TERMODINAMIČKA ANALIZA PARNOTURBINSKOG POSTROJENJA TANKERA ZA PRIJEVOZ UKAPLJENOG PLINA

Transcription

1 SVEUČILIŠTE U RIJECI TEHNIČKI FAKULTET Igor Poljak TERMODINAMIČKA ANALIZA PARNOTURBINSKOG POSTROJENJA TANKERA ZA PRIJEVOZ UKAPLJENOG PLINA DOKTORSKA DISERTACIJA Rijeka, 08.

2

3 SVEUČILIŠTE U RIJECI TEHNIČKI FAKULTET Igor Poljak TERMODINAMIČKA ANALIZA PARNOTURBINSKOG POSTROJENJA TANKERA ZA PRIJEVOZ UKAPLJENOG PLINA DOKTORSKA DISERTACIJA Mentor: Prof.dr.sc. Toislav Mrakovčić Koentor: Doc.dr.sc. Vedran Mrzljak Rijeka, 08.

4

5 UNIVERSITY OF RIJEKA FACULTY OF ENGINEERING Igor Poljak THERMODYNAMIC ANALAYSIS OF STEAM TURBINE PLANT OF LNG TANKER FOR TRANSPORT OF LIQUIFIED NATURAL GAS DOCTORAL THESIS Rijeka, 08.

6

7 Mentor disertacije: prof. dr. sc. Toislav Mrakovčić Koentor disertacije: doc. dr. sc. Vedran Mrzljak Doktorska disertacija obranjena je dana na Teničko fakultetu Sveučilišta u Rijeci, pred povjerenstvo u sastavu:. dr. sc. (predsjednik). prof. dr. sc. Toislav Mrakovčić, dipl. ing. (član, entor). doc. dr. sc. Vedran Mrzljak, dipl. ing. (član, koentor). dr. sc. (član). dr. sc. (član)

8

9 SAŽETAK U doktorskoj disertaciji provedena je energijska i eksergijska analiza brodskog parnoturbinskog postrojenja tankera za prijevoz ukapljenog plina. Za potrebe terodinaičke analize izvršena su jerenja u pogonu pri realni uvjetia rada postrojenja s brodsko jerno opreo. Analiza Rankineovog regenerativnog ciklusa obuvaća slijedeće osnovne koponente: glavnu pogonsku turbinu, turbogeneratore, vakuuski kondenzator, evaporator, kondenzator brtvene pare, niskotlačni zagrijač napojne vode, otplinjač, napojnu pupu i pogonsku turbinu napojne pupe, visokotlačni zagrijač te generatore pare. Pored osnovi koponenti parnoturbinskog postrojenja, obuvaćene su i pooćne koponente u što spadaju: ventilatori zraka generatora pare, glavna pupa kondenzata, pooćna pupa kondenzata te redukcijske stanice. Na osnovi učinkovitosti rada pojedine koponente predložena su rješenja koja bi ogla utjecati na povećanje eksploatacijske učinkovitosti. Pored terodinaičke analize navedeni koponenti, prikazana je analiza CO eisija generatora pare kao i analiza potrošnje tekućeg goriva i prirodnog plina. Predstavljena je ukupna energijska i eksergijska učinkovitost analiziranog parnoturbinskog postrojenja, kao i analiza toplinski tokova prea pojedni koponentaa u pogonu. Ukupna učinkovitost postrojenja uspoređena je s stacionarni postrojenjia srednji snaga. Za potrebe optiizacije napravljene su jednadžbe stanja vodene pare i vode koje opisuju specifičnu entalpiju i specifičnu entropiju kao funkcije s dvije projenjive varijable, a projenjive varijable su tlak i teperatura. Optiizacija obuvaća dvije koponente: otplinjač i laki zdenac. Optiizacijski paraetri podešeni su prea stvarni pogonski uvjetia bez ulaska u integritet odnosno fizičku projenu koponente. Predložena optialna rješenja obrazložena su na pogonskoj razini, kako bi bila prijenjiva u praksi. ix

10 ABSTRACT In tis doctoral tesis it is carried out energy and ergy analysis of arine sip propulsion plant of LNG tanker. For te terodynaic analysis purposes necessary easureents in te stea plant ave been conducted at real running conditions wit sips easuring equipent. Rankine regenerative cycle analysis coprises following basic coponents: ain propulsion turbine, turbogenerators, vacuu condenser, evaporator, sealing stea condenser, low pressure feed water eater, deaerator, feed water pup and stea turbine drive of feed water pup, ig pressure feed water eater and stea generators. Beside of ain stea cain coponents, following auxiliary coponents ave been included: stea generator s forced draugt fans, ain condensate pup, auxiliary condensate pup and pressure reducing valves. Wit regard to efficiency, proposed solutions ay affect enricent of te eac observed stea coponent. Stea generators CO eissions along wit eavy fuel oil and LNG consuption was analyzed and discussed. It is presented overall energy and ergy efficiency of wole analyzed arine stea plant along wit analysis of energy and ergy flows to eac coponent. Overall efficiency of arine stea plant is copared wit ediu power stationary stea plants. For te optiization purposes, it was presented equations of state for stea and water, wic describes entalpy and entropy as a function of two variables i.e. pressure and teperature. Optiization includes two stea plant coponents: deaerator and ot well. Optiization paraeters are adjusted to indulge real plant conditions witout pysical cange of coponents. Proposed optial solutions are plained at an ploitation level in order to be applicable to te plant. x

11 KLJUČNE RIJEČI / KEYWORDS - Brodsko parnoturbinsko postrojenje - Energijska analiza - Eksergijska analiza - Energijski i eksergijski gubici - Učinkovitost - Optiizacija - Marine stea plant - Energy analysis - Exergy analysis - Energy and ergy losses - Efficiency - Optiization xi

12 SADRŽAJ. UVOD Proble i predet istraživanja Znanstvena ipoteza Pregled literature i dosadašnji istraživanja Znanstvene etode Očekivani rezultati istraživanja i znanstveni doprinos Struktura disertacije UVOD ANALIZIRANO BRODSKO PARNOTURBINSKO POSTROJENJE GLAVNE TERMODINAMIČKE JEDNADŽBE Energijska i eksergijska analiza Načela učinkovitosti REZULTATI NUMERIČKOG MODELA OSNOVNIH KOMPONENTI ANALIZIRANOG BRODSKOG PARNOTURBINSKOG SUSTAVA Glavna pogonska turbina Snaga glavne pogonske turbine Maseni protok pare na ulazu u glavnu turbinu Učinkovitost i gubici glavne turbine Energijska i eksergijska analiza visokotlačnog kućišta glavne turbine Energijska i eksergijska analiza niskotlačnog kućišta glavne turbine Energijska i eksergijska analiza cjelokupne glavne turbine Rezultati energijske i eksergijske analize glavne turbine Turbogeneratori Potrošnja pare na parnoj turbini turbogeneratora Energijske, eksergijske i asene bilance turbogeneratora Energijska i eksergijska analiza turbogeneratora Glavna napojna pupa i pogonska turbina pupe Snaga turbine napojne pupe Potrošnja pare na turbini napojne pupe Energijske, eksergijske i asene bilance napojne pupe i turbine Energijska i eksergijska analiza turbine napojne pupe i napojne pupe Generatori pare xii

13 .. Količina zraka za izgaranje u generatoria pare Ogrijevna vrijednost goriva Učinkovitost generatora pare Energijska i eksergijska analiza generatora pare u paralelno radu CO eisije generatora pare Glavni kondenzator Energijske, eksergijske i asene bilance glavnog kondenzatora Energijska i eksergijska analiza glavnog kondenzatora Evaporator Energijske, eksergijske i asene bilance evaporatora Energijska i eksergijska analiza evaporatora Kondenzator brtvene pare Energijske, eksergijske i asene bilance kondenzatora brtvene pare Energijska i eksergijska analiza kondenzatora brtvene pare Niskotlačni zagrijač napojne vode Energijske, eksergijske i asene bilance niskotlačnog zagrijača napojne vode Energijska i eksergijska analiza niskotlačnog zagrijača napojne vode Viskotlačni zagrijač napojne vode Energijske, eksergijske i asene bilance viskotlačnog zagrijača napojne vode Energijska i eksergijska analiza visokotlačnog zagrijača napojne vode Otplinjač Energijske, eksergijske i asene bilance otplinjača Energijska i eksergijska analiza otplinjača Zagrijač zraka Energijske, eksergijske i asene bilance zagrijača zraka Energijska i eksergijska analiza zagrijača zraka Mlaki zdenac Energijske, eksergijske i asene bilance lakog zdenca Energijska i eksergijska analiza lakog zdenca REZULTATI NUMERIČKOG MODELA POMOĆNIH SUSTAVA ANALIZIRANOG BRODSKOG PARNOTURBINSKOG SUSTAVA Ventilatori zraka za generatore pare xiii

14 .. Energijske, eksergijske i asene bilance ventilatora zraka Energijska i eksergijska analiza ventilatora zraka Pupe kondenzata Energijske, eksergijske i asene bilance pupi kondenzata Energijska i eksergijska analiza pupi kondenzata Redukcijske stanice Energijske, eksergijske i asene bilance redukcijski stanica Eksergijska analiza redukcijski stanica UČINKOVITOST BRODSKOG PARNOTURBINSKOG POSTROJENJA ZAKLJUČAK LITERATURA POPIS SLIKA POPIS TABLICA POPIS OZNAKA PRIVITAK PRIVITAK PRIVITAK xiv

