarea mediului, ORC și
ciclul Kalina, în special în ORC, trebuie s ă existe sisteme de etanșare foarte bune care să nu
permita scurgeri de fluid din instalatie .
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
30
Tabel 3.5.4 . Rezultatele simulării pentru ciclul de abur cu dublă presiune
Stare t (˚C) p (MPa) Uscare h (kJ/kg) s (kJ/kgK) m (kg/s)
1 330.00 4.500 1.000 3028.8 4 6.4294 8.00
2 166.92 4.500 0.000 707.75 2.0069 8.00
3 310.00 4.500 1.000 2973.34 6.3358 5.18
4 166.92 4.500 0.000 707.75 2.0069 5.18
5 189.00 0.812 1.000 2813.34 6.7545 0.81
6 166.03 0.812 0.000 701.91 2.0027 0.81
7 166.03 0.812 0.000 701.9 1 2.0027 8.00
8 166.03 0.812 0.000 701.91 2.0027 5.18
9 32.28 0.812 0.000 135.92 0.4678 13.99
10 32.16 0.006 0.000 134.78 0.4665 13.99
11 36.16 0.006 0.881 2279.58 7.4010 13.99
12 322.00 4.500 1.000 3007.04 6.3930 13.18
Tabel 3.5.6 . Performanța cicl ului de abur cu dublă presiune
Lucrul turbinei (kW) 10,018.4
Lucrul pompei 1 (kW) 16.0
Lucrul pompei 2 (kW) 46.8
Lucrul pompei 3 (kW) 30.3
AQC cazan – temperatura iesire(˚C) 96.75
SP cazan – temperature intrare (kW) 18,573.8
AQC caz an – temperature intrare(kW) 21,351.4
Caldura intrata (kW) 39,925.2
Putere neta generata (kW) 9925.4
Eficienta termica (%) 24.9
Eficienta exergetica (%) 40.7
Tabel 3.5.7 . Intrările, ieșirile și pierderile de ciclu exergie pentru ciclul de abur cu dub lă
presiune
Cantitate (kW) Procentaj (%)
Exergia intrata SP cazan 15,126.5 62.0
AQC cazan 9271.0 38.0
Suma 24,397.5 100.0
Exergia iesita Putere neta 9925.4 40.7
Exergia pierduta SP cazan 418.5 1.7
AQC cazan 742.3 3.1
Turbin a 3978.1 16.3
Conde nsator 2050.8 8.4
Pompa 1 5.4 0.0
Pompa 2 9.7 0.0
Pompa 3 6.3 0.0
Mixtur a 1.5 0.0
SP iesire cazan 6355.9 26.1
AQC iesire cazan 903.7 3.7
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
31
Tabel 3.5.8 . Rezultatele simulării pentru ORC
Stare t (˚C) p (MPa) Uscare h (kJ/kg) s (kJ/kgK) m (kg/s )
1 330.00 3.000 1.000 634.2 2.026 45.15
2 21.81 3.000 0.000 222.9 1.074 45.15
3 310.00 3.000 1.000 614.3 1.993 59.68
4 21.81 3.000 0.000 222.9 1.074 59.68
5 21.81 3.000 0.000 222.9 1.074 104.83
6 20.00 0.076 0.000 220.1 1.071 104.83
7 206.38 0.076 1.000 537.6 2.039 104.83
8 318.62 3.000 1.000 622.9 2.007 104.83
Tabel 3.5.9 . Performanța ORC
Lucrul turbinei (kW) 8948.06
Lucrul pompei (kW) 296.04
AQC cazan – temperatura iesire (˚C) 75.06
SP cazan – caldura intrata (kW) 18,573.811
AQC cazan – caldura intrata (kW) 23,362.279
Caldura intrata (kW) 41,936.09
Putere neta gener ata (kW) 8652.02
Eficienta termica (%) 20.6
Exergia termica (%) 35.5
Tabel 3.5.10 . Intrările, ieșirile și pierderi le de ciclu exergie pentru ORC
Cantitate (kW) Procentaj (%)
Exerg ia intrata SP cazan 15,126.5 62.0
AQC cazan 9271.0 38.0
Suma 24,397 .5 100.0
Exerg ia iesita Putere neta 8652.0 35.4
Exerg ia pierduta SP cazan 2592.1 10.6
AQC cazan 1207.8 4.9
Turbin a 966.9 4.0
Condens ator 4024.9 16.5
Pompa 86.9 0.4
Punct de obtinere mixtura 4.2 0.0
SP cazan – iesire 6355.9 26.1
AQC cazan – iesire 507 2.1
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
32
Tabel 3.5.11 . Rezultatele simulării pentru ciclul Kalina
Stare t (˚C) p (MPa) Uscare h (kJ/kg) s (kJ/kgK) m (kg/s) x
1 21.57 8.680 0.000 -134.287 0.1547 16.10 0.550
2 168.12 8.680 0.000 589.548 2.1294 7.63 0.550
3 168.12 8.680 0.000 589.548 2.1294 8.47 0.550
4 245.86 8.680 1.000 2152.350 5.2880 8.47 0.550
5 245.86 8.680 1.000 2152.350 5.2880 7.63 0.550
6 330.00 8.680 1.000 2433.500 5.7871 16.10 0.550
7 81.50 0.130 0.892 1766.570 6.0903 16.10 0.550
8 65.76 0.130 0.618 1107.030 4.2185 16.10 0.550
9 55.04 0.130 0.272 500.020 2.1928 34.17 0.381
10 20.00 0.130 0.000 -130.201 0.1851 34.17 0.381
11 20.03 0.340 0.000 -129.921 0.1855 34.17 0.381
12 20.03 0.340 0.000 -129.921 0.1855 23.35 0.381
13 50.01 0.340 0.024 39.841 0.7304 23.35 0.381
14 76.50 0.340 0.226 494.607 2.0654 23.35 0.381
15 76.50 0.340 1.000 1576.720 5.6248 5.28 0.820
16 76.50 0.340 0.000 178.593 1.0259 18.07 0.231
17 25.03 0.340 0.000 -40.745 0.3474 18.07 0.231
18 25.04 0.130 0.000 -40.745 0.3476 18.07 0.231
19 20.03 0.340 0.000 -129.921 0.1855 10.82 0.381
20 50.35 0.340 0.300 429.526 1.9999 16.10 0.550
21 20.00 0.340 0.000 -148.910 0.1394 16.10 0.550
Tabel 3.5.12 . Performanța ciclului Kalina
Lucrul turbinei (kW) 10,737.4
Lucrul pompei 1 (kW) 9.6
Lucrul pompei 2 (kW) 70.7
AQC cazan – temperatura iesire (˚C) 58.5
SP cazan – caldura intrata (kW) 18,573.8
AQC cazan – caldura intrata (kW) 24,890.2
Caldura intrata (kW) 43,464.0
Putere neta generata (kW) 10,492.4
Randament termic (%) 24.1
Exerg ia termica (%) 43.0
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
33
Tabel 3.5.13 . Intrările ciclului, ieșirile și pierderile pentru ciclul Kalina
Cantitate (kW) Procentaj (%)
Exerg ia intrata SP cazan 15,126 .5 62.0
AQC cazan 9271.0 38.0
Suma 24,397.5 100.0
Exerg ia iesita Putere neta 10,492.4 43.0
Exerg ia pierduta SP cazan 1580.5 6.5
AQC cazan 975.6 4.0
Turbin a 1406.4 5.8
Absorb itor 1766.4 7.2
Condens ator 681.7 2.8
Preincalzitor 298.8 1.2
Reincalzitor 133.2 0.5
Valv a 1.0 0.0
Pompa 1 3.7 0.0
Pompa 2 70.7 0.3
Mixtur a I 211.2 0.9
Mixtur a II 145.8 0.6
SP cazan – iesire 6355.9 26.1
AQC cazan – iesire 274.5 1.1
Tabel 3.5.14 . Rezultate de optimizare pentru diferite sisteme de cogenera re
O sing ura
trecere 2 presiuni ORC Kalina
Dimensiunea populației 50
Crossover probabilitate 0.95
Probabilitatea mutației 0.05
Opriți generarea 150
Domeniul parametrului 1
(MPa) 1.2-2.0 1.2-8.0 2.0-3.5 6.0-18.0
Domeniul parametrului 2 0.2-1.0
MPa 0.2-1.0 MPa 50-75%
Domeniul parametrului 3 130-210˚C 0.1-0.3 MPa
Domeniul parametrului 4 (˚C) 60.0-80.0
Parametrul optim 1 (MPa) 1.717 4.557 8.953
Parametrul optim 2 0.534 MPa 0.759 MPa 54.0%
Parametrul optim 3 183.29˚C 0.102 MPa
Parametrul optim 4 70.87˚C
Putere neta generata (kW) 10,320.0 9982.8 10,957.5
Eficienta exergetica (%) 42,3 40.9 44.9
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
34
3.6. Consideratii finale
Centralele de cogenerare din centralele de ciment pot recupera căldura reziduală
disponibilă din gaze le de ardere și generează electricitate co ntinuu fără a interfera cu procesul
de producție a l cimentului . Obiectivul a fost de a examina cantitatile de exergie implicate in
fiecare caz de centrală de cogenerare ilustrat . Mai mult, optimizarea parametrilor pentru fie care
centrală de cogenerare este efectuată cu o eficiență exer getica ca funcție obiectiv prin
intermediul algoritm ilor genetic i. Performanțele optime ale diferitelor sisteme de cogenerare
sunt comparate în ace leasi condiți i.
Principalele concluz ii privind analiza exergetica sunt urmatoarele :
(1) Analiza exergiei este un instrument puternic, care a fost utilizat cu succes în proiectarea și
evaluarea performa nțelor sistemelor energetice.
(2) Deoarece cantitățile de exergie pierduta in turbină, con densator, cazanul SP și cazanul AQC
reprezintă un procent mare, este important să se implementeze tehnologii pentru reducerea
pierderilor de exergie ale acestor componente . Astfel, performanța sistemul ui de cogenerare
poate f i îmbunătățită foarte mult.
(3) În compar ație cu alte sisteme de cogenerare din fabric a de ciment, ciclul Kalina poate obține
cea mai bună performanță din punctul de vedere al eficienței exergie i, iar ORC prezintă cea mai
mică eficiență exergie în acele ași condiții.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
35
CAPITOLUL 4. SOLUTII DE RECUPERARE A CALDURII
REZIDUALE DIN PROCESELE SPECIFICE INDUSTRIEI
CIMENTULUI
4.1. Dezvoltare durabila
Căldură reziduală este căldura g enerată de procesul de ardere a combustibilului sau de
reacțiile chimice și, deși ar putea fi r eutilizată , adesea este eliberată în atmosfera . Impactul
asupra mediului rezult at din evacuarea căldurii rezidual e în atmosfera poate fi c lasificat astfel:
1. impactul rezultat din eliberarea poluanților și a diferitelor substanțe chimice
prezente in vapor ii de căld ură rezi duală;
2. impactul rezultat din energia termică a fluxului de căldură reziduală.
Figura 1 prezintă pierderile de căldură în procesele industriale .
