Thermodynamic optimization of combined cycle system with gas turbine

Abstract

Keywords: Thermodynamic optimization; efficiency; combined cycle.

1. Gi̇ri̇ş

Kombine çevrim sistemlerinin daha karlı, daha yüksek verimli ve de daha az çevresel etkilerinin olduğu önceki çalışmalarda vurgulanmıştır [1-5]. Ayrıca; gaz türbin sistemlerinde olduğu gibi, günlük devreye girip çıkabildikleri için pik ve periyodik yükleri karşılamak amacıyla genellikle gaz/buhar kombine çevrim sistemleri kullanılır. Çünkü bunların cevap verme karakteristikleri fosil yakıtlı ve nükleer güç santralleri gibi diğer konvansiyonel enerji üretim sistemlerinden daha iyidir [6]. Elektrik güç piyasasının liberalleşmesi, elektrik üreticileri arasında güçlü bir rekabete yol açmaktadır. Sera gazlarından kaynaklanan kirliliği düşürmedeki gereklilik, kombine çevrim sistemini yüksek verim ve düşük karbon içerikli yakıtların kullanımından dolayı en iyi tercihlerden birisi yapmaktadır [1]. Yüksek verimli kombine çevrim sistemleri sadece yüksek kaliteli ekipmanların kullanımına değil, aynı zamanda komponentlerin optimizasyonuna bağlıdır. Kombine çevrim sistemi üst çevrim (gaz türbini çevrimi) ile alt çevrimin (buhar türbini çevrimi) birlikte kullanıldığı enerji üretim sistemleridir. Kombine çevrim sistemleri, gaz türbin çevrimlerinin üst sıcaklığının yüksek olması ve buhar türbinli çevrimlerin alt sıcaklıklarının düşük olması avantajını birleştirerek, gaz türbinlerini terk eden sıcak gazların, buharlı güç çevriminin ısı kaynağı olarak kullanılmasını sağlarlar [7]. Gaz türbin çevrimi, toplam kombine çevrim gücünün 2/3’ünü üretir. Geri kalan 1/3’ü ise, atık ısı kazanlı (AIK) buhar türbini çevrimi sağlar [1,2]. Dolayısıyla kombine çevrim sistemlerinden yüksek performans elde etmek için, komponentlerin optimizasyonu oldukça önemlidir. Arrieta ve Lora [5], atmosferik basınç, bağıl nem ve yakıt karakteristikleri gibi değişkenleri sabit alarak çevre sıcaklığının kombine çevrim performansı üzerine olan etkisini incelemişlerdir. Chuang ve Sue [8], kondenser basıncı ve santralin yük faktörünü değişken parametre olarak alarak üç basınçlı gaz türbinli kombine çevrim sisteminin performans analizini yapmışlardır. Bu çalışmada ise, gaz türbinli kombine çevrim sisteminin termodinamik optimizasyonu yapılmıştır. İncelemelerde performans kriteri olarak toplam güç ve toplam verim, değişken parametre olarak buhar türbini verimi (η*), minimum sıcaklık farkı (MSF), besleme suyu sıcaklığı (BSS), kompresör basınç oranı (Prc), türbin giriş sıcaklığı (TGS) ve türbin ve kompresör izentropik verimleri (η) alınmıştır. Diğer değişkenler ise sabit kabul edilmiştir. Termodinamik ifadeler (toplam güç ve toplam verim) bu karar değişkenlerinin fonksiyonu olarak formüle edilmiştir. Visual Basic programlama dilinde yazılan programla oluşturulan model çözümlenmiş ve her bir parametre için termodinamik açıdan optimum dizayn şartları belirlenmiştir.

2. Termodi̇nami̇k Model

Enerji üretim sistemleri çok karmaşık ve kompleks yapıdadırlar. Gerçek bir tesis ele alındığında irili ufaklı birçok komponent vardır. Dolayısıyla, sistem çözümlemelerinde bazı kabullerin yapılması gerekir. Bu kabuller de analiz sonuçlarını etkilemektedir [1]. Bu çalışmada, tek basınçlı gaz türbinli kombine çevrim sistemi model olarak alınmıştır (Şekil 1). Üst çevrimi oluşturan ana elemanlar; kompresör (KOMP), yanma odası (YO), gaz türbini (GT), alt çevrimi oluşturan ana elemanlar ise; atık ısı kazanı (AIK), buhar türbini (BT), kondanser (KON), besleme suyu pompası (POMPA) ve jeneratördür (J).