15

16 . UVOD Konvencionalni tankeri za prijevoz ukapljenog prirodnog plina ore pogone se u većni slučajeva parnoturbinski postrojenje. Parnoturbinsko postrojenje bilo je doinantan vid propulzije na tankeria za prijevoz ukapljeni plinova od 60-ti godina prošlog stoljeća pa sve do prije desetak godina unatrag, kada proizvođači otora s unutarnji izgaranje agresivni pristupo tržištu počinju naetati svoje koncepte koji se odlikuju anjo potrošnjo goriva, većo učinkovitosti ali i viši troškovia održavanja []. Uobičajeno, konvencionalni tankeri za prijevoz ukapljenog prirodnog plina ore dijele se prea vrstaa tankova tereta na Mossove ili sferne tankove i na ebranske tankove. Veličina tankova tereta kreće se unutar vrijednosti skladišnog prostora ukapljenog plina do []. Prednosti parnoturbinskog postrojenja su: velika pouzdanost, sigurnost te niski troškovi održavanja u odnosu na otorne pogone. Pored navedenog u prednosti parnoturbinski postrojenja ože se pridodati i fleksibilnost odabira goriva za izgaranje u generatoria pare te niže NOX eisije []. Negativna strana konvencionalni brodova s parnoturbinsko propulzijo je niža učinkovitost postrojenja u odnosu na otorne pogone. Većina današnji brodski parnoturbinski postrojenja izvedena je s regenerativni cikluso predgrijavanja napojne vode koji se sastoji od dva ili više regenerativna zagrijača te oduzianja pare iz glavne pogonske turbine. Pogonske značajke takvi postrojenja su tlak pregrijane pare na generatoria pare od 6 MPa te teperature pregrijane pare 0- C. Povećanje aksialni radni paraetara pare tijeko niza godina za stacionarna i brodska postrojenja prikazano je na Slici. []. Prijetno je da brodska parnoturbinska postrojenja rade u režiu niži tlakova i teperatura u odnosu na stacionarna postrojenja. Razlog logike takve izvedbe brodski parnoturbinski postrojenja je što se veća pažnja pridaje sigurnosti pogona u odnosu na učinkovitost postrojenja jer brod ora sigurno doći do luke gdje se ože napraviti popravak, što nije od presudne važnosti kod stacionarani postrojenja. Moderna brodska parnoturbinska postrojenja novije generacije iaju veću učinkovitost od konvencionalni brodski parnoturbinski postrojenja. Ta postrojenja rade u režiu eđupregrijavanja pare nakon izlaza iz visokotlačne turbine, s uvođenje turbine srednjeg tlaka koja nije postojala kod konvencionalni brodski parnoturbinski postrojenja. Pogonske značajke takvi postrojenja su povećane, te se tlak pregrijane pare na generatoria pare penje na 0 MPa, a teperature pare idu do 60 C. Hibridna postrojenja najnovije generacije sastoje se od dviju različiti pogonski jedninica i to otornog pogona te parnoturbinskog postrojenja s cikluso regenerativnog zagrijavanja napojne vode. Parnoturbinsko postrojenje pogoni jedno glavno

17 propulzijsko vratilo, dok se drugo propulzijsko vratilo pogoni DFDE (eng. Dual Fuel Diesel Electric) otorni pogono. Otpadna toplina dini plinova i toplina lađenja košuljica otora s DFDE jedinica koristi se u parnoturbinsko dijelu za zagrijavanje napojne vode, čie se dodatno povećava učinkovitost parnoturbinskog postrojenja []. Ovaj koncept do sada još nije ispitan na energijsku i eksergijsku učinkovitost. Stacionarna postrojenja ~ 0 MPa, 600 C 0 MPa, 70 C MPa, 0 C Brodska postrojenja 0 MPa, C 6 MPa, C 6 MPa, 00 C MPa, 60 C 6 MPa, C 0 MPa, 60 C MPa, 00 C Godine Slika. Povećanje aksialni radni paraetara pare tijeko godina za stacionarne i brodske sustave [].. Proble i predet istraživanja Analizirano brodsko parnoturbinsko postrojenje radnog tlaka i teperature pregrijane pare od 6 MPa i C na generatoria pare, radi u režiu Rankineovog regeneracijskog ciklusa predgrijavanja napojne vode s tri regenerativna zagrijača: niskotlačni zagrijač napojne vode, visokotlačni zagrijač napojne vode te otplinjač. Povreeno se u regenerativni krug zagrijavanja napojne vode uključuje i generator destilirane vode (evaporator), koji oduzia paru iz niskotlačnog kućišta pogonske turbine na veći opterećenjia glavnog vratila. Regenerativni zagrijavanje napojne vode podiže se teperatura napojne vode na ulazu u generatore pare, čie se sanjuje dovod topline gorivo na generatoria pare te se tako podiže učinkovitost postrojenja. Na opisano postrojenju provodi se energijska i eksergijska analiza sastavni koponenti parnog kruga, te se daje pregled ukupne učinkovitosti postrojenja u radni režia pri različiti opterećenjia glavnog pogonskog vratila. Kako energijska analiza pojednini

18 koponenti te cijelog postrojenja ne daje potpunu sliku, a kod neki koponenti stječe se pogrešan doja izvora gubitaka stoga što energijska analiza ne razlikuje kvalitetu energije, do potpunog uvida u učinkovitost i gubitke neke sastavne koponente i cijelog postrojenja dolazi se eksergijsko analizo koja otkriva izvore i žarišta gubitaka u sustavu. Do sada nije bilo provedeno sveobuvatno istraživanje učinkovitosti i gubitaka brodskog parnoturbinskog sustava, te se ovi istraživanje nastoje pronaći žarišta gubitaka u sustavu i ponuditi oguća rješenja za njiovo uklanjanje, čie bi se povećao ukupni stupanj učinkovitosti postrojenja i sanjili gubici. Zbog uvijek aktualnog sanjenja potrošnje goriva i eisija dini plinova iz brodski generatora pare, obrazložena je optiizacija dvije koponente parnoturbinskog kruga, gdje se jasno ogu vidjeti ograničenja optiizacijskog odela, koji bi ogao biti idealiziran, ali bi onda odstupao od stvarni radni uvjeta. Kod realni uvjeta optiizacije, bez zadiranja u integritet pojedni koponenti, vidljiva su realna terodinaička stanja te najveće realno postizive učinkovitosti (i najanji gubici) svake optiizirane koponente.. Znanstvena ipoteza Energijsko i eksergijsko analizo koponenti konvencionalnog brodskog parnoturbinskog postrojenja oguće je utvrditi žarišta gubitaka u pogonu, te ponuditi oguća rješenja za njiovo sanjenje. Pri projeni režia rada postrojenja i opterećenja glavne pogonske turbine u eksploatacijski uvjetia rada potrebno je provesti ispitivanje ogućnosti povećanja učinkovitosti brodskog parnoturbinskog postrojenja optiizacijo eksergijski tokova na otplinjaču. Potrebno je provesti optiizaciju povrata kondenzata u sustavu napojne vode te predložiti oguća rješenja na povratno cjevovodu kondenzata ka sustavu napojne vode za generatore pare u svru povećanja eksergijske učinkovitost pogona. Optiizacija ora zadovoljiti uvjete realne energijske učinkovitosti te povećanja eksergijske učinkovitosti.. Pregled literature i dosadašnji istraživanja Dincer i Al-Musli [6], predstavljaju osnove terodinaičke analize Rankineovog ciklusa na inženjersko nivou. Energijske i eksergijske učinkovitosti i gubici studiozno su obrađeni za 0 slučajeva različiti pogonski paraetara gdje se proatraju tlakovi u postrojenju, teperatura pregrijane pare, odnos frakcija ase te snaga. Proatrane vrijednosti teperature pregrijane pare nalaze se izeđu 00 i 90 C dok tlak pregrijane pare iznosi 0 do MPa.

19 Računske učinkovitosti se uspoređuju sa stvarni učinkovitostia, te se zaključuje da se dobro podudaraju, čie se identificiraju ogućnosti povećanja učinkovitosti postrojenja. Kausik, Reddy i Tyagi [7] kopariraju različite studije kojia se izračunava energijska i eksergijska učinkovitost i gubici postrojenja, te postavljaju čvrste osnove za izračun učinkovitosti i gubitaka koponenti unutar Rankineovog ciklusa. Analizo se utvrđuje da se pri prvo zakonu terodinaike najveći gubici parnog kruga nalaze na glavno kondenzatoru dok drugi zakon terodinaike pokazuje da je izvor najveći gubitaka generator pare. Ebo, Alströ i Ricards [8] izvode sličnu studiju gdje postavljaju teelje za eksergijski proračun postrojenja s Rankineovi cikluso, koji ože upotrebljavati posve različite vrste goriva za izgaranje u generatoria pare. Do različitog zaključka dolaze Rasad i Maiy [9] koji rade energijsku i eksergijsku analizu teričkog parnog postrojenja za proizvodnju električne energija na 00, 7 i 0% opterećenja, gdje utvrđuju glavni gubitak eksergije kod parnoturbinske grupe, ali ne analiziraju generatore pare. Aljundi [0] analizira koponente teroelektrane Al-Hussein u Jordanu gdje potvrđuje najveći izvor eksergijski gubitaka na generatoru pare, čiji eksergijski gubici iznose 0, MW ili 76,7% ukupni eksergijski gubitaka u postrojenju. Toledo i sur. [] rade energijsku analizu dviju teroelektrana od 60 MW sa 6 i 7 regenerativni zagrijača. Rezultati analize navode autore na zaključak da sedi regenerativni zagrijač pridonosi sanjenoj specifičnoj potrošnji pare i goriva te povećava energijsku učinkovitost postrojenja za 0,%. Autori zaključuju da uvođenje osog regenerativnog zagrijača napojne vode ne bi ialo ekonosko opravdanje. Adibatla i Kausik [] analiziraju superkritično stacionarno postrojenje na tri različita opterećenja te proatraju utjecaj projene opterećenja na generator pare i ostale koponente pri radu generatora pare na konstantno klizno tlaku. Projene u opterećenju pogona iaju najveći utjecaj na učinkovitost generatora pare, dok su ostale koponente sustava anje osjetljive na projene radni uvjeta. Uysal, Kurt i Kwak [] izvode eksergijsku i eksergoekonosku analizu teroelektrane snage 60 MW locirane u Turskoj. Nalaze da je ukupna eksergijska učinkovitost postrojenja 9,89%, te obilježavaju generator pare kao uređaj koji ia najveći potencijal za poboljšanje učinkovitosti. Sengupta, Datta i Duttagupta [] analiziraju parnoturbinsko postrojenje u tri kontrolna područja i to parnoturbinsku grupu, zati kontrolni krug turbogeneratora, pupi i regenerativni zagrijača, te na kraju cijeli ciklus sa generatoro pare. Eksergijska učinkovitost se računa pri četiri različita opterećenja postrojenja. U obzir uziaju i projenu vakuua u glavno kondenzatoru, te nalaze žarišta gubitaka postrojenja. Regulagadda, Dincer i Naterer