Fig 4.1.1. Pierderi de căldură în procesele de încălzire industrială
Impactul asupra me diului dat de eliberarea poluanților variază în funcție de compoziția
și volumul fiecărei evacuari in atmosfera . Cu toat e acestea, orice acțiune care conduce la
creșterea eficienței utilizării energiei, fie că este realizată prin WHR sau prin măsuri genera le
de cons ervare, poate fi considerată o alternativă pentru controlul poluării, deoarece ace ste
acțiuni vor conduce la o reducere a consumului de combustibil și, în general, scăderea cantității
de poluanți evacuați.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
36
Căldura reziduală industrială se ref eră la ene rgia gener ată în procesele industriale ce nu
are o utilitate , in stare bruta, in procesul tehnologic . Multe procese i ndustriale necesită cantități
mari de energie termică . O buna parte din aceasta energie nu este folosita , fiind eliminata in
atmosfera . Recuperarea acestei căldur i rezi duale reprezintă cea mai mare oportunitate de
reducere a consumului de energie din industr ie. Cantitatea exactă de căldură reziduală
industrială este cuantificată slab, însă diferite studii au estimat că intre 20 si 50% din c onsumul
de energie industrial este , în cele din urmă , evacuat in mediu drept căldură reziduală. Aceasta
caldura reduc e pierderile energetice daca se are in vedere îmbunătățirea eficienței
echipamentelor sau instalarea tehnologiilor de recuperare a căldurii . Recupera rea căldurii
presupune captarea și reutilizarea gazelor de ardere în procesele industriale pentru încălzi re sau
pentru genera rea de energie mecanic a ori electric a. Un sistem energetic viabil si de durata este
unul care echilibrează prod ucția și c onsumul de energie , tinand cont de un impact negativ
minim asupra mediului. Luarea deciziilor in acest sens trebuie sa tina seama de mai multe
criterii , precum : tehnologia ( aportul de energie primară), economia (costul investiției), mediul
(emisi ile de CO 2) și societatea (crearea de locuri de muncă).
4.2. Modalitati de recuperare a caldurii
4.2.1. Transfer termic prin contact
În această metodă, căldura intra în contact direct cu un flux de aer rece sau cu aerul
atmosferi c, avand loc un transfer termic de la o temperatură mai mare la o temperatură mai
scăzută . Rezul tatul ar fi un randament mai mare a l cuptorului sau a l cazanului sau a l
preîncălzitorului. În plus, cantitatea de energi e care va fi in final evacua ta va fi mult mai putina
datorita temperaturilo r scăzute ale noilor gaze evacuate . Aceasta este una dintre cele mai
eficiente modalit ăți de reutilizare a căldurii reziduale.
4.2.2. Recuperator – curgere in contra -curent
Un recuperator este prezentat în Fig. 4.2.2.1 . Un recuperator este un schimbător de
căldură de recupe rare a energiei in contra -curent, poziționat pe fluxul gazelor de ardere . Un
recuperator este un schimbător de căldură gaz -gaz iar schimbul de căldură are loc între gazele
de ardere și aer prin pereții metalici sau ceramici ai acestuia . Conducta sau tubu latura este
necesara transportă rii aerul ui pentru ardere ca acesta sa fie preîncălzit . Cealaltă parte conține
fluxul de căldură reziduală. Recuperatoarele sunt adesea folosite în cazul arzăto arelor pentru
moto are termic e, pentru a crește randamentu l general al motorului . Recuperarea căldurii
reziduale din gazele de ardere este prezenta tă în Fig. 4.2.2.1 . Există trei configurații majore ale
recuperatoarelor. Fig. 4.2.2.2. prezintă aceste trei configurații.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
37
Fig 4.2.2.1. Sistem de recuperare pentru preîncălzi rea aerului de ardere
Fig 4.2.2.2 . Trei configurații diferite de recuperat oare
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
38
4.2.3. Regeneratorul
Rege neratorul este, la baza, o bateri e reîncărcabil a pentru stocarea caldurii . Un
regenerator este un recipient izolat umplut cu forme metalice sau ceramic e care pot absorbi și
stoca cantități relativ mari de energie termică. În timpul ciclului de funcționare, regeneratoarele
fixe și rotative reprezintă o alternativă la recuperatoare . Utilizarea regeneratoarelor fixe și
rotative devine tot mai fre cventă în tari precum Statele Unite ale Americii . Totuși, datorită
costurilor mai mari, regeneratoarele rotative nu sunt utilizate la scara mare . Utilizarea
recuperato arelor și a regeneratoarelor este cea mai obișnuită metodă în industria sticlei (și în
furnale), dar acestea nu au fost comercializate la scara larga în industria cimentului [22].
O schemă a unui r egenerator pentru stocare a energiei termice este prezentată în Fig.
4.2.3.1 .
Fig 4 .2.3.1 . Regenerator pentru stocarea energiei termice
4.2.4. Cazan cu recuperare
Un ca zan cu recu perare de caldura este una dintre metodele cele mai comune ale
tehnologi ei WHR în industria de ciment . După cum se arată în Fig. 4.2.4.1 , un c azan cu
recuperare de caldura este un cazan cu tuburi care utilizează gaze le de ardere de temperatură
medie până la tempera tură inalta pentru a genera aburi. Este similar cu un cazan convențional .
Cu toate acestea, în loc să folosească un arzător, acesta va produce abur prin luarea de energie
din fluxul de gaz fierbinte. Capacitatea unor astfel de cazane poate v aria de la 30 l a 3000 m3/min
de admisie de gaz . Aburul produs poate fi utilizat pent ru producer ea de energie electrică sau
termica . Utilizarea unui astfel de cazan este o opțiune pentru instalații le care necesită o sursă
de abur sau apă fierbinte. Cazanele cu recuperare de caldura pot fi o soluție pentru instalațiile
care doresc o capacitate suplimentară de abur.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
39
Fig 4.2.4.1 . Cazan cu recu perare de caldura
4.5. Conditii de fezabilitate
Există mai mulți factori care afectează fezabilitatea sistemelor WHR. P rin cara cterizarea
surselor si a fluxurilor de căldură reziduală , se poate evalua fez abilitatea acestor sisteme. Acești
factori permit analiza calității și eficienței sistemu lui și ofera o mai bună înțelegere a
posibilităților și limitărilor de proiec tare. Există mai mulț i factori implicați , după cum urmează :
1) Temperatura și calitatea căldurii: acesta este un factor cheie pentru determinarea fezabilității
WHR. Diferența de temperatură dintre sursa de căldură și schimbatorul de caldura va determina
cantit atea de caldura utila sau calitatea acesteia . Cu cât este mai mare diferenț a de temperatură,
cu atât este mai mare cantitatea de transfer termic pe unitatea de suprafață a schimbătorului de
căldură și, ca rezultat, un randament mai mare pentru schimbătorul de căld ură și o eficiență
generală mai mare a sistemului. Randamentul maxi m teoretic ce poate fi obtinut este dat de
randamentul ciclului Carnot :
1L
HT
T=−
(4.5.1)
unde T H este temperatura căldurii reziduale, iar T L este temperatura pe suprafat a de
transfer termic.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
40
2) Cantitatea de căldură: Cantitatea de căldură sau conținutul de căldură reprezintă cantitatea
de energie dintr -un flux de căldură reziduală. Este atât o funcție a temperaturii, cât și a debitului
masic al fluxului de căldură.
3) Com pozit ia fluxului de că ldură reziduală: Acest factor va afecta procesul de recuperare și
selecția materialului pentru schimbătoarele de căldură.
4) Temperatura minimă admisă: Curenții de căldură evacuați pot conține CO 2, vapori de apă și
NO x în func ție de p unctul d e captare și combustibilul utilizat. Acest factor va afecta designul
impotriva coroziun ii al materialelor folosite pentru schimbătoare le de căldură.
Tehnologia WHR de generare a energiei ( regasita in literatura de specialitate si ca
WHRPG = waste h eat recovery power generation ) a început la sfârșitul anilor '60 în Europa și
in S.U.A . A fost pusă în practică la mijlocul anilor ’70, iar aplicarea acestei tehnologii a atins
un vârf la începutul anilor ’80 și a devenit populară de atun ci. Japoni a a fost un pionier în
cercetarea și dezvoltarea acestei tehnologii. Japonia este o țară cu deficit de resurse naturale .
De la criza mondială a petrolului în 1973, guvernul japonez a acordat o atenție mai mare
conservării energiei și a început să promoveze sistem ele de producere a energiei termice. În
februarie 1981, o fabrică de ciment din Japonia a pus în funcțiune un set de două recuperatoare
de căldur ă de 1320 kW, care au fost primele unități recuperatoare de căldură în Japonia. Până
în 1989, 16 central e de cim ent au instalat recuperatoare de căldură în cele 46 de fabrici de
ciment la scară națională, iar energia electrică generata astfel a acoperit 30% din consumul
național de energie din industria cimentului.
O fabrică de ciment din Statele Un ite a co nstruit cinci unitat i de WHR de joasă
temperatura între 1973 și 1978. Capacitatea acestor sisteme a fost 5 – 12,5 MW. Puterea
generata de totalitatea sistemelor de tip WHR in S .U.A. a fost de 40 miliarde kWh pe an până
în decembrie 1980 .
Tehnologia WHR generează energie electrică prin rularea unei turbine cu abur cu
parametri special proiectat i. Caldura de joasa si medie t emperatura , cu valori cuprinse între
120˚C și 400 ˚C, este utilizată pentru a porni instalatia . Aburul generat este utiliza t pentru a crea
energie mecanică ce va fi convertita in energie electrică. Deși noi le tehnologii, bazat e pe
procese termoelectrice și piezoelectrice, au fost dezvoltate pentru a produce electricitate dire ct
de la căldură, acestea nu sunt utilizate pe scară largă de către industrii datorită costurilor
investitionale mari.
După cum am menționat m ai sus, eficiența gener ării de energ ie depinde în mod
semnificativ de temperatura sursei de căldură reziduală. Pe ntru a avea un proces extrem de
eficient, este impor tant să fie identifica te sursele de căldură reziduală din proces ul tehnologic .
Două surse principale de căldură î n procesul de producție a cimentului sunt următoarele:
• Gazele de evacuare din cuptorul rotativ: Domeniul de tem peratură pentru gazele care t rec prin
preîncălzitor este în jur de 380 ˚C.
• Aerul cald din răcitorul de clincher: Intervalul me diu de temperatură pentru aerul cald din
răcitor este de aproximativ 360 ˚C.
Generarea de energie elec trică este limitată de surse le de căldură reziduală . Aces te surse
de căldură pot fi utilizate eficient în tr-un sistem WHR pentru a produce energie electrică. De
obicei este utilizat un cazan pentru a produce abur, care conduce o turbină cu abur pentru a
genera energie electrică.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
41
4.6. Instalatii de recupera re cu boiler
Fig. 4.6.1. prezintă un sistem p ropus de recuperare a călduri i. Așa cum am menționat
anterior, una dintre sursele de căldură în procesul de producție a cimentului este data de gazele
de ardere după preîncălzire și pre macinare (punctul 1 din Fig. 4.6.1. ). Tem peratura gazelor
depinde de numărul de etape de preincalzire . Pentru un preîncălzitor cu patru niveluri , intervalul
este de 300 ˚C – 380˚C, în timp ce pentru un preîncălzitor cu cinci niveluri , temperatura este mai
mică și în intervalul de 200 ˚C – 300˚C. Ga zele de evacuare tre c printr -o cameră de filtrare pentru
a îndepărta praful și apoi intră în cazanul 1 unde este produs aburul supraîncălzit. O altă sursă
de căldură de recuperat este de la răcitorul de clincher (punctul 2). Aerul cald din răc itorul de
clincher poate fi c apturat în locuri diferite la diferite temperaturi. Temperatura medie a gazelor
la răcitorul de clincher este de aproximativ 360 ˚C. Temperatura punctului A este de 500 ˚C, iar
punctul B este de aproximativ 300 ˚C. Ca ptarea aerului fierbinte din diferite locuri va asigura o
eficiență mai bună a sistemului și o serie de avantaje. Un flux mai înalt de temperatură poate fi
amestecat cu aburi cu temperatură scăzută pentru a produce abur supraîncălzit. Prin aceasta, se
poate ajunge la o temperatură finală mai ridicată și la o eficiență generală mai mare a procesului.