PO M PA

Şekil 1. Tek basınçlı gaz türbinli kombine çevrim sistemi [1] Gaz türbini çevrimi net gücü, gaz türbin gücü (WGT) ve kompresör güçlerinin (WKOPM) farkına, buhar türbini çevrimi net gücü ise buhar türbini (WBT) ve pompa güçlerinin (WPOMPA) farkına eşittir (Denklem 2 ve 6). Wg = WGT − WKOMP

& h . c ph (T ) .T2 − c ph (T ) .T1 WKOMP = m 2 1 Wb = WBT − WPOMPA

Burada, h7 buhar türbini girişindeki buhar entalpisini, h8s buhar türbini çıkışında izentropik genişleme sonundaki buhar entalpisini, η* buhar türbini iç verimini, T1 çevre sıcaklığını, T2 kompresör çıkış sıcaklığını, TGS=T3 türbin giriş sıcaklığını, T4 türbin çıkış & g gaz debisini, m & h hava debisini, m & b buhar debisini, P akış noktalarına ait basınç sıcaklığını, m değişimlerini, cph ve cpg de sırasıyla havanın ve gazların sabit basınçta özgül ısı kapasitelerini göstermektedir. Kompresör çıkış sıcaklığı T2 ve türbin çıkış sıcaklığı T4; verimlere ve basınç kayıplarına bağlı olarak Denklem 9 ve 10’dan hesaplanabilir.

Thermodynamic Optimization of Combined Cycle … ⎡ P (k h −1)/k h − 1 ⎤ T2 = T1 .⎢1 + rc ⎥ ηcis ⎢⎣ ⎥⎦

Burada; Prc kompresör basınç oranı, Prt türbin basınç oranını, kh havanın özgül ısı oranını, kg gazların özgül ısı oranını, ηcis kompresör izentropik verimini, ηtis türbin izentropik verimini göstermektedir. Prc =

Denklemlerde, cvh ve cvg havanın ve gazların sabit hacim özgül ısısını, Rh ve Rg havanın ve gazların ideal gaz sabitini, εYO ve εÇ yanma odası ve çıkıştaki basınç kayıp yüzdesini göstermektedir. Gazların ve yakıtın kütlesel debileri, termodinamiğin birinci kanununa göre yanma odasındaki kütle ve enerji dengesinden bulunabilir (Denklem 15-16). &g =m & h +m &y m

⎡c .T − c .T ⎤ &y =m & h .⎢ pg (T3 ) 3 ph (T2 ) 2 ⎥ m ⎣⎢ H u .η b − c pg (T3 ) .T3 ⎦⎥

Burada Hu yakıtın alt ısıl değeri, ηb yanma verimidir. Buna göre yanma odasında verilen ısıl güç (WYO), Denklem 17’den elde edilebilir. & y .H u .η b WYO = m

Havanın ve gazların sabit basınçtaki özgül ısı kapasiteleri cph ve cpg, sıcaklığın fonksiyonu olarak ifade edilmiş ve denklemlerde de bu kullanılmıştır [1]. ⎛ 9,45378.T 2 ⎞ ⎛ 5,49031.T 3 ⎞ ⎛ 7,92981.T 4 ⎞ ⎟−⎜ ⎟+⎜ ⎟ (kJ/kgK) c ph (T ) = 1,04841 − 0,000383719.T + ⎜⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ 10 7 1010 1014 ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠

2 3 ⎛ 6,99703.T ⎞ ⎛⎜ 2,71298.T ⎞⎟ ⎛⎜ 1,22442.T ⎞⎟ + − c pg (T ) = 0,991615 + ⎜ ⎟ ⎟ ⎜ ⎟ 10 5 10 7 1010 ⎝ ⎠ ⎜⎝ ⎠ ⎝ ⎠

Buhar debisi, AIK’ndaki sıcaklık diyagramından yararlanılarak bulunabilir (Şekil 2). Şekil üzerindeki II. ve III. bölgeler için enerji dengesi yazılacak olursa buhar debisi .T − c pg (TA ) .TA ⎤ ⎡c &b =m & g .⎢ pg (T4 ) 4 m ⎥ h7 − h x ⎣ ⎦

B.Çetin, H. H. Erdem, S. H. Sevilgen, M. Gökçek, A. V. Akkaya

olarak elde edilir. Burada; hx kazan basıncında (P7=Pk) doymuş su entalpisini, Tx=Ty kazan basıncında suyun doyma sıcaklığını, MSF atık ısı kazanındaki minimum sıcaklık farkını ve TA (Tx+MSF) ön ısıtıcı çıkışında duman gazı sıcaklığını göstermektedir. Sıcaklık diyagramında I. bölge için enerji dengesi yazılarak, AIK çıkışında duman gazı sıcaklığı T5 bulunabilir (Denklem 21).