20 [] rade terodinaičku analizu stacionarnog parnoturbinskog postrojenja snage MW te foruliraju postavke za energijsku i eksergijsku analizu postrojenja pri različiti radni opterećenjia, odnosno ijenjaju tlak, teperaturu i protok pare kako bi utvrdili paraetre koji daju aksialnu učinkovitost postrojenja. Aadi i Tograie [6] analiziraju eksergijske tokove na Saidi Montazeri teroelektrani, nazivne snage 00 MW, gdje identificiraju energijsku i eksergijsku učinkovitost postrojenja pri nazivno opterećenju. Provedeno energijsko analizo označavaju glavni kondenzator kao glavni izvor energijski gubitaka. Eksergijska analiza označava kao glavni izvor gubitaka eksergije generator pare, gdje se gubi čak 8,66% ukupni eksergijski gubitaka u postrojenju. Do slični zaključaka dolaze i Li i Liu [7], Wang i sur. [8], Mitrović, Živković i Lacković [9], Hastia, Aroonwilasa i Veawaba [0], Ganapaty i sur. [], Plinakar i Kale [], Mitra i Gos [], Goyal i sur. [], Rajper, Meon i Harijan [], te Aeri, Aadi i Haidi [6] koji pored energijske i eksergijske analize postrojenja proatraju i utjecaj porasta teperature okoline na veličinu nepovrativosti procesa unutar generatora pare, kao i ostali koponenti parnoturbinskog postrojenja. Esan i Yilazoglu [7] evaluiraju učinkovitost parnoturbinskog postrojenja pri izgaranju različiti vrsta lignita, gdje opažaju da povećanje teperature okoline opada eksergijska učinkovitost postrojenja, koja poslijedično uzrokuje povećanu potrošnju goriva. Do sličnog zaključka dolaze Vosoog i Hajidavalloo [8] koji navode da se s povećanje teperature okoline i vlažnosti zraka učinkovitost glavne parne turbine povećava, ali pada učinkovitost glavnog kondenzatora, generatora pare, zagrijača te napojne pupe. Povećanje teperature okoline od C sanjuje snagu za, MW na proatrano parnoturbinsko postrojenju za proizvodnju električne energije Rain u Iranu. Li, Li i Yan [9] uspoređuju tri parnoturbinska postrojenja snage 00 MW i to podkritično, nadkritično i superkritično postrojenje koristeći dvije vrste ugljena, odnosno niskokalorični i visokokalorični ugljen. Upotrebo visokokaloričnog goriva učinkovitost nadkritičnog postrojenja raste % u odnosu na podkritično postrojenje dok je kod superkritičnog postrojenja taj porast još osjetniji i iznosi 6%. Autori zaključuju da se upotrebo visokokaloričnog goriva ogu postići uštede od % u potrošnji goriva kod superkritični postrojenja u odnosu na potrošnju goriva kod podkritični postrojenja. Pattanayak i Sau [0] analiziraju teroelektranu snage 0 MW te utvrđuju energijsku i eksergijsku učinkovitost postrojenja, no dolaze do zaključka da u stvarni uvjetia rada postrojenje ia anju energijsku i eksergijsku učinkovitost od projektirane vrijednosti u iznosia od 8,69% i 9,% za isto opterećenje. Zao i sur. [] proučavaju distribuciju eksergijske učinkovitosti po kućištia parne turbine za proizvodnju električne energije ukupne snage 000 MW na superkritično parno

21 postrojenju, te zaključuju da je eksergijski gubitak na turbinaa približno dva puta veći nego gubici na svi regenerativni zagrijačia i na glavno kondenzatoru. Usporedbo postrojenja s jednostruki regenerativni zagrijavanje pare u odnosu na postrojenja s dvostruki regenerativni zagrijavanje pare, zaključuju da su gubici u glavno kondenzatoru za polovinu anji kod postrojenja s dvostruki regenerativni zagrijavanje pare, zato jer kod potonji postrojenja radni paraetri na niskotlačno kućištu dopuštaju pari na izlazu sanjene radne paraetre, što pridonosi sanjenju gubitaka u glavno kondenzatoru. Koroneos, Fokaides i Cristoforou [] provode studiju povećanja učinkovitosti teroelektrane snage 00 MW u Grčkoj u pogledu sanjenja eisije ispušni plinova []. Kako bi se povećala učinkovitost teroelektrane, sustav se nadograđuje s plinsko turbino i funkcionira po principu kogeneracijskog postrojenja. Eksergijska analiza tri predložene varijante kogeneracijskog postrojenja daje aksialno povećanje učinkovitosti od 8,%. Aeri, Aadi i Kanoaadi [] naglašavaju značaj kobinirani postrojenja za proizvodnju električne energije te istražuju gubitke nepovrativosti koristeći se eksergijsko analizo sustava. Analiza utvrđuje generator pare kao najveći izvor gubitka eksergije u parno procesu te koore izgaranja kao najveći izvor gubitka eksergije na plinskoj turbini. Instalacijo dodatnog gorionika u ispušni vod plinske turbine, sanjuje se učinkovitost postrojenja za otprilike %, eđuti sanjenje učinkovitosti postrojenja donosi povećanje snage postrojenja od 7,8%. Nazari, Heidarnejad i Porkial [] odeliraju organski Rankineov ciklus koristeći tri različita organska fluida R, Ra i Ra u podkritično režiu rada. Rezultati istraživanja pokazuju da se najveći gubici događaju u kondenzatoru pare i u generatoru organske pare. Najveća učinkovitost postrojenja dobije se korištenje organskog fluida Ra, gdje se učinkovitost takvog ciklusa penje na 7,6%. Siulacije parnoturbinskog postrojenja te stanja pare s Peng Robinsovo jednadžbo, gdje se ocjenjuje energijska i eksergijska učinkovitost postrojenja izvode Anozie i Ayoola [6]. Autori ocjenjuju da su eleenti parnog kruga osjetljivi na projenu opterećenja postrojenja dok se ukupna energijska i eksergijska učinkovitost postrojenja ne ijenja značajno sa projeno opterećenja. Mitra i Sarkar [7] razatraju eksergijsku učinkovitost parnoturbinskog postrojenja regresijsko analizo u različiti uvjetia rada pri različiti teperaturaa okoline, pri različiti tlakovia u kondenzatoru i teperaturaa pare na izlazu iz generator pare, gdje se utvrđuje točnost prijenjeni regresijski jednadžbi. Točnost postupka se nalazi u granicaa od %. 6

22 Ataei i Yoo [8] pristupaju optiiziranju parnoturbinskog postrojenja kobinirano eksergijsko pinc etodo sa Cycle tepo siulatoro. Optiiziranje prirasta teperature na regenerativni zagrijačia uspjevaju sanjiti potrošnju goriva za,%. Modeliranje postrojenja snage MW pokazuju da povećanje teperature napojne vode na ulazu u generator pare dovodi do sanjenja potrošnje goriva. Luo i sur. [9] razrađuju nelinearni ateatički odel koji se koristi pri optiizaciji višestrukog oduzianja pare sa turbine, a koji se bazira na poluepirijski relacijaa, bilanci energije i terodinaički svojstvia pare. Optiiziraju oduzianja sa turbine te uspjevaju povećati učinkovitost postrojenja i sanjiti operativne troškove za,%. Prijećuje se da više turbina u sustavu donosi veće uštede. Medina-Flores i Picon-Nunez [0] optiiziraju parnoturbinsko postrojenje siulacijo pri projeni operacijski paraetara koji su uvedeni tako da koreliraju projeni teperature i specifične entalpije pare kao funkcije tlaka oduzianja sa turbine. Model sadrži i računsku izentropsku učinkovitost svakog pojedinog stupnja turbine. Merabani i sur. [] optiiziraju postrojenje za proizvodnju električne energije Said Rajaei u Indiji uvođenje regenerativnog zagrijača napojne vode u sustav. Genetski algorito pronalaze optialne vrijednosti oduzianja pare sa turbine te uvode novu turbinu snage MW koja povećava učinkovitost sustava za %. Rosen i Dincer [] izrađuju energijsku i eksergijsku analizu parnoturbinskog postrojenja pri projeni teperature okoline, čie ispituju osjetljivost energijske i eksergijske učinkovitosti postrojenja u odnosu na referentnu teperaturu okoline. Rezultati ispitivanja teroelektrane ložene ugljeno pokazuju da je osjetljivost energijske i eksergijske analize postrojenja priliko projene teperature okoline relativno ala. Suprotno od pretodni autora Acir, Bilginsoy i Coskun [] analiziraju ukupnu eksergijsku učinkovitost parnoturbinskog postrojenja snage 60 MW Cayiran u Turskoj pri projeni teperature okoline od do 0 C priliko čega dobivaju značajno sanjenje ukupne učinkovitosti postrojenja porasto teperature okoline (sa,6% pri teperaturi okoline od C na,97% pri teperaturi okoline od 0 C). Provedeno analizo se utvrđuje da projena teperature okoline utječe kako na projenu učinkovitosti pojedini koponenti tako i na ukupnu učinkovitost postrojenja. Pored navedene literature postoji niz izvora koji se bave teatiko učinkovitosti i optiizacijo stacionarni parnoturbinski postrojenja. Brodske parnoturbinske sustave parcijalno obrađuje Orović [] koji siulira i proatra projene na glavnoj pogonskoj turbini na 00, 90, 80, 0 i 0% opterećenja, te računa njenu učinkovitost i vlažnost pare na lopaticaa zadnjeg stupnja niskotlačne turbine. Pretraživanje literature autor ove disertacije nije naišao 7