Pentru a proiecta un proces eficient, este foarte important să alege m punctele de captare a
aerului cald, precum și debitul masic coresp unzator .
Fluxul de aer de la punctul C este util izat ca by pass atunci când sistemul de recuperare
a căldurii nu funcționează. Se trece printr -un precipitator electrostatic înainte de a fi evacuat în
atmosferă . Debitul masic și temper atura gazului la punctul 1 este de 96,7 kg/s, respectiv 380 ˚C.
Debitul masic și temperatura aerului cald care iese din răcitorul clincherului este de 43 kg/s,
respectiv 360°C. Pentru a analiza acest sistem, defini m randamentul termic ca:
el
th
fluidp
Q=
(4.6.1)
unde pel este energia electrică produsă de generator și Qfluid este căldura pe care agentul
termic îl absoarbe din sursele de căldură.
Eficiența schimbător ului de căldură este definită de următoarea ecuație:
fluid
HEx
HSQ
Q=
(4.6.2)
unde Q HS este energia sursei de căldură.
Sursa de căldură este c onstituita din gaz ele de cos și aerul cald și se calculează ca energia
maximă pe care sursa de căldură o poate da agentului termic .
Se presupune că ambele fluxuri la ieșire sunt la temperatura ambiantă.
QHS se calculea za ca:
()HS gas air in ambientQ Q m h h= + − (4.6.3)
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
42
În cele din urmă, randamentul sistemului poate fi calculat ca:
system HEx th =
(4.6.4)
Examinarea ciclurilor Rankine cu agent termic organic (ORC ) oferă patru agenti
organici diferiti din care se ale ge cel mai eficient din punct de vedere al performantelor
termodinamice . Acest lucru conduce ulterior la o analiză exerg etică a sistemului. Pr in
intermediul unei analize de exergie, se pot gasi componentele în care au loc pierderi de exergie
și cum se pot minimiza aceste pierderi .
In studi ul […] s-a constatat că sistemul cu Rankine apă-abur a avut eficiența de 23 ,5%,
producând electricitate de 6,26 MW, în timp ce ORC a avut randamentul de 17,5%, capabil să
producă 4,66 MW de energie electrică.
Fig 4.6.1. Sistem tipic de recuperare a căldurii într -o instalație de ciment.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
43
În ultimii ani s -au dezvoltat mai multe tehnologii de recuperare a energiei termice generate
de producerea ciment ului la joasa te mperatura , inclusiv ciclul Rankine cu abur , ciclul Rankin e
organi c (ORC) și ciclul Kalina. Abordarea ciclului Rankine cu abur este cea mai comun a. Ciclul
Rankine organic și ciclul Kalina sunt încă la inceput în aplicații comerciale din industria
cimentului . Datorită unor factori precum: disponibilit atea, costuri scazute de implementare ,
costuri scazute de mentenanta, ușurinta instalarii si usurinta procurarii agentului termic (apa) ,
în comparație cu celelalte tehnologii, ciclul Rankine cu abur este adesea preferat .
4.7. Solutii ce folosesc lucrul mecanic
4.7.1. Ciclul Rankine cu abur
Fig. 4.7.1. prezintă schema unei instalatii simple cu Rankine cu abur . Un ciclu Rankine
tradițional cu abur este cea mai eficientă opțiune pentru WHR pentru cald ura captata in
domeniu l de medie t emperatura cu prins intre 340˚C – 370˚C. Dacă temperatura este mai mică
decât temperatura mai sus mentionata , ciclul Rankine cu abur ar fi m ai puțin eficient si probabil
nu si-ar justifica investitia . Pentru recuperarea căldurii la temperaturi mai scăzute, un ciclu ORC
sau un ciclu Kalina sunt optiun i mai bun e, deoarece acestea utilizează fluide cu t emperaturi
scăzute de fierbere.
Fig 4.7.1. Schema unei instalatii cu c iclul Rankine cu abur.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
44
4.7.2. Ciclul Rankine organic (ORC)
ORC este similar cu ciclul Rankine cu abur, dar în loc de abur se utilizează un fluid
organic, cum ar fi uleiul siliconic , propanul, freoni, izo-propanul sau izo -butanul. Aceste fluide
au o temperatură scăzută la fierbere și o presiune mai mare a vaporilor decât a pa. Temperatura
de lucru a ORC depinde de agentul termic ales , dar, în general, functioneaza cu temperaturi
scăzute ale căldurii reziduale de până la 70˚ C. Pe lângă temperatura scăzută la fierbere și
presiunea mai mare a vaporilor, fluidele ORC au o mas ă moleculară mai mare, ceea ce permite
un debit masic mai mare și un randament mai bun in turbin a. Dintre toate aplicațiile sale, ORC
este cel mai eficien t pentru instalatiile WHR. În 2008, o fabrică de ciment din Statele Unite a
instalat un ORC pentru a recupera căl dura reziduală de la răcitorul de clincher cu o temper atură
de evacuare de 500˚C. ORC furnizează 12% din energia electrică a fabricii și a redus emisiile
de CO 2 cu 7000 de tone pe an. […]
4.7.3. Ciclul Kalina
Ciclul Kalina a fost inițial dezvoltat de Aleksander Kalina la sfârșitul anilor 1970 și
începutul anilor 1980. Principala diferență dintre ciclul Kalina și ORC sau ciclul Rankine cu
abur este că ciclul Kalina utilizează un amestec de amoniac și apă ca fluid de lucru. Pentru un
ciclu de fluid binar, pr ofilul temperaturii în timpul fierberii și condensu lui este diferit. În ciclul
Rankine cu abur și în ORC, temperatura rămâne constantă în timpul vapor izarii . În timp ce
ciclul Kalina , datorita diferenței de temperatură de fierbere a apei și a amoniacului, t emperatura
va crește în timpul vaporizarii . În cic lul Kalina, datorită fierberii non -izotermice, utilizarea unui
amestec are ca rezultat o potrivire termică bună cu sursa de căldură reziduală și cu mediul de
răcire în condensator. Rezultatele [23] au arătat că prin utilizarea unui fluid binar,
ireversibil itatea ciclului Kalina a fost redusă în cazan. Ca urmare, eficiența totală a cicl ului a
fost semnificativ îmbunătățită. Mai mult, după cum a fost menționat în mai multe studii, se
crede cu tărie că performanța ciclului Kalina este semnificativ mai bună dec ât cea a ciclului
Rankine cu aburi și ORC [23]. Principala aplicație a ciclului Kalin a este producerea de energie
din surse geotermal e și din surse generatoare de caldura reziduală.
Toate cele trei cicluri menționat e mai sus pot fi utilizate de către fabr icile de ciment
pentru a produce energie. Selecția metodei de recuperare a căldurii depinde de factori cum ar
fi: temperatura căldurii reziduale, compoziția gazelor de ardere și costu rile de implementare si
intretinere . De exemplu, i ndustria de ciment din S.U.A. are un mare potențial în utilizarea
sistemelor WHR și transformarea căldurii reziduale în energie. Cu toate că WHR a primit o
atenție sporită î n ultimii ani , aproximativ 90 MJ/an de căldură reziduală este încă neutilizata în
industria de c iment a S.U.A.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
45
Tabelul 4.7.3.1. prezintă căldura reziduală ne utiliz ata și potențialul gazel or de evacuare
din cuptoarele de ciment.
Tabel 4.7.3.1 . Căldură reziduală neacoperită și potențial ul gazel or de evacuare din
cuptoarele de ciment
Sursa Consum
de energie
(MJ/ an) Temperatu ra
medie de
iesire (˚C) Caldura
pierduta
25˚C
(MJ/ an) Caldura
pierduta
150˚C
(MJ/ an) Eficienta
ciclului
Carnot
(%) Lucrul
mecanic
potential
(MJ/ an)
Cuptor umed 103 340 20 10 50 11
Cuptor uscat
Fara preincalzitor 85 450 22 14 60 13
Cu preincalzito r 72 340 15 7 50 7
Precal cinare 151 340 32 16 50 16
Total 411 89 47 47
Table 4.7.3.2 . Compara ția costurilor pentru ciclul de abur, ciclul ORC și Kalina
Metoda Interval temperatura Cost uri
Ciclul cu turbina abur medie -inalta 1250 $/kW
Ciclul Rankine organic joasa -medie 1300 $/kW
Ciclul Kalina joasa -medie 2500 $/kW
4.8. Concluzii
Aproximativ 9 0 MJ/an de căldură reziduală neutilizata în industria de ciment din Statele
Unite. Ace asta caldura poate fi utilizata pentru creșterea eficienței procesului și utilizarea în
procesele de cogenerare.
Instalatiile WHR au aplicabilitate in industria ciment ului și pot oferi aproximativ 6 MW
de energie electrică pentru o uzină tipică de ciment. În plus, prin reutilizarea căldurii reziduale
și scăderea temperaturii gazelor de evacuare , cantitatea de emisii de CO 2 va fi redusă
semnificativ. Se estimează că 280 TW de energie electrica ar putea fi generat i prin utilizarea
caldurii reziduale, adu cand economii de la 70 miliarde la 150 miliarde de dolari pe an.
Gazele de evacuare ale preîncălzitorului și ale racitorului de clincher sunt cele două
surse principale de recuperare a căldu rii, în timp ce captarea căldurii de la răcitorul de clincher
ofera mai multe opțiuni pentru creșterea randamentului . Există mai multe me tode de utilizare a
căldurii reziduale și de generare de energie. Există mai mulți factor i care afectează fezabilitatea
recuperării căldurii, cum ar fi : cantitatea de căldură, calitatea căldurii, compoziția gazelor și
temperatura minimă admisibilă. Acești factori au un efect semnificativ in criteriil e de proiectare
ale sistemelor WHR.
Trei metode pentru conversia lucrului mecanic în energie electrică au fost discutate în
acest capitol , și anume : ciclul Rankine cu abur, ciclu l Rankine organic și ciclul Kalina. In
conformitate cu activitatea lui Karellas si altii […], ciclurile de apă -abur au o eficiență mai mar e
comparativ cu sistemele ORC și sunt capabile să producă mai multă energie electrică. Alte
studii au arătat că, din cauza naturii binare a agentulu i termic al ciclului Kalina, acesta are un
randament semnificativ mai mare decât ciclul Ranki ne cu abur și ORC.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
46
CAPITOLUL 5. EVALUAREA MULTICRI TERIALA A DOUA
INSTALATII DE RECUPERARE A CALDURII DIN INDUSTRIA
CIMENTULUI
5.1. Studiu de ca z – ciclul termodinamic Rankine
Procesul de producție a l cimentului este intensiv -eneretic, atât din punct de vedere al
energi ei termic e (arderea cuptorului, uscarea si macinarea ), cât și din punct de vedere al energi ei
electric e pentru admini strarea linii lor din procesul tehnologic . Consumul mediu specific de
energi e al instalației d in prezentul studiu de caz este de 111 kWh/t de ciment cu o cerere medie
de vârf de 9,7 MW. Costul ridicat al e nergiei electrice de 0,14 $/kWh are ca rezultat un cost
foarte ri dicat al producției, care reduce semnificativ marja de profit a firmei și limitează
avantajul său competitiv. Generarea energiei electrice din recuperarea căldurii reziduale ar
reduce fact ura de energie electrică prin înlocuirea parțială a puterii achiziți onate din rețeaua
națională. Ace st studiu a evaluat potențialul pe care fabrica îl are pentru generarea energiei
electrice din gazele fierbinți evacuate în atmosferă și s -a constatat că instalația are potențialul
de a genera 3,4 MWh de energie electrică. A cest lucru are drept rezultat un potențial net de
generare a puterii electrice de 2,89 MWh, după luarea in calcul a consumului de energie al
instalați ei auxiliare de recuperare a căldurii la 15%. Acest lucru a condus la o reducere de 33%
a cantitatii de en ergie electrica contractata de la furnizorul de electricitate . Se recomandă
instalarea unui ciclu Rankine de abur pentru instalația de generare a energiei electrice. Din
studiul de fezabilitate efectuat s -a demonstrat ca perioada de recuperare a investi tiei este de 2,7
ani.