⎡m ⎤ &b .(h x − h 6 ) − c pg (TA ) .TA ⎥ ⎢ & m ⎢ g ⎦⎥ T5 = ⎣ c pg (T5 )

h6 kazan girişinde besleme suyu entalpisidir (Denklem 22). h 6 = t 6 .c p,su

3. Termodi̇nami̇k Değerlendi̇rme

Bu çalışmada; türbin giriş sıcaklığı (TGS), türbin ve kompresör izentropik verimleri (η), minimum sıcaklık farkı (MSF), buhar türbini verimi (η*) ve besleme suyu sıcaklığı (BSS) değişken parametre olarak alınarak, gaz türbinli kombine çevrim sistem performansı üzerine olan etkileri araştırılmıştır. İncelemelerde amaç fonksiyonu olarak toplam güç ve toplam verimin maksimum yapılması alınmıştır. Parametrik analizlerde, parametre olarak alınan değişken dışındaki tüm termodinamik büyüklükler sabit tutulmuş ve kompresör basınç oranı 2 ile 40 arasında değiştirilerek her bir parametre için termodinamik açıdan optimum dizayn şartları belirlenmeye çalışılmıştır. Analizlerin daha genel olması için kompresör girişinde hava debisi 1 kg/s alınmıştır. Ayrıca, yanma odasında tam yanma reaksiyonunun olduğu, hava ve yanma

Thermodynamic Optimization of Combined Cycle … ürünlerinin ideal gaz olduğu ve AIK’nda ek yanma olmadığı kabul edilmiştir. İncelemelerde yakıt olarak doğalgaz alınmış ve doğalgazın alt ısıl değeri modele dışardan girilen bir değer olarak eklenmiştir. Farklı bir yakıt seçilmesi durumunda model buna da cevap verebilmektedir. Hesaplamalarda kullanılan termodinamik büyüklükler Çizelge 1’de verilmiştir. Çizelge 1. Termodinamik büyüklükler [1]

4. Sonuç VE Öneri̇ler

Gaz türbinli kombine çevrim sisteminin termodinamik analizinden elde edilen sonuçlar şöyledir: • • • • • • •

Kombine çevrim gücü ve verimi üzerinde en önemli etkiye sahip olan parametrelerin türbin giriş sıcaklığı olduğu belirlenmiştir. Minimum sıcaklık farkı ve besleme suyu sıcaklığının kombine çevrim verimi üzerinde daha etkin olduğu, kombine çevrim gücü üzerinde ise fazla etkisinin olmadığı görülmüştür. Türbin giriş sıcaklığı ve izentropik verimlerin artmasıyla kombine çevrim verimi ve optimum kompresör basınç oranı yükseldiği belirlenmiştir. Buhar türbini veriminin artmasıyla kombine çevrim veriminin arttığı, optimum kompresör basınç oranının ise düştüğü tespit edilmiştir. Minimum sıcaklık farkı ne kadar küçük seçilirse, kombine çevrim verimi de o kadar yüksek olmaktadır. Kombine çevrim sisteminde her bir parametre için verimi maksimum yapan optimum bir kompresör basınç oranı bulunmasına rağmen, güç için optimum bir nokta bulunamamıştır. Termodinamik analiz bir sistemin sadece performansını değerlendirir. Maliyetleri ise dikkate almaz. Dolayısıyla termodinamik analizle sistem performansı iyileştirilmeye çalışılırken, sistemin toplam maliyeti çok artabilir. Benzer şekilde sadece maliyetler dikkate alındığında, bu seferde sistem performansı çok düşebilir. Bu nedenle, enerji üretim sistemleri analiz edilirken maliyetlerin etkisi de dikkate alınmalıdır. Çünkü, bu şekilde daha anlamlı sonuçlar elde edilebilir.

Share and Cite