23 na znanstvene radove koji se detaljno bave teatiko brodski parnoturbinski postrojenja, te i se tu ne navodi kao relevantne izvore.. Znanstvene etode Tijeko znanstvenog istraživanja i foruliranja rezultata rada na disertaciji korištene su slijedeće znanstvene etode: etoda testova i etoda jerenja, etoda analize, etoda crni kutija, ateatička etoda, induktivna i deduktivna etoda. Metodo testova te etodo jerenja prikupljeni su podaci s vožnje broda pri različiti opterećenjia na glavno pogonsko vratilu, koji se koriste kod analize sustava. Prikupljeni radni podaci pojedini koponenti brodskog parnoturbinskog sustava prikazani su etodo crni kutija s ulazni i izlazni jerni podacia te njiovi eđuovisnostia u odnosu na projenu opterećenja glavnog pogonskog vratila. Mateatička etoda korištena je za izradu terodinaički odela uređaja u postrojenju, pri čeu se dobiveni rezultati grafički prikazuju kroz kretanja statističke ase. Induktivna etoda upotrebljena je kroz analizu koponenti sustava te njiovo utjecaju na ukupnu učinkovitost postrojenja. Deduktivna etoda prijenjuje se kod analize optiizirani koponenti sustava.. Očekivani rezultati istraživanja i znanstveni doprinos Provedeno istraživanje u ovo radu razlikuje se od dosadašnji istraživanja na stacionarni parnoturbinski postrojenjia po toe što do sada nisu bila u cijelosti istraživana brodska parnoturbinska postrojenja srednji snaga, niti je za takva postrojenja provedena cjelovita i detaljna energijska analiza koja uz učinkovitost uključuje i gubitke svake pojedine koponente i cijelog sustava u čitavo spektru radni režia. Istraživanje brodskog parnoturbinskog sustava u ovoj disertaciji provodi se u radni režia, što daje dubinski uvid u rad i dinaiku pogona pri projeni opterećenja. Istraživanja koja su provedena u više od tri režia rada stacionarni postrojenja vrlo se rijetko ogu susresti u znanstvenoj literaturi. Energijska i eksergijska analiza brodskog parnoturbinskog sustava ukazuje na žarišta gubitaka u sustavu. Kod uočeni nedostataka predlažu se oguća rješenja kojia bi se povećala učinkovitost svake pojedine koponente, a tie i učinkovitost cijelog postrojenja. Optiizacija ia praktičnu prijenu na otplinjaču i lako zdencu. Optiiziran tlak otplinjača sanjuje potrošnju pare te povećava eksergijsku učinkovitost otplinjača. Uvođenje kontrolnog algorita ili anualni zadavanje vrijednosti tlaka na kontroli stanice za reduciranje tlaka ogu se praktično prijeniti optiizacijski rezultati. Optiizirana 8

24 teperatura na izlazu iz lakog zdenca sanjuje gubitke eksergijskog toka vode na izlazu iz lakog zdenca čie se povećava učinkovitost koponente i sanjuje lađenje napojne vode prea otplinjaču, a što za posljedicu ia povećanje ukupne učinkovitosti parnoturbinskog postrojenja. Optiizirane vrijednosti dobiju se podešavanje teperature povrata kondenzata iz servisa broda unutar realno ostvarivog teperaturnog raspona. Optiizirane teperature kondenzata je oguće održavati uvođenje kontrolnog ventila teperature na izlazu kondenzata iz rasladnika kondenzata, odnosno anualni održavanje teperature..6 Struktura disertacije Doktorska disertacija sastoji se od seda poglavlja te tri privitka koja predstavljaju sastavni dio analiza provedeni u ovoj disertaciji. U prvo poglavlju disertacije objašnjen je proble i predet istraživanja, opisane su korištene znanstvene etode, postavljena je znanstvena ipoteza i dat je pregled znanstvene literature koja je korištena pri terodinaičkoj analizi i optiizaciji stacionarni parnoturbinski postrojenja. Uvod u analizirano brodsko parnoturbinsko postrojenje sažeto je prikazan u drugo poglavlju. Treće poglavlje prikazuje glavne terodinaičke jednadžbe koje se koriste u nueričkoj obradi analiziranog pogona. Četvrto poglavlje odnosi se na terodinaičku analizu brodskog parnoturbinskog postrojenja, gdje se proatra energijska i eksergijska učinkovitost te energijski i eksergijski gubici sastavni koponenti parnog kruga. Rezultati analize se koentiraju za svaku koponentu zasebno. U četvrto poglavlju također je analizirana i CO eisija brodski generatora pare. Energijska i eksergijska analiza kojia se izračunavaju učinkovitosti i gubici pooćni sustava u brodsko parnoturbinsko postrojenju prikazana je u peto poglavlju. Isto kao i u četvrto poglavlju dobiveni rezultati popraćeni su koentaria za svaku koponentu pooćni sustava zasebno. U šesto poglavlju analizira se ukupna učinkovitost brodskog parnoturbinskog postrojenja, koje se uspoređuje sa stacionarni parnoturbinski postrojenjia. Sedo poglavlje odnosi se na zaključak i sjer daljnji istraživanja. Doktorska disertacija osi navedeni poglavlja uz popis literature, tablica, slika i oznaka sadrži i tri privitka. Privitak prikazuje optiizacijske odele otplinjača i lakog zdenca, koji se optiiziraju GRG (eng. Generalised Reduced Gradient ) etodo. Provodi se optiizacija nelinearnog 9

25 terodinaičkog odela pri zadani tenički ograničenjia, bez uvođenja novi pogonski eleenata. U Privitku dato je objašnjenje izrade polinoni jednadžbi za izračun specifične entalpije i specifične entropije vode, te zasićene i pregrijane vodene pare kao funkcije dviju varijabli (tlaka i teperature). Pooću razvijeni polinoni jednadžbi računa se specifična eksergija vode, te zasićene i pregrijane vodene pare za standardno stanje okoline tlaka 0, MPa i teperature C. Polinone jednadžbe povezane su logički funkcijaa te su unešene u Excelove radne listove. Tako povezane funkcije postaju prijenjive za siuliranje rada parnoturbinski procesa. U Privitku dat je popis svi izvedeni polinoni jednadžbi za izračun terodinaički svojstava vede, te zasićene i pregrijane pare. 0

26 . UVOD U ANALIZIRANO BRODSKO PARNOTURBINSKO POSTROJENJE Za potrebe terodinaičke analize i ateatičkog odeliranja brodskog parnoturbinskog postrojenja korišten je brod za prijevoz ukapljenog prirodnog plina,,grace Barleria koji je u vlasništvu Nippon Yusen Kaise, NYK Line, Slika.. Brod je izgrađen 007. godine, u korejsko brodogradilištu Hyundai Heavy Industries. Karakteristike broda su slijedeće []: Vrsta broda: tanker za prijevoz ukapljenog prirodnog plina Zastava: Baaa Dužina preko svega: 88 Širina: Gaz: 9, Ukupna nosivost: 000 t Maksialna pogonska snaga postrojenja: 90 kw Slika. LNG/C Grace Barleria, [6]. Mjerenja potrebni radni paraetara za terodinaičku analizu u ovoj disertaciji vršena su za vrijee stajanja broda u ukrcajnoj luci, anevriranja i izlaska broda iz luke te u režiu navigacije nakon odlaska broda iz luke [7]. Mjerenja radni paraetara cjelokupnog postrojenja izvršena su u eksploatacijski režia. Svaki eksploatacijski reži prikazan je brzino vrtnje glavnog pogonskog vratila (povećanje brzine vrtnje glavnog pogonskog vratila direktno je proporcionalno povećanju opterećenja brodskog parnoturbinskog sustava). Mjerna oprea je sastavna oprea broda koja služi za nadzor brodskog pogona, te se uzia kao takva bez ulaženja u ispitivanje točnosti jerni eleenata.

27 Brodsko parnoturbinsko postrojenje sastoji se od dva zrcalno postavljena generatora pare u kojia ogu izgarati prirodni plin ili tekuće gorivo, odnosno njiova kobinacija. Iz generatora pare izlazi pregrijana para tlaka 6 MPa i teperature C. Maksialna proizvodnja pare je x kg/. Pregrijana para pogoni glavnu brodsku turbinu, turbogeneratore i turbinu za pogon napojne pupe. Glavna pogonska turbina sastoji se od visokotlačnog i niskotlačnog kućišta koji preko reduktora pogone glavno osovinsko vratilo broda. Para na izlazu iz niskotlačnog kućišta glavne turbine, te nakon turbogeneratora odlazi u glavni kondenzator, gdje se kondenzira. Glavni brodski kondenzator je vakuuskog tipa, radni tlak je 0 Hg pri teperaturi ora od 7 C. Porasto teperature ora, koje se koristi za proces kondenziranja pare u glavno kondenzatoru, vakuu u glavno kondenzatoru opada. Održavanje zadanog vakuua u glavno kondenzatoru izravno djeluje na učinkovitost sustava te na vlažnost pare na lopaticaa nekoliko zadnji stupnjeva glavne niskotlačne turbine. Jedna parna turbina za pogon napojne pupe aksialne snage 70 kw, zadovoljava potrebe napajanja generatora pare napojno vodo. Ispušna para iz turbine za pogon napojne pupe odlazi u otplinjač koji ia dvostruku funkciju: zagrijavanja napojne vode te odstranjivanja kisika i drugi otopljeni plinova iz napojne vode. Otopljeni plinovi djeluju korozivno na etalnu površinu eleenata parnog kruga pa i je potrebno odstraniti iz sustava, što se odvija najveći dijelo u otplinjaču, dok se anji dio otopljeni plinova veže keijski tretiranje napojne vode. Sustav cjevovoda ia opciju da se dio pare sa izlaza iz turbine za pogon napojne pupe odvodi osi na otplinjač i na evaporator, na kojeg se u uvjetia navigacije odovodi para iz niskotlačnog kućišta glavne turbine. Dnevne brodske potrebe za potrošnjo destilirane vode pokriva jedna evaporatorska jedinica destilata, a ukupno su na raspolaganju dvije jedinice kapaciteta x 60 t/dan. Parni krug radi poboljšanja ukupne učinkovitosti ia regenerativne zagrijače napojne vode izvedene u tri stupnja i to: niskotlačni regenerativni zagrijač, otplinjač te jedan visokotlačni regenerativni zagrijač koji zagrijava napojnu vodu pred ulazo u generatore pare. Dogrijavanje napojne vode vrši se i pooću dva izjenjivača topline kroz koje prolazi napojna voda i to pooću evaporatora i kondenzatora brtvene pare. Električnu energiju za potrebe broda proizvode dva turbogeneratora aksialne snage 80 kw po jedinici. Pored glavnog parnog kruga, u analizirano postrojenju se nalazi i pooćni odnosno servisni parni krug grijanja koji koristi oborenu paru (para istog tlaka ali snižene teperature u odnosu na paru glavnog parnog kruga) s generatora pare tlaka 6 MPa i teperature 00 C. Servisni parni krug dijeli se na dva potkruga i to: servisni krug grijanja čistog kondenzata i servisni krug grijanja kontainiranog kondenzata. Kontainirani kondenzat je u službi grijanja različiti