Costul energiei continuă să fluctueze și acest a are un impact negativ asupra costului de
producție și, în cele din urmă, reduce competitivitatea și rentabilitatea industriei de ciment.
Costur ile energiei dintr -o fabrica de ciment reprezi ntă aproximativ 26% din costul total de
producție a l cimentului, sub f ormă de energie electrică . În plus, sursele de energie termică
utilizate în industria cimentului sunt în marea lor majoritate nerentabile și acest lucru necesită
o analiză profundă a con servării ene rgiei pentru a garanta sustenabilitatea . Studiu de caz arata
ca firma suferă pierderi financiare ca rezultat al costului unitar al energiei din rețea și al calitatii
energi ei electrice . Calitatea energiei electrice afectează în mod negativ subprocesele cuptoru lui
ca urmare a sensibilității acestora la fluctuatiile retelei , ceea ce conduce la costuri ridicate de
instalare. Acest lucru ridică în mod semnificativ costul de producție pentru instalația de studiu
și, în cele din urmă, duce la pierdere a avantajului său competitiv.
Generarea puterii folosind gazele de e vacuare de la cuptor reprezintă o oportunitate de
economisire a energiei și implică recuperarea energiei termice conținut a în aceste gazele
evacuate in atmosfera . În conformitate cu [24], generarea energiei electrice presupune conversia
energiei termice furniza ta de caldura produsa in timpul procesului de for mare al clincherului .
Cogenerarea energiei se realizează prin utilizarea fluxuri lor de căldură reziduală din
preîncălzitor și răcitor , prin trecerea gazelor reziduale prin cazane, care la rândul l or generează
abur c e este folosit pentru a pune in miscare turbinele . Cantitatea de en ergie recuperată depinde
de câțiva factori, precum: temperatura gazelor reziduale, cantitatea / volumul gazelor și puterea
calorifica a gazelor , proiectarea sistemului de cuptoare și capacitatea de producție , cat și gradul
de umidit ate al materiilor prime .
Cele mai multe fabrici de ciment nu au reușit să genereze energie din recuperarea
căldurii rezid uale dato rită costului inițial ridicat al investiției , cerinței mari de energie pentru
uscarea materiilor prim e, competențelor tehnice adecvate și costului energiei destul de stabil.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
47
Cu toate acestea, în conformitate cu [25] recuperarea caldurii rezidual e din cupto are a
devenit un subiect de o importanță deosebită în industria cimentului, în principal datorită
costurilor de achizitie a energie i electrice fluctuante, îmbunătățirii randamentelor instalațiilor
și necesității de a reduce consumurile energetice și, în fi nal, reducerea emisiil or de CO 2. Costul
de instalare este considerat principalul obstacol în instalarea unei centrale el ectrice de
recuperare a căldurii. Cu cat costul unui proiect este mai ridicat , cu atât este mai puțin p robabil
ca investitorii să i mplic e resursele financiare necesare .
Se doreste determinarea : potențial ul de generare de energie electrică din gazele
reziduale fierbinți din procesul de formare al clincherului , proiectarea instalatiei și evaluarea
fezabilității economice a instala ției de recuperare .
Sunt ilustrate metode de recuperare a caldurii avand in vedere totodata si capacitatea de
transfer te rmic, aspecte ce stau la baza auditului termoenergetic aplicat cuptorului . Cuno stinte
de baza de inginerie economica au fost folosite în determinarea fezabilității economice a acestei
investiții prin calcularea perioadei de rambursare.
5.1.1. Descrierea instalatiei de producer e a cimentului
Fabrica din acest studiu de c az are o linie completă de pro ducere a ciment ului, de la
extractia m ateriei prime până la granularea finală a cimentului. Capacitate a de producție
declarata este de 1700 tone de clincher și 4000 de tone de ciment.
Clincherul produs nu este suficient pentru a produce cimentul necesar și, prin urm are,
importa cantitatea nec esara de cli ncher pentru a -si acoperi deficitul .
Instalația a întreprins mai multe proiecte de modernizare în trecut, pentru a îmbunătăți
eficiența operațională.
Cu toate acestea, instalația are încă unele provocări structurale care includ un
preîncălzit or neeficient și scurt , de doar patru niveluri , precum și un ră citor v echi care limitează
recuperarea eficientă a căldurii de la răcitor ul de clincher . Starea actuală a preîncălzitorului
limitează transfe rul de căldură, rezultând temperaturi ridicate ale g azelor care ies din
preîncălzitor , de obicei in jurul valorilor de 350 – 400˚C. Aceasta ar e ca re zultat un consum
specific de căldură în linia de procesare cuprins între 900 și 950 kcal/kg clinch er. Fabrica este
situată într -o zonă relativ uscată, iar umidit atea materiei prime este foarte scăzută, în medie, sub
1%. Acest lu cru îns eamnă că necesitatea de uscare a materiei prime este mica și, prin urmare,
temperaturile ridicate ale gazului la iesirea din preîncălzi tor trebuie să fie răcite , trecând printr –
un tu rn de condiționare a gazului (GCT = gas con ditioning tower ) înainte de a se îndrepta sp re
moar a de macinare verticala și moara de cărbune pentru uscarea material elor.
Fabrica consumă în medie 6,365 milioane de kWh de energie electrică pe lună iar toata
energia aceasta provin e din rețeaua n ațională. Necesarul de energie electrica este în medie de
9,7 MW ( zona de vârf). Consumul mediu specific de energie pe par cursul intregului proces
tehnologic este de 111 kWh/tonă de ciment. Costul unitar al energiei este de 0,14 $, rezultând
o factură medie lunară de electricitate de 1 milion $, după cum se menționează în facturile de
energie lunară pentru instalația d in acest studiu de caz de la furnizorul de energie electrică.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
48
Uzina produce Ciment Portland , ciment ce este fin măcinat folosind mori cu bile cu
circuite închise pentru a garant a calitatea produsului în ceea ce privește atingerea standardelor
impuse privind proprietatile fizice ale cimentului .
Macinarea este cel mai mare consumator de energie electrică din î ntreaga linie de
proces.
5.1.2. Justificarea necesitatii implementarii in stalatiei de recuperare a
caldurii
Generarea energiei prin recuperarea căldurii reziduale permite instalației să reducă
factura electric ă prin înlocuirea parțială a cantității de ene rgie furnizate prin rețeaua națională.
Costul ridicat al facturilor de electricitate are consecinte in doua directii:
1. Creșterea costului de producție – aceasta reduce marja de profit
2. Avantaj competi tiv redus.
În plus, operabilitatea cuptorului a avu t de suferit datorita fluctuatiilor in reteaua
electrica . Costul reincalzirii și șocurile termice suferite de cuptor , ori de câte ori exist a o
întrerupere a alimentării cu energie electrică , au costat ani de zile cantit ăți uriașe atât din punct
de veder e al combustibil ului (aducerea cuptorului la o temperatura optima de functionare ), cât
și din punct de veder ea al înlocuirii caramizilor refractare din captuseala interioara a cupto rului
(rata ridicată de opriri /porniri a cauza t șocuri termice ce au determinat fisurarea/craparea
caramizilor ). Întreruperile de energie reprezintă un timp de stationare al intregului proces de
productie de 2% din disponibilitatea mecanica anuala .
Avand in vedere blocajele de mai sus cu care se confruntă în prezent fabrica, generar ea
energie i electrice din recuperarea căldurii reziduale a fost considerată o modalit ate convenabila
si viabila din punct de vedere economic . Aceasta permite fabricii să înlocuiască 32,68% din
consumul total de energie electri că de la furnizor cu propria e nergie electrica generata și să
reducă factura de ener gie cu aproximativ acelasi procent . De asemenea, s-a îmbunătăț it
fiabilitatea cuptorului, deoarece energia electrica generată prin recuper area in instalati a de
WHR este suficienta cat si asigure continuita tea in functionare a cuptorului.
5.1.3. Rezultate si discutii
5.1.3.1. Debitul volumic al gazelor de ardere
Au fost măsurate debitele volumetrice ale fluxurilor de gaze de la evacuarea răcitorului
și de la ieșirea din preîncălzitor , precum și condițiile lor de funcționare, cum ar fi temperaturile
și presiunile . Determinarea debitului volumet ric necesită cunoașterea densității gazului, a
concentrației de praf, a temperaturii gaz ului, a presiunii barometrice și a secți unii transversale
a conductei , cat și a vitezei de transport a gazului.
Calculul densității gazului s e bazeaza pe compoziția măsurată a gazulu i volumetric.
Instrumentele de proces care sunt utilizate pentru determinarea debitelor volum etrice ale
gazelor reziduale , sunt: tuburile Pitot și tubul "S", analizorul de gaze arse (O 2, SO 2, N2 și CO).
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
49
Viteza fluxului de gaz a fost calculată cu ajutorul principiul ui lui Bernoulli.
2
2StruPP+=
(5.1.3.1.1)
unde u = viteza gazului; P t = presiunea totală; P s = presiune statică; r = Densitatea
gazului.
Aflarea vitezei U se face, in final, cu formula:
22 ( )tSPPUr−=
(5.1.3.1.2)
Viteza medie pătrat ă calculată a fost înmulțită cu suprafața secțiunii transversale a
conductei pentru a obține debitele volumetrice reale. Debit ele au fos t normalizate în condiții
standard . Volumul mediu măsurat de gaze este de 130,269 Nm3/h la 383 ˚C și 1 32,021 Nm3/h
la 332 ˚C pentru preîncălzitor și, respectiv, pentru racitorul de clincher .
Rezultatele sunt prezentate în Tabelul 5.1.6.7 .
5.1.3.2. Potentialul ene rgetic al gazelor de ardere
Analiza energiei termice a gazelor de evacuare de la răcito rul de cli ncher a fost efectuată
și s-a constatat că acesta conține 784 kJ/kg de clincher , raportata la energie termică p rodusa
intr-o oră, fapt ce se tra duce prin 187,25 kcal/kg clincher pe oră la temperatura de 332˚C, așa
cum se arată în TAB .
Debitul volumetric a l gazelor de la preîncălzito r, parametrii de stare , compoziția gazului
și proprietățile sale termodinamice au fost informatiile utilizate pentru determinarea
conținutului de energie termică a g azelor care ies din preincalzitor . Capacitatea calorica medie
a gazului a fost calculată conform expresiei de mai jos și aplicată tinand cont de compoziți a
gazului. Ace asta este,
2 2 3 3
00
0( ) ( ) 11( ) ( )23pm
oT T T TC a T T b c dTT−−= − + + − −
(5.1.3.2.1)
unde a, b, c, d au valori termodinamice pentru diferite gaze la diferi te intervale de
temperatură și C pm reprezintă capacitatea calorica medie .
Analiza energiei termice a gazelor de ieșire din preîncălzitor arata ca acestea contin 756
kJ/kg de clincher de energie termică pe oră, care se mai poate scrie si ca 180,5 kcal/kg clincher
pe oră. Rezultatel e sunt sintetizate în TAB .