28 tankova teškog goriva te zagrijača teškog goriva i ulja, dok je čisti kondenzat u službi grijanja brodski servisa. Specifičnost tankera za prijevoz ukapljenog prirodnog plina je i krug odbacivanja oborene pare iz generatora pare. U slučaju povećanja tlaka u tankovia tereta, ispareni prirodni plin se ne ispušta u atosferu jer spada u grupu staklenički plinova. Isparak se šalje u generatore pare gdje izgara, a višak energije iz generatora pare odnosno oborene pare odvodi se u glavni kondenzator. Principijelna sea brodskog parnoturbinskog postrojenja s Rankineovi cikluso regenerativnog zagrijavanja napojne vode oduzianje pare s glavne pogonske turbine, prikazana je na Slici., dok Slika. prikazuje nuerički odel istog postrojenja baziranog na izjereni vrijednostia (tlakovia, teperaturaa i aseni protocia) radni edija.

29 Slika. Sea parnoturbinskog pogonskog postrojenja tankera za prijevoz ukapljenog prirodnog plina.

30 Legenda-Slika. Generatori pare M/B Master Bias Dru press SH press FO Pr FG Pr Ato. Press FWC Air flow STC Tep DSH Tep O cont. FDF out Furnace Eco out FW tep Eco out gas tep SAH out air tep SAH STM Press Glavna turbina HPT LPT AST HP Bleed open IP Bleed open LP Bleed open Main STM Press Main STM Tep Torque SHP Man v/v Lift Cylinder lift st stage Press Generatori pare No i No Opterećenje na generatoria pare Raspodjela opterećenja izeđu generatora pare Tlak pare u parno dou Tlak pregrijane pare Tlak teškog goriva na generatoria pare Tlak plinskog goriva na generatoria pare Tlak pare za rasprskavanje Položaj kontrolnog ventila napojne vode na generatoru pare Položaj kontrolnog ventila zraka za izgaranje na generatoru pare Teperatura pregrijane pare Teperatura oborene pare Količina zraka u ispušni plinovia Tlak zraka za izgaranje na ulazu u generator pare Tlak u ložištu generatora pare Teperatura napojne vode na izlazu iz ekonoajzera Teperatura ispušni plinova na izlazu iz ekonoajzera Teperatura zraka za izgaranje u generatoria pare na izlazu iz zagrijača zraka Tlak pare na zagrijačia zraka generatora pare Visokotlačna turbina Niskotlačna turbina Turbina za vožnju unatrag Visokotlačno oduzianje pare sa glavne pogonske turbine otvoreno Srednjetlačno oduzianje pare sa glavne pogonske turbine otvoreno Niskotlačno oduzianje pare sa glavne pogonske turbine otvoreno Tlak pare na ulazu u glavnu pogonsku turbinu Teperatura pare na ulazu u glavnu pogonsku turbinu Moent na glavno pogonsko vratilu Snaga na glavno pogonsko vratilu Položaj regulacijskog ventila glavne pogonske turbine Položaj cilindra prigušnog ventila glavne pogonske turbine Tlak pare iza prvog stupnja visokotlačne turbine Turbogenerator T/G Turbogenerator i kw Snaga na turbogeneratoru Vib Vibracije na turbogeneratoru Napojna pupa s pogonsko turbino Main FW PP In use STM Cest Ex. Press rp Gov. Ind. rd FW HTR Glavna napojna pupa U radu Tlak pare nakon regulacijskog ventila turbine napojne pupe Tlak pare na izlazu iz turbine napojne pupe Brzina vrtnje vratila napojne pupe Pozicija regulatora napojne pupe Treći zagrijač napojne vode Ostali uređaji Main Condenser Glavni kondenzator Main cond. W. Pup Glavna pupa kondenzata Aux. Condenser Atosferski kondenzator FWG Generator slatke vode DW /D Proizvodnja destilata na dan Gland Cond Kondenzator brtvene pare st FW HTR Prvi zagrijač napojne vode Deaerator Otplinjač (proizvođač satra otplinjač drugi zagrijače napojne vode) rd FW eater Treći zagrijač napojne vode Atos. Drain tk Mlaki zdenac Cargo ac. Drain Povrat kondenzata sa strojarnice uređaja za anipulaciju tereta Drain pp Pupa lakog zdenca Grease tractor Hvataljka asni naslaga u napojnoj vodi Drain inspection tk Inspekcijski tank kruga kontainiranog kondenzata napojne vode CUNO filter Filter Drain clr Rasladnik kontainiranog kondenzata Dist. W. Tk Tankovi destilata broj i

31 Para za rasprskavanje p kw t 9 Turbo generator broj 6. in- p 0.90 Unos (p,t) D 0 P [kw] D 0 t p D 7 t 96. D 86 Glavni kotlovi Unos (t) D 0 p.90 p.969 D 0 t 97 t 9 Turbo generator broj D 96 D 0 P [kw] D Unos (p,t) p.90 p.90 t 97 Unos (p,t) Unos (p, t) Unos (p,t) Unos (p,t) t 97 D 687 p.98 p.969 p 0.9 D t 99. t 96 t 79 Unos D 98 D 76 P [kw] D 76 D 76 P [kw] D 76 p [ Hg] Servis p t 7.0 p Q [kw] 09 VT turbina NT turbina D 680 t 0 L [%] 0.0 Gubici M D 687 η [%] D Kondenzator ε [%] 0. Iteracija 0 p 0.8 M p 0 Unos (t) t. D 0 t 0 t Zagrijač goriva D 08 D 0 Unos (p,t,d) D 87 Unos (t) p 0.06 p t 6 t D 6 D 0 D 67 t 07 Unos (p,t) Zagrijač para tereta p 0.0 p 0.6 p 0.06 p 0.78 Pupa t 60 t 6 t (0.-0.0) kondenzata p D 0 D 0 D 79 D 70 Srednjetlačni zagrijač t 99 Unos (p) D 0 D 0 Unos (p,t) p 0.7 Zagrijač vode P [kw] p 0.8 D 7 8 D 67 t 0 Unos (p) D 8 D 79 p 7.66 t 9 D 668 D 6 Unos (t) Unos (p,t) Unos (p) D 0 p 0.7 p 0.7 p 0.7 p 0.7 p.08 p 0.6 t 6.6 t 6 t 6 t t 8. t 9. D 0 D 60 D 7 D 7 D 7 D 798 D 0 Niskotlačni zagrijač Kondenzator brtvene pare Unos (p,t).7-. p 0.78 p 0.8 t 70 p t 9 Deaerator t 90 D 680 t 99 D 67 D 08 D 0 p Napojna pupa t p 0.8 p. t 9 p 0. D 0 t. Pooćna pupa t D 79 t 79 D 880 kondenzata D 80. D 099 t Mlaki zdenac Evaporator Unos(t) zagrijač zraka 70 8 D Rasladnik kondenzata Rasladnik kontainiranog kondenzata Slika. Nuerički odel parnoturbinskog postrojenja. 6

32 . GLAVNE TERMODINAMIČKE JEDNADŽBE Sve terodinaičke jednadžbe za ustaljene pogonske uvjete iaju polazišta u literaturi [8], [9], [0] i [].. Energijska i eksergijska analiza Energijska analiza je koncept koji sadrži postavke očuvanja energije iz prvog zakona terodinaike. Energijska učinkovitost načelno te se ože definirati prea Fordu i sur. [] kao: željeni prijelaz energije relevantan ulaz energije Eksergija se definira kao aksialna količina rada koju ože proizvesti sustav, protok, tvar ili energija kako dolazi u stanje ravnoteže s okolino []. Eksergija je i jera kvalitete energije. Eksergija se ože izgubiti zbog nepovrativosti u stvarno procesu, zato je potrošnja eksergije proporcionalna stvorenoj entropiji u nepovrativo procesu. Eksergijska analiza je etoda koja koristi principe očuvanja energije koji su usađeni u prvi zakon terodinaike, a vezuje se na princip projene entropije koji je usađen u drugi zakon terodinaike. Eksergijska analiza je korisna za poboljšanje učinkovitosti korišteni energijski resursa jer ona locira i određuje vrste i veličine gubitaka. Bilanca aseni protoka: (.) ULAZ IZLAZ Bilanca energije: E U EPOT EKIN Q W (.) gdje su: - Projena unutarnje energije U u u - Projena potencijalne energije E g z z - Projena kinetičke energije E c c (.) (.) KIN (.) Svojstvo tvari koje se odnosi na unutarnju energiju, tlak i specifični voluen definira se kao specifična entalpija: u pv (.6) Kako se energija prenosi toplino, rado i aseni protoko, općenita jednadžba za sustave sa ustaljeni protoko je: POT 7

33 c c Q ULAZ PULAZ g z Q IZLAZ PIZLAZ g z (.7) ULAZ IZLAZ a gdje se potencijalna i kinetička energija zanearuju zbog alog utjecaja na stanje tvari. Energijske interakcije vidljive su prolasko kroz granice nekog sustava gdje se energija dobiva ili gubi. Za vrijee ustaljenog protoka energije, ukupna količina energije ostaje konstantna pa je projena ukupne energije u kontrolno voluenu jednaka nuli. Stoga količina energije koja ulazi u kontrolni voluen u svi foraa sa toplinski toko, snago i aseni protoko ora biti jednaka količini energije koja napušta kontrolni voluen (u energiju koja napušta kontrolni voluen spadaju i svi energijski gubici): Q P (.8) IZLAZ ULAZ Bilanca entropija za ustaljene pogonske uvjete je: SULAZ SIZLAZ SGENERIRANO S (.9) Entropija je jera kaotičnog gibanja olekula i slučajnosti sustava. Drugi zakon terodinaike kaže da se entropija ože stvoriti ali se ne ože uništiti. Entropijske jednadžbe razvijene su preko jednostavnog sustava koji ože biti stlačiv, te koji prolazi unutarnji reverzibilni proceso. Bilanca energije sustava, bez kinetičke i potencijalne energije u diferencijalnoj fori je: dq du dw RP RP (.0) Definicija jednostavnog kopresibilnog sustava je: w pdv d RP (.) Definicija projene specifične entropije u diferencijalno obliku je: dq ds (.) T RP Preslagivanje jednadžbe (.), prijelaz topline je: q Tds d RP (.) Supstitucijo jednadžbi (.) i (.) u (.0) dobije se Gibbsova jednadžba: Tds du pdv (.) Drugi oblik jednadžbe drugog zakona terodinaike dobije se derivacijo specifične entalpije, jednadžba (.6): d du pdv vdp (.) ili 8

34 du pdv d vdp (.6) Supstitucijo jednadžbe (.) u (.6) dobije se drugi oblik jednadžbe drugog zakona terodinaike: Tds d vdp (.7) ili u eksplicitno obliku: du dv ds p (.8) T T d dp ds v (.9) T T Uvođenje ase, prirast (ili projena) entropije ože se definirati jednadžbo: Q S s s IZLAZ ULAZ T Gdje je Q prijenos topline preko graničnog sloja pri teperaturi T. Bilanca eksergijski tokova definira se jednadžbo: (.0) E x ExQ Ex ExP Exd ULAZ IZLAZ (.) - Eksergijski tok prenesen toplino T E xq 0 Q T (.) - Eksergijski tok prenesen eanički rado E xp P (.) - Eksergijski tok prenesen aseni protoko E x (.) Eksergijska bilanca sustava dobije se uvrštavanje jednadžbi (.), (.) i (.) u (.): T 0 Q P T0 S (.) ULAZ T IZLAZ U jednadžbaa (.) i (.) je specifična eksergija koja se definira jednadžbo: T ( s ) 0 (.6) 0 0 s Referentno stanje (stanje okoline) za terodinaički proračun je teperatura okoline od C i atosferski tlak koji iznosi 0, MPa [], [], [6].. Načela učinkovitosti Učinkovitost je jera kvalitete rada sustava. Učinkovitost ože biti iskazana u različiti oblicia, ali općenito univerzalna učinkovitost ože se iskazati prea [7], [8], [9], [60], [6]: željeni izlaz potrebni ulaz (.7) 9

35 Energijska učinkovitost je odnos korisno dobivenog i uloženog energijskog toka: E (.8) IZLAZ El I E ULAZ E ULAZ Eksergijska učinkovitost je odnos izlazni i ulazni eksergijski tokova: Ex IZLAZ Exd II Ex Ex (.9) ULAZ ULAZ 0

36 . REZULTATI NUMERIČKOG MODELA OSNOVNIH KOMPONENTI ANALIZIRANOG BRODSKOG PARNOTURBINSKOG SUSTAVA. Glavna pogonska turbina Glavna brodska parna turbina sastoji se od jednog visokotlačnog i jednog niskotlačnog kućišta. Visokotlačno kućište sastoji se od Curtisovog stupnja i seda Rateau stupnjeva. Niskotlačno kućište sastoji se od četiri Rateau i četiri reakcijska stupnja. Prvo oduzianje pare s visokotlačnog kućišta sješteno je iza četvrtog stupnja, drugo oduzianje je na izlazu iz visokotlačnog kućišta, dok je treće oduzianje iza trećeg stupnja niskotlačnog kućišta... Snaga glavne pogonske turbine Snaga glavne pogonske turbine s N oduzianja računa se prea slijedeće izrazu [6]: P N N N k k (k)r k k (.) r j k j gdje su: P - snaga turbine, kw - specifična entalpija pare na ulazu u turbinu, kj/kg (ulaz u prvi stupanj turbine) - specifična entalpija pare na izlazu iz turbine, kj/kg (izlaz iz posljednjeg stupnja turbine) ṁ - aseni protok pare na turbini, kg/s k - stupnjevi turbine r - reducirani protok Protok ase i energije na glavnoj pogonskoj turbini prikazan je seo na Slici.: Visokotlačno kućište Niskotlačno kućište, ( ), ( ), ( ),,,, Slika. Terodinaički odel brodske parne turbine.

37 Iz Slike. proizlazi jednadžba za ukupnu snagu glavne turbine: GT P (.) gdje su: PGT - snaga glavne pogonske turbine, kw ṁ - aseni protok pare na ulazu u glavnu pogonsku turbinu, kg/s ṁ - aseni protok prvog oduzianja pare s glavne pogonske turbine, kg/s ṁ - aseni protok drugog oduzianja pare s glavne pogonske turbine, kg/s ṁ - aseni protok trećeg oduzianja pare s glavne pogonske turbine, kg/s - specifične entalpije pojedini radni točaka glavne pogonske turbine, kj/kg Sukladno Slici. snaga na visokotlačno kućištu je: VT P (.) Snaga na niskotlačno kućištu je: NT P (.).. Maseni protok pare na ulazu u glavnu turbinu Proizvođač glavne pogonske turbine dao je dijagra potrošnje pare u odnosu na snagu glavne parne turbine, Slika.. Slika. Dijagra potrošnje pare u ovisnosti o snazi glavne turbine.,,,,6,7,8, Potrošnja pare prea snazi [kg/ KS] Snaga na glavno vratilu [KS]

38 Potrošnja pare na glavnoj pogonskoj turbini ože se aproksiirati polinoo šestog stupnja: GT, 980 PGT 6, 9890 PGT, 900 PGT, PGT GT GT 8, 860 P, P, 7009 gdje se za izračun asenog protoka pare u jednadžbi (.), ukupna snaga turbine PGT ora uvrstiti u konjski snagaa. Teperaturna korekcija potrošnje pare glavne pogonske turbine prikazana je na Slici..,0 (.),0 Faktor korekcije teperature [K t ],0 0,99 0,98 Slika. Teperaturna korekcija potrošnje pare glavne turbine. Faktor korekcije teperature, Kt aproksiira se polinoo drugog stupnja: K, 870 0, Teperatura pregrijane pare na ulazu u turbinu [ C] 0, 00t 09 6 t t, (.6) Gdje je t teperatura pregrijane pare na ulazu u glavnu turbinu u C. Faktor korekcije potrošnje pare glavnoe turbine u odnosu na projenu tlaka u glavno kondenzatoru prikazana je na Slici..

39 ,0,0 Faktor korekcije tlaka [K v ],0,00 0,99 0,99 Slika. Korekcija potrošnje pare u odnosu na vakuu. Faktor korekcije tlaka Kv prea Slici. aproksiira se polinoo drugog stupnja: K 80, p 6, 89 p (.7) v, Gdje se p tlak u glavno kondenzatoru u MPa. Korigirana potrošnja pare glavne turbine definira se jednadžbo: 0,98 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,006 0,006 0,007 Tlak u glavno kondenzatoru [MPa] f PGT,[KS] K t K v 6, GT (.8) Učinkovitost i gubici glavne turbine Jedini podatak koji nedostaje za energijsku i eksergijsku analizu glavne pogonske turbine je specifična entalpija pare na izlazu iz turbine (). Ta se entalpija izračunava iz jednadžbe za ukupnu snagu glavne turbine, jednadžba.. Eksergijska analiza složene turbine kakva je glavna pogonska turbina provodi se na teelju stvarne (politropske) ekspanzije pare na turbini, odnosno na teelju jereni i računati podataka. Energijska analiza glavne pogonske turbine teelji se na usporedbi stvarne ekspanzije i idealne izentropske (adijabatske) ekspanzije. Idealnu izentropsku ekspanziju na analiziranoj glavnoj turbini ože se proatrati na tri načina (tri slučaja). Prvi način ispitivanja energijske učinkovitosti i energijski gubitaka glavne turbine vrši se za cijelu glavnu turbinu, drugi način je po kućištia glavne turbine i treći način je po segentia glavne turbine (po oduzianjia sa glavne turbine). Sva tri načina provedene energijske analize za glavnu pogonsku turbinu prikazana su ekspanzijo pare u -s dijagraia na Slici. gdje su označene točke ulaza pare u turbinu, izlaza pare iz turbine te točke oduzianja pare.

40 Stvarna (politropska) ekspanzija na glavnoj turbini u svi načinia ispitivanja, Slika., označena je točkaa ---- gdje su: - ulaz pare u glavnu turbinu - oduzianje pare s visokotlačnog kućišta glavne turbine - izlaz pare iz visokotlačnog kućišta glavne turbine - oduzianje pare s niskotlačnog kućišta glavne turbine - izlaz pare iz niskotlačnog kućišta glavne turbine Izentropske ekspanzije na glavnoj turbini prikazane su slijedeći točkaa, Slika.: IZ - oduzianje pare s visokotlačnog kućišta glavne turbine IZ - izlaz pare iz visokotlačnog kućišta glavne turbine IZ - oduzianje pare s niskotlačnog kućišta glavne turbine IZ - izlaz pare iz niskotlačnog kućišta glavne turbine a) b) c) Slika. Ekspanzija pare na glavnoj turbini energijska analiza: a) Za cijelu glavnu turbinu, b) Po kućištia glavne turbine, c) Po segentia glavne turbine... Energijska i eksergijska analiza visokotlačnog kućišta glavne turbine Za visokotlačno kućište glavne turbine vrijedi slijedeća bilanca energije u prvo i drugo ispitivano slučaju, Slika. a) i b): P VT El (.9) VT IZ dok u treće ispitivano slučaju, Slika. c), bilanca energije glasi: P VT IZ IZ El (.0) VT IZ IZ Energijski gubici visokotlačnog kućišta glavne turbine u prvo i drugo ispitivano slučaju, Slika. a) i b), su: VT I Z I Z I Z PVT E l (.)