Gazele de evacuare ale preîncălzitorului sunt trecute printr -un GCT , pentru a le scădea
temperatura înainte de a fi direcționate către mori pentru uscarea materiilor prime , și sunt
trecute p rintr-un filtru de sac i pentru captarea prafului. Gazele fierbinți intră în partea superioară
a turnului ver tical pentru răcire prin jet de apă, așa cum se arată în FIG. Gazele sunt tr ecute in
turnul de condiționa re printr -un ventilator centrifugal.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
50
Energia termică netă din gazele reziduale din preîncălzito r, disponibil e pentru
producerea de energie , a satisfacut si necesitatea de căldură pentru uscarea materiei prime în
timpul p rocesu lui de măcinare, precum și pentru uscarea cărbune lui (folosit drept combustibil
pentru cuptor) . Rezultatele sintetizate pentru bilantul termic sunt prezentate în TAB.
Bilanțul termic aratat în TAB a demonstrat că 92,9 kcal/kg de clincher pe o ră este utilizat
pentru răcirea gazelor de ieșire din preîncălzitor . Sistemul de recupera re a căldurii reziduale din
preîncălzitor este menit să utilizeze această energie termică prin ocolirea GCT și trecerea
acestui flux de gaz prin tr-un generator de abur pentru generarea de energie.
Fig 5.1.3.2. 1. Imaginea schematică a turnului de condiționare a gazului și a mecanismului
de control al pulverizării cu apă.
În conformit ate cu [26], amplasarea cazanului se face la ieșirea din preîncălzitor, iar
gazul care a trecu t prin cazanu l de abur este readus la conducta de gaz existentă. Cea mai bună
practică este instalarea amortizoarelor de admisie în cazanul de preînc ălzire pentru a putea fi
reglat volumul de gaz la cazan . FIG prezintă o solutie constructiva în care gazele de la racitorul
de clincher și gazele de ieșire din preîncălzitor generează abur în cazane separate ce mai apoi
antreneaza o singura turbină cu abur și un generator. Aburul este destins in turbina iar apoi
lucrul mecanic este folosit de generator pentru a produce energie electrica . În condensator
aburul este răcit, condensat înapoi în stare de lichid (apă) și apoi pompat catre ca zan.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
51
5.1.3.3. Potentialul de producere al energiei electrice folosind
caldura recuperate
S-a constatat că instalația a avut o c apacitate brută de cogenerare de 3,4 MWh, ceea ce
a dus la o producție netă de 2,89 MWh, după luarea in calcul a consumului auxili ar de energie
al instalației WHR . Eficiența turbi nei cu abur este de aproxim ativ 25 -30%, ceea ce înseamnă
că numai un sfert din căldura reziduală este transformată în energie electrică pentru f abrica .
Energia termică continuta in gazel e de evacuare a fost de 784 kJ/kg de clincher. Cu toat e
acestea, doar 435 kJ/kg de clincher po ate fi utilizat a pentru producerea de energie electri că.
Acest lucru se datorează faptului că gazele de ardere ies din cazan la o temperatură de 150 ˚C.
Această căldură risipită poate fi utilizată prin sporirea randamentului cazanului prin
creșterea suprafeței de transfer de căldur ă (fapt ce presupune crest erea investitiei ) si pentru
imbunatatirea transferului termic conductiv si prin radiatie la suprafata cazanu lui
5.1.4. Dimensionarea cazanului cu abur
Echilibrul termic în preincalzitor si racitor arata valorile de 9.744 și 10.853 t/h productie
de abur pentru preincalzitor si, respectiv, racitor, la o temperatura de 230˚C și o presiune de 5
bari. Presiunea de 5 bari și temperatura de 230˚C sunt parametri descrisi in fisa tehnica a unei
turbine (modelul S3 -05), turbina ce a fost selectat a pentru instalația de recuperare a căldurii .
Efectuarea unui bilanț pentru cazan necesită defini rea intrarilor si iesirilor din cazan .
Intrarile sunt: gazele de ardere (kg/h), apa de alimentare (kg/h). Iesirile sunt: productia de abur,
care este principalul agent termic, praful colectat in scurgerea din tamburul inferior al cazanului,
pierderile de perete și gazele de ardere care ies din cazan.
5.1.4.1. Caracterist icile cazanului
Principalele caracteristici ale cazanului includ economizatorul, vaporizatorul și supra –
încălzi torul. Economizorul este folosit pentru a recupera căldura de la gazul de ieșire din cazan
astfel incat sa se reduc a temperatura gazelor de ardere înain te de evacuarea în atmosferă.
Transferul de căldură este mai eficient dacă suprafața economizatorului es te mare. Scopul
vaporizatorului este schimbarea starii de la stare lichid a la stare de vapori . Aburul generat este
transferat apoi unui separator de abur pentru separarea aburului /apei prin diferența de densitate,
iar vaporii sunt apoi transferați către supra-încălzitor . Rolul supra -incalzitorului este de a
asigura crește a temperatur ii aburului la o temperatură de satu rație mai mare. Intrarea de căldură
către supra -incalzitor este asigurat de gazele de ardere fierbinți, deoarece aranjamentul de
curgere este în contracurent fata de agentul termic pentru ca transferul de căldură sa fie unul
optim .
Diagrama fluxului de recuper are a căldurii reziduale este prezentată în Fig. 5.1.4.1.1 .
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
52
Fig 5.1.4.1.1 . Schema instalatiei detaliate cu ciclu Rankine cu abur
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
53
5.1.4.2. Calcularea suprafetei de transfer termic
Calculul suprafețelor de transfer de căldură implica cunoasterea coeficientul ui de
transfer termi c și diferențele de temperatură (intrare /ieșire) între fluxuri, conform expresiei de
mai jos :
lm k A T= (5.1.4.2.1)
= putere a termică necesara formarii aburului , kW , care a fost calculată din bilantul
termic al cazanului .
Unde k = coeficientul de transfer de căldură, W/m2K; ΔT lm = diferen ta logaritmic a de
tempera tură; A = suprafața necesară de schimb de caldura , m2.
Există trei moduri de transfer de căldură care se produc în interiorul și în exterioru l
generatorului de abur : convecție, radiație și conduc tie.
ln( ) ( )
lngi so go si
gi so
go siT T T T
TT
TT− − −=−
− ; curgere contracurent (5.1.4.2.2)
Aceasta este expresia pentru obținerea difer enței de temperatură logaritmică pentru o
curgere in contracurent în care se află:
Tgi = temperatura de admisie a gazelor arse; T so = temperatur a de evacuare a aburului;
Tgo = temperatura de ieșire a gazelor arse ; Tsi = temperatura de fo rmare a aburului.
Suprafețele calculat e pentru transferul de căldură pentru cele două cazane sunt
prezentate in TAB si TAB .
5.1.5. Perioada de recuperare a investitiei
Termenul / perioada de recuperare a investiti ei a fost metoda utilizată pentru a determina
durata de timp exprimată în ani, necesară pentru recuperarea primului cost al acestui proiect
[27]. Perioa da de rambursare este un timp estimat in functie de venituri le provenite din
economiile d e combustibil, factura redusă a energiei electrice, precum și creșterea producției
de clin cher pentru a recupera complet investiția inițială. Economiile de combustibil s unt
rezultatul consumului redus cărbune pentru instalații le puse in functiune după o întrerupere a
alimentării. Punerea in functiune a instalației implică preîncălzirea cupto rului pentru a atinge
temperatur a de funcționare necesar a pentru formarea clincherului .
Costurile de exploatare și întreți nere pentru o instalație de recu perare a căldurii de putere
instalata intre 1-5 MW variază de la 0,005 până la 0,020 $/kWh și reflectă gama largă de cerințe
de întreținere care ar putea fi experimentate. Costul inițial investitional este de 2,5 milioane
$/MW, conform precizaril or [28]. Termenul de recuperare pentru a cest pr oiect, bazat pe
economii le de ene rgie electrică și termică, este de 2,69 ani, după cum se arată în TAB.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
54
5.1.6. Concluzii
S-a măsurat debitul volumetric al fluxurilor de gaze de evacuare ale răcitorului și
preîncălzitorului și s -a efectuat bilantul termic pentru a cuantifica conținutul de energie termică.
Se evaluează energia electrică potențială care ar putea fi gen erată de fluxurile de gaze
prin conversia lucrului mecanic generat de ciclu l Rankine cu abur . A fost efectuat un audit
termoenerge tic pentru a compara valorile din bilanturi le termice si pentru a cuantifica
potentialul de conversie a l caldurii reziduale in energie electrica.
Se remarcă faptul că n u toate gazele de la ieșirea pre încălzitorului sunt folosite pentru
producerea de energi e deoarece unele au fost rezervate pentru uscarea combustibilului si a
materiilor prime . Studiu de caz a fost axat pe recuperarea căldurii pierdute anterior în GCT.
Sursa de energie termica pentru a porni instalatia WHR a fost una singura, si anume
gazele de evacuare de la cuptor. Nicio alta sursa de caldura reziduala nu a fost considerata.
S-a aratat că gazele fierbinți care sunt evacuate în atmosferă de la formarea clincherului
în instalația prezenta au un potențial net de a genera 2,9 MWh de energie ele ctrică din
recuperarea gazelor reziduale , cee a ce a fost suficient pentru a satisface 33% din cerere.
Generatoarele de aburi au o capacitate totală de producție a aburu lui de 20,6 t/h la o presiune
de 5 bari și la o temperatura de 230˚C. Investiția necesar ă pentru instalarea acestui proiect a
fost de 875.500.000 Ksh, cu o perioadă de recuperare de 2,7 ani, considerată destul de atractivă.
Pentru instalația de recuperare a fost selectată o turbină cu abur (model S3 -05) pentru a
se potrivi condițiilor optime calculate de 5 bari și 230 ˚C, conform datelor din TAB [27].