41 dok su u treće ispitivano slučaju, Slika. c), energijski gubici visokotlačnog kućišta glavne turbine: VT IZ IZ PVT E l (.) Energijska učinkovitost visokotlačnog kućišta glavne turbine za prvi i drugi ispitivani slučaj, Slika. a) i b), je: PVT I,VT (.) IZ IZ IZ dok je u treće ispitivano slučaju, Slika. c), energijska učinkovitost visokotlačnog kućišta glavne turbine: PVT I,VT (.) IZ IZ Eksergijska analiza bilo koje parne turbine ili nekog turbinskog kućišta teelji se na stvarnoj (politropskoj) ekspanziji pare. Bilanca eksergije visokotlačnog kućišta glavne turbine glasi: P VT VT Exd (.) Eksergijski gubici visokotlačnog kućišta glavne turbine su: VT PVT E xd (.6) Eksergijska učinkovitost visokotlačnog kućišta glavne turbine je: P VT II,VT (.7)... Energijska i eksergijska analiza niskotlačnog kućišta glavne turbine Bilanca energije u prvo ispitivano slučaju, Slika. a), za niskotlačno kućište glavne turbine je: P NT El (.8) NT IZ IZ U drugo ispitivano slučaju, bilanca energije za niskotlačno kućište glavne turbine, Slika. b), je: P NT El (.9) NT dok je u treće ispitivano slučaju, Slika. c), bilanca energije: P NT IZ IZ El (.0) NT Energijski gubici niskotlačnog kućišta glavne turbine za sva ispitivana slučaja su: - Slučaj : NT I Z I Z I Z I Z PNT E l (.) IZ IZ IZ IZ IZ 6

42 7 - Slučaj : NT I I I NT P l E Z Z Z (.) - Slučaj : NT I I NT P l E Z Z (.) Energijska učinkovitost niskotlačnog kućišta glavne turbine za sva tri ispitivana slučaja glasi: - Slučaj : Z Z Z Z P I I I I NT I,NT (.) - Slučaj : Z Z Z P I I I NT I,NT (.) - Slučaj : Z Z P I I NT I,NT (.6) Bilanca eksergije niskotlačnog kućišta glavne turbine glasi: ) ( ) ( ) ( ) ( NT NT Exd P (.7) Eksergijski gubici niskotlačnog kućišta glavne turbine su: NT NT ) ( ) ( ) ( ) ( P xd E (.8) Eksergijska učinkovitost niskotlačnog kućišta glavne turbine računa se prea jednadžbi: ) ( ) ( ) ( ) ( NT II,NT P (.9)... Energijska i eksergijska analiza cjelokupne glavne turbine Ukupna snaga glavne turbine je zbroj snaga oba kućišta (visokotlačnog i niskotlačnog): NT VT GT P P P (.0) Bilanca energije za cjelokupnu glavnu turbinu u sva tri ispitivana slučaja je: - Slučaj, Slika. a): Z Z Z Z Z Z Z El P I I I I I I I GT GT (.) - Slučaj, Slika. b): Z Z Z Z Z Z El P I I I I I I GT GT (.)

43 8 - Slučaj, Slika. c): Z Z Z Z El P I I I I GT GT (.) Iz bilanci energije cjelokupne glavne turbine u sva tri proatrana slučaja proizlaze energijski gubici glavne turbine prebacivanje ukupne razvijene snage glavne turbine (PGT) na desnu stranu jednadžbi (.), (.) i (.). Energijska učinkovitost cjelokupne glavne turbine za sva tri ispitivana slučaja glasi: - Slučaj : Z Z Z Z Z Z Z P I I I I I I I GT I,GT (.) - Slučaj : Z Z Z Z Z Z P I I I I I I GT I,GT (.) - Slučaj : Z Z Z Z P I I I I GT I,GT (.6) Bilanca eksergije za cjelokupnu glavnu turbinu definirana je jednadžbo: ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( GT GT Exd P (.7) Eksergijski gubici cjelokupne glavne turbine računaju se pooću izraza: GT GT ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( P Exd (.8) Eksergijska učinkovitost glavne pogonske turbine je: ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( GT II,GT P (.9).. Rezultati energijske i eksergijske analize glavne turbine Raspodjela ukupne snage na visokotlačno i niskotlačno kućištu glavne turbine pri projeni opterećenja na glavno vratilu prikazana je na Slici.6. Vidljivo je da se pri kretanju broda, odnosno pri telegrafu u poziciji dead slow aead ili sasvi lagano, približno 6% proizvedene

44 snage odnosi na visokotlačno kućište, dok niskotlačno kućište prerađuje tek preostali % toplinskog pada. Za sao pokretanje glavne turbine zaslužno je u veće dijelu visokotlačno kućište. Kako niskotlačno kućište ne uspjeva u potpunosti preraditi toplinski pad, tako dolazi do postepenog zagrijavnja niskotlačnog kućišta pri vožnji unaprijed u to režiu rada, što je nepovoljno za niskotlačno kućište jer je ono postavljeno na duže vratilu u odnosu na visokotlačno kućište te je više težinski opterećeno na savijanje. Uslijed ti razloga produžena vožnja u režiu rada glavne turbine sasvi lagano unaprijed nije povoljna za niskotlačno kućište te bi se trebala izbjegavati. Poicanje telegrafa prea poziciji slow aead ili lagano unaprijed turbinska kućišta ravnojernije raspoređuju snagu, odnosno niskotlačno kućište preuzia na sebe veći dio toplinskog pada, da bi kod pozicije brodskog telegrafa alf aead ili s pola snage unaprijed, oba kućišta glavne turbine bila u potpunosti balansirane. Daljnji rasto brzine vrtnje glavnog vratila, niskotlačno kućište razvija do 0% veću snagu u odnosu na visokotlačno kućište. Porast brzine vrtnje glavnog brodskog pogonskog vratila direktno je proporcionalan porastu opterećenja parnoturbinskog propulzijskog sustava. Pri najveći analizirani brzinaa vrtnje glavnog pogonskog vratila, oba kućišta glavne turbine sudjeluju u raspodjeli ukupno proizvedene snage sa 0%. 70 Raspodjela ukupne snage po kućištia glavne turbine [%] Visokotlačno kućište Niskotlačno kućište Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Raspodjela ukupne snage po kućištia glavne turbine pri projeni opterećenja na glavno vratilu. Na Slici.7 prikazani su rezultati prvog slučaja ispitivanja energijske učinkovitosti za cijelu glavnu turbinu i njezino visokotlačno kućište. Mjerna oprea instalirana na analizirano postrojenju ne oogućuje jerenje pada tlaka i teperature pare u parnoj koori prije glavne parne turbine (ain turbine stea cest). Stoga su na ulazu u glavnu turbinu kao jerodavni u 9

45 ovoj analizi uzeti oni radni paraetri pare izjereni na ulazu u parnu kooru. Prvi slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti glavne turbine, Slika. a), teelji se na usporedbi stvarne politropske ekspanzije i idealne izentropske (adijabatske) ekspanzije. U ovo prvo slučaju izentropa je sao jedna njen je početak pri paraetria pare na ulazu u glavnu parnu turbinu, a završava na trenutno tlaku u glavno kondenzatoru. Ovakav način izračuna energijske učinkovitosti daje dobre rezultate za cijelu glavnu turbinu i za njeno visokotlačno kućište. Prvi način izračuna energijske učinkovitosti ne ože dati dobre rezultate i za niskotlačno kućište glavne turbine. Kako u -s dijagrau izobare nisu sietrične linije, već se eđusobno sve više raziču kretanje prea području veće specifične entropije, kod niskotlačnog kućišta bi izentropski entalpijski pad, Slika. a), bio anji u odnosu na politropski, što bi uz jednake asene protoke pare rezultiralo energijsko učinkovitošću glavne turbine većo od 00%. Iz navedenog slijedi zaključak kako je ovaj slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti prijenjiv za cijelu turbinu (kasnija analiza i usporedba pokazuje da je za cijelu turbinu i najbolji), ali ga treba izbjegavati kod energijske analize pojedini kućišta Energijska učinkovitost [%] Visokotlačno kućište Glavna turbina Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Prvi slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti za cijelu glavnu turbinu i njeno visokotlačno kućište pri projeni opterećenja na glavno vratilu. Slika.8 prikazuje rezultate drugog slučaja ispitivanja energijske učinkovitosti cjelokupne glavne turbine i oba njena kućišta. Ovaj način ispitivanja energijske učinkovitosti zasnovan je na usporedbi stvarne politropske ekspanzije na glavnoj turbini sa dvije izentropske ekspanzije. Prva izentropska ekspanzija definira se od tlaka i teperature na ulazu u visokotlačno kućište glavne turbine do izlaznog tlaka iz visokotlačnog kućišta. Druga izentropska ekspanzija definira se od tlaka i teperature pare na ulazu u niskotlačno kućište glavne turbine do izlaznog 0

46 tlaka iz niskotlačnog kućišta, Slika. b). Drugi slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti daje nešto lošije rezultate za cijelu turbinu u odnosu na prvi slučaj, eđuti on je optialan odabir kod energijske analize svakog pojedinog kućišta ne sao analizirane, nego i bilo koje druge parne turbine. Drugi slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti glavne turbine i njeni kućišta pokazuje da je energijska učinkovitost visokotlačnog kućišta anja u odnosu na niskotlačno kućište tijeko cijelog područja rada. Energijska učinkovitost oba kućišta glavne turbine konvergira na najveći opterećenjia brodskog propulzijskog sustava, što znači da povećanje protoka pare kroz visokotlačno kućište povećava njegovu energijsku učinkovitost. Drugi slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti daje najbolji prikaz ponašanja svakog pojedinog kućišta glavne turbine Energijska učinkovitost [%] Visokotlačno kućište Niskotlačno kućište Glavna turbina Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Drugi slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti po kućištia glavne turbine pri projeni opterećenja na glavno vratilu. Slika.9 prikazuje rezultate trećeg slučaja ispitivanja energijske učinkovitosti cjelokupne glavne turbine i oba njena kućišta. U ovo posljednje slučaju ispitivanja energijske učinkovitosti stvarna politropska ekspanzija na glavnoj turbini uspoređuje se sa izentropski ekspanzijaa na svi segentia glavne turbine. Referentne točke koje definiraju izentropske ekspanzije su ulazi, izlazi i oduzianja pare na svako kućištu glavne turbine, Slika. c). Drugi i treći slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti glavne turbine i njeni kućišta dovode do isti zaključaka. Na svi opterećenjia analiziranog parnoturbinskog sustava energijska učinkovitost visokotlačnog kućišta je niža u usporedbi sa niskotlačni kućište. Na najveći opterećenjia parnoturbinskog sustava oba kućišta glavne turbine konvergiraju ka isoj vrijednosti energijske učinkovitosti. Segentna podjela izentropski ekspanzija provedena u