Tabelul 5.1.6.1 . Conținut ul energetic termic al celor două fluxuri de gaze
Energia termică specifică măsur ată
Vapor de gaze preîncălzitoa re 756 kJ/kg clincher
Curent de gaz mai rece 784 kJ/kg clincher
Tabelul 5.1.6.2 . Centralizarea rezultatelor bilantului termic
Intrare de căldură Producția de căldură
Gazele arse în GTC 180.4 kcal/kg
clincher Ieșirea gazelor arse 92.6 kcal/kg
clincher
Alimentați cu apă 6.9 kcal/kg clincher Căldură consumată
de apă 92.9 kcal/kg
clincher
GTC de descărcare
solidă colectate în
partea de jos de un
transportor cu șurub 0.8 kc al/kg clincher
Pierderi de perete 1.0 kcal/kg clincher
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
55
Tabelul 5.1.6.3 . Generarea potențială a energiei electrice
Energia termică a gazelor reziduale din preîncălzitor 756 kJ/kg clin cher
% Cerință de căldură pentru uscare 51.3 %
Cerințe de căldură pentru uscare 388 kJ/kg clincher
Restul pentru generarea de energie e lectrică 368 kJ/kg clincher
Energia termică în gazele reziduale mai reci 784 kJ/kg clincher
Energia termică în gazele de ieșire mai reduse ale
cazanului la 150˚C 350 kJ/kg clincher
Energia termică disponibilă pentru cogenerare din gazele
reziduale mai reci 434 kJ/kg clincher
Energia termică totală disponibilă pentru producerea de
căldură electrică 802 kJ/kg clincher
Eficien ță de recuperare 0.2
Puterea ge nerată 160.4 kJ/kg clincher
48.13 kWh/t of clincher
Capacitatea clincherului de plante 70 t/h
Puterea to tală brută potențială generată 3400 kWh
3.4 MWh
Consumul auxiliar de energie (prin sistemul WHR de
aproximativ 15%) 0.505 MWh
Generarea potențială de energie electrică netă 2.89 MWh
Tabelul 5.1.6. 4: Suprafața de transfer a căldurii în boiler
economizor Evaporator supraincalzitor
Din caldura in abur
(Φ; kW) 574 519.9 962
Coeficient transfer
termic (K; W/m2K) 453 246.0 205
Diferenta
temperatura (ΔT lm) 33 72.1 121
Suprafata de
transfer termic (m2) 38 29.3 38.8
Tabelul 5.1.6. 5. Suprafețele de transfer termic ale cazanului
Evaporator Super heater
Din caldura in a bur (Φ;
kW) 763.8 1107.3
Coefic ient de transfer
termic (K; W/m2K) 127 542
Diferenta de temperatura
(ΔT lm) 135 154
Suprafata de transf er
termic (m2) 44.5 13.3
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
56
Tabelul 5.1.6. 6. Evaluarea viabilității economice a proiectului
Perioad ă simplă de recup erare
Recuperăr i de recuperare a căldurii recuperate (WHR)
Cursul de schimb, Ksh în $ 103
Zile de funcționare pe an 300
Tph, clincher 71
istoricul opririlor (ore) raportat
la putere/luna 14
Energia din Kenya a furnizat
un cost unit ar 14 Ksh/kWh
DESCRIEREA OBIECT ULUI VALUE UNITS
Costul WHRS per MW 2.5 Million $
Potențial de recuperare a
căldurii reziduale 3.4 MW
Producția de energie electrică
netă (85% din valoarea brută) 2.89 MW
Estimarea costului proiectului 875,500,000 Ksh
Generația netă așt eptată anual 20,808,000 kWh
Generația așteptată pe lună 1,734,000 kWh
Costuri de operare 0.02 $/kWh
Costuri totale d e exploatare 50,428,800 Ksh
veniturile
Economii anuale prin
îmbunătățirea consumului
specific de energie (costuri
reduse de instalare asociate cu
arderea cuptorului cu producție
zero datorită întreruperilor
permanente de energie) 5,655,000 Set up cost
Costul unităților înlocuite din
rețeaua națională 291,312,000 Ksh
Pierderea de oportunitate pe
producția de clincher
(clincher ul nu a fos t produs din
cauza indisponibilității
instalației din cauza întreruperii
alimentării cu energie electrică) 78,750,000 Ksh
Venituri totale anuale 375,717,000 Ksh
Venit net anual (mai putin
costul de operare) 325,288,200 Ksh
Plata simplă înapoi î n ani 2.69
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
57
Tabelul 5.1.6.7 . Conț inutul de energie termică a gazelor reziduale mai reduse
Volum masurat (Nm3/h) 126,463
Temperatura gazelor (˚C) 332
Productia de clinche r (kg/h) 71,000
Temperatura ambientala (˚C) 26
Altitudine deasupra marii (m) 1532
Presiune atmosferica (hPa) 856
Umiditate relativa atmosferica (%) 50
Calcule de umiditate
Umiditate absoluta (kg H 2O/kg aer uscat) 0.012719364
Umid itatea aerului in m asa (%) 1.26
Umiditatea aerului in volum (%) 2.00
Greutatea moleculelor umede (g/gmole
aer umed) 28.75
Debitul mas ic al gazelor (kcal/kg) 162,194.7
Entalpia gazelor (kcal/kg) 82.0
Energia termica a gazelor 13,299,912.9 kcal/h
55,686 ,735.3 kJ/h
Energi a termica per unitatea de clincker
produsa 187 kcal/kg clincher
784 kJ/kg clincher
Energia termică a gazelor de eșapam ent la
cazanul răcitor pe unitatea de producție a
clincherului la 150 ˚C 83 kcal/kg clincher
Energie termică disponibilă pentru
generarea d e energie 350 kJ/kg clincher
435 kJ/kg clincher
5.2. Studiu de caz – ciclul termodinamic Kalina.
Ciclu Kalina 34 (KCS34) – a fost studiat pentru a realiza cogenerarea de energie din
recuperarea căldurii rezi duale (WHR) în preîncălzitoare le din industr ia cimentului . Energia
disponibilă în preîncălzi tor a fost considerată pentru o capacitate de pr oducție de ciment de
5000 t/zi. Modelele termoeconomice simplificate au fost dezvoltate în software -ul Equation
Solver (EES). Mai mulț i parametri termodinamici ai ciclului precum concentrația solutiei de
apa-amoniacala și presiunea in turbina au condus la maximiza rea randamentului termic al
ciclului si la minimiz area costulu i generării de energie electrică . Schemele de temperatură –
entropie pentru KCS34 au fost preze ntate in scopul de a înțelege mai bine ce set de pa rametri
aduce performanța maximă in KCS34. Puterea produsă, randamentul termic al ciclului
termodinamic , eficiența ex ergetică și costul specific de e nergie electrică au fost informatii
reprezentate pentru diferitele intervale ale parametrilor indep endenți. Au fost preze ntate
rezultatele optime pentru o investi tie specific a.
Principalele concluzii indică faptul că, în intervalul parametrilor studiați, presiunea de
lucru a turbinei a determinat o variație de putere generată mai mare decât concentrația solutiei
de apa-amoniacala, în performanța KCS34. De asemenea, s -a putut concluziona că KCS34 este
competitiv cu prețurile energiei ex istente. În acest caz, ciclul Kalina s-a dovedit a fi aplicabil
pentru WHR în industria cimentului.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
58
În prezent, sec torul industrial este un pionier în consumul de energie. În Brazilia , de
exemplu, există un număr total de 88 de fabrici de ciment , conform Uniunii Industriei
Cimentului [29], care a condus la un consum de ciment de 353 kg/persoană/an în 2013,
înregistrând o creștere de 1,4% față de anul precedent. Brazilia este unul dintre cei mai mari
producători de ciment din lume, clasând u-se pe locul cinci în lume [29]. Astfel , industria
ciment ului fiind la scară largă, intervine inevitabil si oportunitatea investiți ei intr-o inst alatie de
recuperare a caldurii reziduale . În consecință, noile tehnologii aplicate în acest sector reprezintă
un punct de analizat în principal pentru îm bunătățirea proceselor industriale prin posibilita tea
utilizării ciclurilor termodinamice, în special a cicl ului Kalina, în utiliz area căldurii reziduale
în procesul de producție a l cimentului . KCS3 4 a fost studiat pentru a realiz a cogenerarea
energiei din recuperarea căldurii reziduale în preîncălzitorul ciclonic al fabricii de ciment cu
proces de p roducție uscat. Energia disponibilă în preîncălzi tor a fost considerată pentru o
capacitate zilnică de 5000 tone de clin cher.
5.2.1. Justificarea alegerii unei instalatii de cogenerare ce foloseste ciclul
Kalina
Din anii 1980, când a f ost brevetat, ciclul Kalina a fost o promisiune in directia obtinerii
unui randament ridicat . Eficiența de conversie preconizată este de 45%. O procedura de
optimizare pentru recuper area caldurii demonstreaza ca eficienta exerget ica a solutiei de apa –
amoniacala este mai m are comparata cu fluide pure . Un ciclu Kalina pentru producerea de
energie electrică din gazele de e vacuare ale unui ciclu combinat cu turbine cu gaz a rata faptul
că ciclul Kalina este cu 10 -20% mai e ficient decât Rankine. Altă studiu indică faptul că ciclul
Kalina are o performanță cu 3% mai mare decât ciclul Rankine in uzina Husavick [30]. Pentru
a calcula ireversibilitățile într -un ciclu Kalina, valorile eficienței exergetice au ajuns l a 55%
pentru temperatura d e intrare a aburului in turbin a la 525˚C și concentratia de amoniac de 75%
în agentul termic . Avantajele utilizării solutiei de apă-amoniacala ca agent termic evidențiază
si provocările majore de proiectare pentru recuperare a căldurii reziduale în industri a cimentului,
provocari care se concentrează pe proiectarea schimbătoarelor de căl dură și proiectarea
componentelor din sistem ul WHR de distilare și condensare [31]. Diferite con figurații ale
ciclului Rankine a u fost comparate pentru recuperarea căldurii r eziduale în industria cimentului
[32]. Daca se doreste îmbunătăți rea sau cresterea ratei de recuperare pe tonă de clin cher
produsa, ar trebui să se aleaga ciclul Kalina deoarece acesta are o recuperare mai mare a căldurii
reziduale în industria cimentului .
Ciclu Kalina a fos t optimizat pentru aplicarea recuperării căldurii reziduale [33]. A fost
folosit MATLAB pentru a simula ciclul. În domeniul co ncentrațiilor de amoniac, între 0,8 și 1,
la intrarea în turbină , se observa o temperatură mai mare în s eparato r și in intrarea turbinei, ceea
ce conduce la creșterea eficienței maxim e obținut e cu o con centrație de 0,9. O privire de
ansamblu asupra tehnologiei de generare a energiei electrice de la sursele de temperatură cu
fluide neapoase prezintă avantajul ciclul ui Kalina , datorită procesului de evaporare din cazan
la o temperatură variabilă [34].
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
59
Studiul de recuperare a căl durii a fost dezvoltat în etapele de mai jos:
1. Defini rea si schematizarea termică a ciclului termodinamic folosit;
2. Modelarea ciclulu i termic. Aici sunt incluse toate ecuatiile de bilant termic si toti
parametrii de stare ;
3. Optimizarea recuperării căl durii.
5.2.2. Adoptarea schemei instalatiei dupa considerente termodinamice
Având în vedere sursa termică , a fost selectat un ciclul K alina (KCS34 ) pentru
recuperarea căldurii reziduale. Schema ciclului este prezentată în FIG. TAB prezint ă datele
disponibile pentru preîncălzi tor, consider and capacitate a zilnică de productie a fabricii de 5000
tone de clin cher. Aceste date sunt la starea '17' în FIG.
Ciclul Kalina poate fi considerat pur și simplu ca având un număr mic de componente.
În sta rea "1" se specifică aburul la c ondițiile de intrare in turbin a "1", în special concentrația de
amoniac, presiunea și temperatura agentului termic . Agentul are o concentrație bogată de
amoniac la intrarea in turbin a în starea "1". După destinderea din turbina , în star ea "2", lichidul
este amestecat cu o soluție s araca in amoniac, provenind din separatorul de amoniac – EPS (8).
Pentru amestecare a fost uti lizată o supapă (9) pentru a egaliza presiunea ames tecului la
evacuarea turbinei. Amestecul sarac in amoniac în stare "3" poat e fi condensat la o temperatură
și la o presiune mai scăzute, permițând astfel o generare mai mare a energiei în ciclu. Înainte
de a intra în condensator (11), agentul termic din schimbatorul de caldura trece în regeneratorul
de temperatură joasă – LTR (low tem perature regenerator) (6). În pompă (7), lich idul este
presurizat la presiune a de lucru de la intrarea in turbin a. În LTR și în regeneratorul de
temperatură înaltă – HTR (high temperature regen erator) (5), fluidul de lucru este preîncălzit
înainte de a intra în cazan . Cazanul este alcătuit din econo mizor – ECON (4), vaporizator –
EVAP (3) și supra -incalzitor – SA (5). După trece rea fluidului de lucru prin EVAP și ECON,
lichidul intr ă în SEP unde ajunge la concentrația dorit ă de amoniac în starea de vapori saturat i
"11". Temperatura de funcționare la i ntrarea in turbin a este obtinuta prin trecerea fluidului prin
SA.
Tabel 5.2.2.1 . Energie disponibilă pentru WHR
Compo zitie % Mol
CO 2 28
N2 69
O2 3
Paramet ru Valoare
Temperatur a (K) 623,15
Presiune (kPa) 101,32
Debit volumic (m3/h) 269,526
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
60
Fig 5.2.2.1. KCS34
Modelarea ciclulu i termic a fost efectuată în software -ul Equation Solver (EES).
Modelarea a inclus bilanturile masice , entropi a și exergi a, precum și calculul combustibililor și
a produselor exergetice și eficiențele exer getice pentru fiecare comp onent a a ciclului . În
ecuațiile 5.2.2.1 se prezinta modelarea int regului ciclu Kalina .
În aceste ecuații, diferitele stări corespund celor prezentate în ciclul termic din FIG.
Cantitățile și termenii diferi ți în aceste ecuații sunt: Qin, puterea termica intrata in ciclul Kalina,
în kW, Qout puterea termica iesita din ci clul Kalina, în kW, 𝑊 puterea ne tă generată în ciclul
Kalina, în kW, m, debitul masic , în kg/s; h, entalpie specifică, în kJ/kg; ex exergie specifică în
kJ/kg , Ḟ, combustibil exergetic, în kW; P, produs exergetic , în kW; η ex, eficiența exergetică și
η, eficiența termică.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
61
8 10 8 11 1 11
4 4 3
1 1 2 5 6 5
17 17 20
*( ) ( )
*( )
( ) ( )
()
1in
out
ent
ex
exQ m h h m h h
Q m h h
W m h h m h h
W
Q
PW
F m ex ex
k
= − + −
=−
= − − −
=
==−
=
(5.2.2.1)
În scopul calculului, am folosi t proprietățile amestecurilor de gaze prezentate [35]. Cu
aceste proprietati se calculează propriet ățile din st ările "17" la "20". Exergia specifică pentru
agentul te rmic (stările "1" până la "14") ia în considerare atât p artile fizice, cât și cele chimice,
conform ecuațiilor 5.2.2.2 .
320 0 0 ()
(1 )fq
f
q q NH q H Oex ex ex
ex h h T s s
ex x ex x ex−−=+
= − − −
= + −
(5.2.2.2)
În ultimele ecuații am considerat 𝑇0 = 295𝐾 si 𝑃0 = 101.32 𝑘𝑃𝑎 pentru a calcula valorile
lui ℎ0 si 𝑠0, 𝑥 fiind fractia masica de amoniac din solut ia de apa -amonia cala. Am considerat
341,250 kJ/km ol, 3,120 kJ/kmol și 11,710 kJ/kmol valori pentru exergia chimică specifică a
amoniacului, a apei lichide și, r espectiv, a apei de vapori. Pentru sta rile "15" – "20" a fost luată
în considerare numai exergia fizică. În plus, pentru modelare s -au presupus datele p rezentate în
TAB . În acest tabel diferențele de temperatură prez entate se referă la starea tempera turii mai
ridicate în ciclul termic în raport c u starea de temperatură cea mai joasă, deci valorile sunt
pozitive. În ca zul Δ𝑇𝑠𝑎𝑡 _9 se face referir e la gradele de subrăcire sub temperatura de saturație la
presiunea de lucru a turbinei. Acest lucru gar antează că agentul termic va fi întotdeauna sub racit
la ieșirea din economizo r. Valoarea Δ𝑇𝑠 reprezintă diferența de temperatură d intre etapele " 17"
și "1". Celelalte valori fixe sunt presiunea de admisie a apei de răcire (𝑃15), concentrația
amonia cului la intrarea în turbină (𝑥1), randament ul pomp ei (η𝐵) și randamentul turbin ei (η𝑇).
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
62
Tabelul 5.2.2. 2. Date de intrare pentru modelare
Parametru Unitate Valo are
x1 – 0.96
P15 kPa 250
ΔT sat_9 K 5
ΔT 5_15 K 5
ΔT 3_7 K 5
ΔT 4_16 K 10
ΔT s K 20
ΔT 15_16 K 8
ΔT 12_13 K 44.78
ηB – 0.85
ηT – 0.85
Parametru Unitate Interval
P1 kPa 5,700 -8,000
q10 – 0.66-0.82
x10 – 0.869 -0.925
ΔT 19_9 K 11-25
Estimarea c ostului generat de energie se face cu ajutorul ecuați ilor 5.2.2.3 și a datelor
din TAB :
_
0,6 1985
_
2013()
,
()
(1 )
(1 ) 1ger inv O M
inv inv ref
ref
n
nFAC CR C CHO
unde
IC CCCIC C
iiFAi= +
=
+=+−
(5.2.2.3)
Tabelul 5.2.2 .3. Date de intrare pentru calcularea costurilor
Parametru Unitate masura Valoare
CR – 2.34
HO h/an 6000
i % pe an 5
n ani 20
IC1985 – 175
IC2013 – 100
cref kW 6000
Cinv_ref $/MW 973,000
CO&M $/MWh 0.096
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
63
Valorile financiare au fost actualizate ș i menționat e pentru luna decembrie 2013. În
ecuațiile 10 – 12 Cger este costul puterii generate, R $/MWh, CR este rata de schimbare, în R $/$,
Cinv este costul de investiție în $/MW, FA este f actorul de amortizar e, HO este timpul de
funcționa re pe an, CO&M este costul de funcționare și întreținere, în $/kWh, i este rata dobânzii,
n este timpul de viață, IC este indicele costului pentru un an dat, Cinv_ref este costul investiției
la capacitat ea de referință , în $/MW, c este capacitatea de generare calculată a ciclului Kalina,
în kW, iar cref este capacitatea de generare de referință, în kW.
Regiunea optimă a fost localizată utilizând procedura de optimizare prin algoritmi
genetici dispon ibili în EES.
Această metodă de optimizare a fost aleasă deoarece este robustă din punct de vedere
matematic și funcționează fără erori, cu un număr mare de variabile și constrângeri. Pentru a
nu suport a un timp de calcul mare a fost stabilit la 3 numărul de indivizi, la 4 numărul de
generații și la 2 rata de mutație. Valoril e restricțiilor sunt mai mari decât valorile din TAB în
unele cazuri. Ultimele constrângeri sunt practice sau conceptuale, în cazul lui 𝑇20, este
temperatura minimă a gazelor evacuate în atmosferă și în cazul entropiei de gene rare, σ̇geri, care
necesită c a fiecare dintre componentele sistemului să îndeplinească a doua lege a
termodinamici i.
1
10
10
1
2
20max _
_:
5700 8000
0.4 0.9
0.2 0.85
0.9 0.96
0.0 /
340
0.0 / , 1,2,…,11s
i
gerimizare W
relativ la
kPa P kPa
q
x
x
s kJ kgK
TK
kW K i
=
(5.2.2.4)
5.2.3. Analizarea rezultatelor
In TAB pentru majoritatea parametrilor valorile găsite sunt aproape de una dintre
limitele lor (minim/maxim) . În cazurile 𝑃1, 𝑥10, 𝑥1 și Δ𝑇12 _13 valorile au f ost apropiate de
maxim. În cazul Δ𝑇19_9 și Δ𝑇S valorile au fost apropiate d e minim. În cazul lui 𝑞10 valoarea era
aproape de mijlocu l intervalului. Simulări suplimentare au arătat că vari ația lui Δ𝑇12 _13 și 𝑞10
provoacă variații în puterea generată și eficiența ciclului Kalina. În cazul 𝑞10, o creștere foarte
mică a puterii de generare a fost observată la 0,74. Pe de altă parte, va loarea lui Δ𝑇𝑠 trebuie să
fie minimă pentru a obține puterea maximă. În condițiile optime, puterea netă generată a fos t
de 2725 kW, randamentul termi c a fost 0 ,218, eficiența exergetică a fost 0 ,552, o valoare foarte
mare . În acea stă condiție, costul energiei ge nerate a fost de 278,03 R $/MWh, care rezultă
folosind KCS34 pentru generar ea de energie electrică din căldura reziduală .
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
64
Tabelul 5.2.3.1 . Valorile pentru starea optimă
Parametru Unitate masura Valoare
P1 kPa 7,941
q10 – 0.6667
x10 – 0.849
x1 – 0.960
ΔT 12_13 K 47.48
ΔT 19_9 K 11.73
ΔT S K 23.5
Presi unea fluidului de lucru în interiorul turbinei are o influență puternică asupra puterii
nete generate . După cum se po ate vedea în FIG, deoar ece crește presiunea la intrarea în turbină,
puterea netă generată creste si ea . Puterea netă crește si cu creșterea concentrației de amoniac
în agentul termic din vapor izator . De retinut că pentru concentrația maximă de amoniac care a
fost studiată în această simulare sub presiunea de 6211 kPa la intrarea în turbină, sistemul nu
poate funcționa deoarece înc alcă legile termodinamicii. Creșterea puterii nete generate se
explică prin creșterea entalpiei de abur la intrare a in turbin a. Cu creșterea concent rației de
amoniac la ieșirea din vapor izator , debitul generat de abur crește. Acest lucru se întâmpl ă
deoarece cu cat este mai mult amoniac în solutia de apa -amoniacala, acea sta devine zeotropic a,
determinând un profil uniform de temperatură în vapor izator , ceea ce conserva exergi a și
permite generarea a mai mult abur.
În FIG se observă că, cu presiune a crescută la intrarea in turbin a, eficiența termică și
eficiența exergiei cresc și ele. Această creștere se datorează creșterii entalpiei agentului termic
la intrarea in turbin a cu presiune tot mai mare. In plus, influența presiunii asupra eficienței este
îmbunătățită , provocând variați i în mai multe puncte procentuale. Reducerea diferenței de
temperatură dintre gazul de evacuare a v apori zatorului (starea '19') și agentul termic de la
intrarea in vaporizator (starea '9'), adică Δ𝑇19_9, mărește generar ea puterii nete î n ciclul Kalina
si crește generarea abur ului pentru turbină. FIG arata că cele mai mari valori d e put ere au fost
obținute cu cea mai mare concentrație de amoniac în apa-amoniacala , consolidând ceea ce a
fost deja explic at anterior. De asemenea, se obs ervă c ă, deși a variat în aceeași proporție, efectul
unei concentrații crescute de amoniac depășeșt e red ucerea titlului la ieșirea din vapor izator
(care ar trebui să reducă fluxul de abur generat). Concentrația de amoniac est e, prin urmare, una
dintre cele mai i nfluente variabile în generarea puterii nete în ciclu. Diferența de temperatură
dintre ieșirea gazului de vaporizator și fluidul de lucru din orificiul de admisie a vaporizatorului
Δ𝑇19_9 are un efect puternic în calcul ul costului investi ției. Această var iabilă este legată direct
de suprafața schimbătorului de căldură al vaporizatorulu i și, prin urmare, de costul acestuia.
Astfel, funcționarea la nivelul minim Δ𝑇19_9 nu va conduce neapărat la un cost mai m ic de
generare.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
65
(A)
(B)
Fig.5.2.3.1 Influența presiunii de intrare a turbinei asupra performanței KCS34
Influența diferenței de temperatură dintre ieșirea din vaporizator și agentul termic la
intrarea in vaporizator (Δ𝑇19_9) asupra e ficienței termice și eficienței exergetice poate fi
observată în FIG. Eficiența termică rămâne neschimbată odată cu v ariația ac estui parametru,
deoarece depinde în principal de entalpia la intrarea și evacuarea cazanului și a turbinei, care
nu est e modificată de Δ𝑇19_9. Pe de altă parte, eficiența exergetică devine sensibilă la acest
parametru (Δ𝑇19_9), care odată schimbat, are impact asupra eliminarii exergiei din vaporizator,
care este cea mai mare în efectul de variație a presiunii la intrarea în turbină . Costul generarii
poate fi vizualizat in FIG.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
66
(A)
(B)
Fig.5.2.3.2 . Influența lui Δ𝑇19 _9 asupra ciclului de p erformanță KCS34.
Conform acestei figuri , costul electricitatii generate crește cu presiunea, care are un sens
practic , deoarece pentru a adopta presi uni mai mari de lucru necesită o grosime mai mare a
materialului și un cost mai ridicat. Dar explicația corectă pentru acest comportament este
modelul de cost care a fost adoptat. Așa cum am spus anterior, valoarea costului energiei
electrice generate este asociată cu cantitatea generata care crește odată cu presiunea la i ntrarea
in turbin a.
FIG prezintă efectul variației de temperatură în diferența de vaporiza re (Δ𝑇19_9) asupra
costului de generare.
Costul energ iei generate scade odată cu creșterea diferenței de temperatură a
vaporizator ului. Tendința arată că modelul de cost este asertiv pen tru a reflecta faptul că o
difer ență de temperatură mai mare în vaporizator va reduce costurile achiziționate cu acest
echipament și ast fel va cauza un cost total mai mic al ciclului și în energia ele ctrică generată.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
67
(A)
(B)
Fig.5.2.3.3 . Influența pr esiunii de intrare a turbinei și Δ𝑇19 _9 asupra costului generației
KCS34
Din informațiile prezentate în FIG, puterea generată es te cuprinsă între 2500 și 2 850
kW, cu valori ale costurilor de produc ție cuprinse între 262 și 286 R$/MWh. Opt imizarea
efectuată cu ajutorul a lgoritmilor genetici găsește un punct interm ediar cu valori și costuri de
putere de 2 725 kW și respectiv 278 ,03 R $/MWh. Aceste rezultate ne permit să afirmăm că, în
funcție de context ul pozitionarii punctului , este posibil să se opteze pentru o soluție care să
conducă la un cost minim d e generare, cu o mai mică generare de energie sau o soluție care să
conducă la o genera re de electricitate maximă, un cost mai mare pentru genera re. În orice caz,
costul energiei generate este competitiv . Potrivit Ministerului Minelor și Energiei din Brazilia
[36], aprovizionarea cu valoarea tarifară medie practicată de Companhia Energética de Minas
Gerais -CEMIG pentru sectorul industrial în luna mai 2014 a fost de 296,38 R $/MWh.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
68
5.2.4. Concluzii
Studiul privind recuperarea căldurii reziduale în industria cimentului cu KCS34 permite
exprima rea următoarel or concluzii:
1. Cantitatea de energie electrică generată poate atinge 2 725 kW, cu o eficiență te rmică
de 0,218, o eficiență exergetică de 0 ,552 și un cost de generare de 278 ,03 R $/MWh;
2. Presiunea fluidului de lucru în orificiul turbinei a re o influență puternică asupra
puterii nete generate. Cu o presiune mai mare la intrarea in turbin a, puterea ge nerată,
eficiența termică și eficiența exe rgetică cresc;
3. Puterea netă generată crește, de asemenea, cu creșterea concentrației de amoniac în
agentul termic din vapor izator . Concentrația de amoniac este, prin urmare, ce a mai
influent a variabil a în genera rea pute rii nete a ciclu lui;
4. Prin combi narea valorilor presiunii la intrarea in turbin a și a concentrației de amoniac
din vapor izator , puterea netă a variat cu sute de kW;
5. Influența presiunii asupra eficienței este sporită, provocând variații în dife rite puncte
procentuale;
6. Reducerea diferenței de temperatură, ΔT 19_9, mărește capacitatea de generare a puterii
nete în KCS34. Pe de altă parte, eficie nța exergetică devine sen sibilă la acest parametru
deoarece influențează eliminarea exergiei din vapor izator ;
7. Costul e lectricității generate crește cu presiunea și scade odată cu creșterea diferenței
de temperatură a vaporizatorului, urmând aceeași tendi nță a puterii generate;
8. Modelul de cost este asertiv pentru a reflecta faptul că o diferență de te mperatură mai
mare în vaporizator va reduce costuri le de achizitie cu acest echipament și astfel va
cauza un cost total mai mic al ciclului și în energia electrică generată;
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
69
BIBLIOGRAFI E
[1] S. Bruckner, S. Liu, M. Laia, M. Radspieler, L.F. Cabeza, L. Eberhard, Industrial
waste heat reco very technologies: an economic analysis of heat transformation
technologies, Appl. Energy 151 (1) (2015) 157 –167.
[2] L. Waters, Energy Consumption in t he UK July 2017, Department for Business,
Energy & Indus trial Strategy, London, 2017.
[3] Chen HJ, Goswa mi DY, Stefanakos EK. A review of thermodynamic cycles and working fluids for
the conversion of low -grade heat. Renew Su st Energy Rev 2010; 14(9): 3059 -3067.
[4] Tchanche BF, Lambrinos G, Frangoudakis A, Papa dakis G. Low-grade heat conversion into pow er
using organic Rankine cycles – A review of various applications. Renew Sust Energy Rev 2011; 15(8):
3963 -3979.
[5] Zhang X X, He MG, Zhang Y. A review of r esearch on the Kalina cycle. Renew Sust Energ Rev 2012;
16(7): 5309 -5318
[6] Hung TC, Wang SK, Kuo CH, P ei BS, Tsai KF. A study of organic working fluids on system
efficiency of an ORC using low -grade energy sources, Energy 2010; 35: 1403 -1411
[7] Roya P, Desilets M, Galanisb N, Nesreddine H, Cayer E. Thermodyn amic analyses of a power cycle
using a low -tempe rature source and a binary NH3 -H20 mixture as working fluid. Int J Therm Sci 2010;
49: 48 -58
[8] T. Engin and V. Ari, “Energy auditing and recovery for dry type cement rotary kiln systems —A case
study,” Energ y Convers. Manage., vol. 46, no. 4, pp. 551 –562, Mar. 2005.
[9] T. Engin, “Thermal analysis of rotary kilns used in cement plants,” in Proc. 1st MAMKON Mech.
Eng. Congr ., Istanbul, Turkey, 1997, pp. 4 –6.
[10] Wei D, Lu X, Lu Z, Gu J. Performance analysis a nd optimization of organic Rankine cycle (O RC)
for waste heat recovery. Energy Convers Manage 2007;48:1113 –9.
[11] Liu BT, Chien K, Wang C. Effect of working fluids on organic Rankine cycle for waste heat
recovery. Energy 2004;29:1207 –17.
[12] Hung TC, Sha i TY, Wang SK. A review of organic Rankine cycle s (ORCs) for the recovery of low –
grade waste heat. Energy 1997;22:661 –7.
[13] Lee KM, Kuo SF, Chien ML, Shih YS. Paramet ers analysis on organic Rankine cycle energy
recovery system. Energy Convers Manage 1988 ; 28:409 –18.
[14] Legmann H. Recovery of industr ial heat in the cement industry by means of the ORC process. In:
Cement industry technical conference, IEEE -IAS/PCA 44th ; 2002. p. 29 –35.
[15] El-Sayed YM, Tribus M. Theoretical comparison of Rankine and Kali na cycles. ASME Adv Energy
Syst Div 1985:97 –102.
[16] Nag PK, Gupta A. Exergy analysis of the Kalina cycle. Appl Therm Eng 1998;18:427 –39.
[17] Olsson EK, Thorin EB, De jfors CAS, Svedberg G. Kalina cy cles for power generation from
industrial waste heat. In : Proceedings of the Florence world energy resea rch symposium; 1994. p. 39 –
49.
[18] Jonsson M. Advanced power cycles with mixtures as the working fluid. Doctoral thesis , Department
of Chemical Enginee ring and Technology, Royal Institute of Technology, Stoc kholm, Sweden; 2003.
O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și Kalina pentru recuperatoare de c ăldură industriale.
70
[19] Mirolli MD. Ammonia –water based thermal conversion technology: applications in waste heat
recovery for the cement industry. In: IEEE cement in dustry technical conference reco rd; 2007. p. 234 –
41.
[20] PEFPROP Version 6.01, NIST Sta ndard Reference Database 23, the US Secretary of Commerce,
America; 1998.
[21] Holland JH. Adaptation in nature and artificial systems: an introductory analysis with ap plications
to biology, control a nd artificial intelligence. Massachusetts: MIT Press; 19 92.
[22] W. C. Turner, Energy Management Handboo k. New York, NY, USA: Marcel Dekker, 2004.
[23] P. Lolos and E. Rogdakis, “A Kalina power cycle driven by renewable ener gy sources,” Energy,
vol. 34, no . 4, pp. 457 –464, Apr. 2009.
[24] Gibbons, T. B. 2015. W aste heat Recovery in the Cement Industry. World Cement. August 13, pp.
15–24.
[25] Feasibility of sustainability scenarios. 2012. Harder, Dr.Joachim. ZKG, Berlin -Germa ny. REFRA –
Kolloquium,. ZKG:1 -8.
[26] Waste Heat Recovery Power Generation (WHRPG) for ce ment plants. 2010. T.I no. [ed.] Kawasaki.
Tokyo, Japan: Cement International. VDZ Congress. 8:36 –45.
[27] Blank, L., and A. Tarquin. 2012. Engineering economy, 7th ed. M cGraw -Hill, New York.
[28] Produ ctivity, Institute for Industrial. 2014. Waste Heat Reco very for the Cement Sector: Market
and Supplier Analysis. International finance Corporation, Washington.
[29] SINIC – SINDICATO NACIONAL DA INSÚSTRIA DE CIMENTO. 21 May . 2015 “Relatório
anual 2013”. h ttp://www.snic.org.br/pdf/RelatorioAnual2013final.pdf.
[30] Saha, B. K., Chakraborty, B. (2017). Utiliza tion of low -grade waste heat -to-energy technologies
and policy in Indian industrial sector: a review. Clean techn Enviro n Policy. 19:327 –347 doi
10.1007 /s10098 -016-1248 -2
[31] Rad, E. A., Mohammadi, S. (2018) . Energetic and exergetic optimized Rankine cycl e for waste heat
recovery in a cement factory. Applied Thermal Engineering 132 (2018) 410 –422.
https://doi.org/10.1016/j .applthermaleng.2017.12.076
[32] Gaozuo, Z., Guozhen, Z., Chunli, W. (2009). A New Applic ation of Was te Heat Recovery Power
Generation in Clincher Kiln. IEEE, 978 -1-4244 -3698 -9/02.
[33] Ganesh, N. S., Srinivas, T .(2010). Optimized Kalina cycle. IEEE, 978 -1-4244-9082 -0/10.
[34] Wei, W., Bai , H., Li, N., Zhang, X .(2011). Research advanced of ther modynamic sy stems with
nonaqueous working fluid applied in low temperature energy power generation. IEEE, 978 -1-4244 –
9439 -2/11.
[35] Santos, L.A.O. (2014). Modelagem de ciclos Kalina para a cogeração com calor residual no setor
cimenteiro. MSc Dissertation . PUC Minas. Brazil.
[36] MINISTÉRIO DE MINAS E ENERGIA. “Informativo tarifário energia elétrica, 18ă edição,
segundo quadrimestre de 2014”. 11 Jun. 2015
<http://www.mm e.gov.br/documents/1138781/15388 85/Informativo+Tarif%C3%A1rio+Energia+El%
C3%A9trica+18%C 2%BA+edi%C3% A7%C3%A3o+Setembro+2014+%28PDFjsessi onid=0BB8837
E463C115F8FE7BD29B2ACC70C.srv155>.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: O analiză comparativă a ciclurilor termodinamice Rankine și [604373] (ID: 604373)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.