47 treće ispitivano slučaju rezultira nižo energijsko učinkovitošću cijele glavne turbine i svakog njenog kućišta u usporedbi sa drugi slučaje. Razlog te činjenice leži u nesietrični izobaraa koje se sve više šire prea područjia veće specifične entropije vodene pare, stoga podjela izentropa na više segenata rezultira većo ukupno izentropsko snago svakog kućišta i cijele glavne turbine Energijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Visokotlačno kućište Niskotlačno kućište Glavna turbina Slika.9 Treći slučaj ispitivanja energijske učinkovitosti po segentia glavne turbine pri projeni opterećenja na glavno vratilu. Slika.0 prikazuje ukupne eksergijske cijele glavne turbine i razdiobu eksergijski gubitaka za visokotlačno i niskotlačno kućište. Kako niskotlačno kućište prerađuje anji toplinski pad priliko pokretanja, tako su i eksergijski gubici niskotlačnog kućišta anji u odnosu na visokotlačno kućište, odnosno eksergijski gubici iaju isti trend ponašanja kao i pretodno opisane raspodjele snage po kućištia glavne turbine. Na niži opterećenjia analiziranog brodskog parnoturbinskog sustava eksergijski gubici su veći na visokotlačno kućištu dok su na veći opterećenjia parnoturbinskog sustava gubici veći na niskotlačno kućištu glavne pogonske turbine. Ukupni eksergijski gubici glavne pogonske turbine jednaki su zbroju gubitaka visokotlačnog i niskotlačnog kućišta. Pri brzini vrtnje glavnog pogonskog vratila od 6, in - dolazi do naglog porasta eksergijski gubitaka visokotlačnog kućišta glavne turbine i sanjenja eksergijski gubitaka niskotlačnog kućišta zbog projene režia lađenja glavnog kondenzatora sa cirkulacijski pupi na reži lađenja zgrtanje ora, što povoljno djeluje na eksergijske gubitke niskotlačnog kućišta. Projeno režia lađenja glavnog kondenzatora na sustav zgrtanje ora, dolazi do povećanog protoka ora kroz glavni kondenzator čie se trenutačno sanjuje tlak u kondenzatoru što sanjuje eksergijske gubitke

48 u niskotlačno kućištu glavne pogonske turbine. Na najveći analizirani opterećenjia propulzijskog sustava (pri brzini vrtnje glavnog vratila od 7,6 in - i viši) eksergijski gubici na niskotlačno kućištu su veći u odnosu na visokotlačno kućište, što ukazuje na sanjenje eksergijske učinkovitosti niskotlačnog kućišta u to režiu rada, odnosno oguće anjkavosti u konstrukciji ili zaprljanje glavnog kondenzatora Visokotlačno kućište Niskotlačno kućište 000 Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.0 Eksergijski gubici glavne turbine i njiova distribucija po kućištia pri projeni opterećenja na glavno vratilu. Projena eksergijske učinkovitosti cjelokupne glavne turbine i njeni kućišta pri projeni opterećenja na glavno vratilu prikazana je na slici Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Visokotlačno kućište Niskotlačno kućište Glavna turbina Slika. Projena eksergijski učinkovitosti cjelokupne glavne turbine i njeni kućišta pri projeni opterećenja na glavno vratilu.

49 Na niži opterećenjia propulzijskog sustava (sve do brzine vrtnje od 7,9 in - ) niskotlačno kućište glavne turbine ia osjetno veću eksergijsku učinkovitost u usporedbi s visokotlačni kućište. Za razliku od energijski učinkovitosti, eksergijske učinkovitosti visokotlačnog i niskotlačnog kućišta glavne turbine ijenjaju trend (visokotlačno kućište počinje popriati veće eksergijske učinkovitosti u odnosu na niskotlačno kućište) nakon početka oduzianja pare iz visokotlačnog kućišta pri brzini vrtnje glavnog vratila od 7,9 in - i većoj. Oduzianje pare sa visokotlačnog kućišta ia za posljedicu povećanje asenog protoka pare kroz to kućište (kako bi se zadržala ista snaga i ista brzina vrtnje glavnog vratila) uz siultano povećanje eksergijske učinkovitosti kućišta. Za cjelokupnu glavnu turbinu prikaz kretanja eksergijske učinkovitosti i energijski učinkovitosti u sva tri proatrana slučaja pri različiti opterećenjia propulzijskog sustava prikazan je na Slici.. Jedan od ciljeva energijske i eksergijske analize cjelokupne glavne pogonske turbine bio je ispitati koji je najpogodniji način izračuna energijske učinkovitosti. Sa Slike. ože se zaključiti kako je za cijelu glavnu turbinu najbolji prvi slučaj izračuna energijske učinkovitosti na svako proatrano opterećenju energijske učinkovitosti glavne turbine računate po prvoj etodi najbliže su eksergijski učinkovitostia. 8 Energijska i eksergijska učinkovitost [%] Energijska učinkovitost glavne turbine - prvi slučaj Energijska učinkovitost glavne turbine - drugi slučaj Energijska učinkovitost glavne turbine - treći slučaj 0 Eksergijska učinkovitost glavne turbine Okretaji na glavno vratilu [in - ] Slika. Usporedba kretanja energijske i eksergijske učinkovitosti cjelokupne glavne turbine pri projeni opterećenja na glavno vratilu. Podjela izentropa po kućištia ili po segentia povećava ukupnu izentropsku snagu glavne turbine što rezultira se anji i anji energijski učinkovitostia. No kada se računa energijska učinkovitost po kućištia glavne turbine, tada je nužno koristiti drugu etodu

50 (drugi slučaj) izračuna, pošto je po prvoj etodi neoguće izračunati energijsku učinkovitost niskotlačnog kućišta. Navedeno razatranje ne vrijedi sao za analiziranu brodsku parnu turbinu, već i za bilo koju drugu složenu parnu turbinu energijske učinkovitosti cijele turbine (svi kućišta kao cjeline) potrebno je računati po prvoj etodi, dok je energijske učinkovitosti svakog pojedinog kućišta složene parne turbine potrebno računati po drugoj etodi. Na taj se način ože provesti cjelokupna energijska analiza i dobiti najpouzdaniji podaci energijski učinkovitosti i gubitaka. Eksergijski proračuni analizirane brodske glavne turbine i njeni kućišta napravljeni su pri teperaturi okoline od C. Tlak okoline je paraetar koji se neože ijenjati u široko rasponu i njegova projena ia zaneariv utjecaj na eksergijsku analizu bilo koje koponente parnoturbinskog postrojenja. S druge strane, teperatura okoline se ože ijenjati u široko rasponu. Stoga je kod glavne brodske turbine i njeni kućišta provedena varijacija teperature okoline u rasponu od 0 C do 0 Ckako bi se ispitala osjetljivost eksergijski učinkovitosti na projenu teperature okoline. Odabrani raspon teperature okoline predstavlja najčešće vrijednosti teperatura brodske strojarnice u kojoj postrojenje radi pri eksploatacijski uvjetia. Projena eksergijski učinkovitosti varijacijo teperature okoline prikazana je u Tablici. za visokotlačno kućište glavne turbine i u Tablici. za niskotlačno kućište glavne turbine. U obje tablice (. i.) posljenji stupac predstavlja najveću oguću projenu eksergijske učinkovitosti svakog kućišta unutar proatranog raspona teperature okoline. Rezultati varijacije teperature okoline pokazuju da je visokotlačno kućište glavne turbine osjetljivije na projene teperature okoline na niži opterećenjia propulzijskog sustava. Porasto opterećenja propulzijskog sustava osjetljivost visokotlačnog kućišta na projenu teperature okoline se sanjuje, te je kod najveći opterećenja osjetljivost najanja. Niskotlačno kućište glavne turbine ia sličnu distribuciju osjetljivosti na projenu teperature okoline kao i visokotlačno kućište, s ti da je porasto opterećenja osjetljivost na projenu teperature okoline ravnojernije raspoređena u odnosu na visokotlačno kućište.

51 Tablica. Ispitivanje osjetljivosti eksergijske učinkovitosti visokotlačnog kućišta glavne turbine pri projeni teperature okoline. Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Razlika eksergijski učinkovitosti izeđu krajnji teperatura okoline (0 C 0 C),8,0 0,6 9,79 8,98 8,0,0, 7,0 6,,7,9,,6,78 60,8 9,98 9,7 8,9 7,6,9,0 70,8 70,09 69,8 68,69 68,0,80 6,6 7,7 7,0 70, 69,66 68,99,7 6, 6,9 6,9 6,60 6,8 6,0,09 6, 68, 67,67 66,9 66, 6,,9 6, 7, 7, 7,78 7, 70,7,67 6,0 7,8 7,0 7, 7,9 7,9,6 66,08 7,7 7,08 7,6 7,8 7,, 67,68 77, 76,0 7,89 7,0 7,7, 68,66 77,8 77, 76,6 76,0 7,7,6 69,9 76, 7,9 7,0 7,70 7,0, 70,7 76, 7,68 7,07 7, 7,8,8 7,0 7,7 7,07 7, 7,8 7,0, 7,09 7,7 7,07 7, 7,80 7,0, 7,9 80, 79,99 79, 78,9 78,8, 76,6 80,89 80, 79,8 79,9 78,77, 78, 8,97 8, 80,9 80, 79,9,0 79,6 8,6 8, 8,6 8, 80,6,98 80, 8,68 8,0 8,7 8,6 8,80,88 8,9 8,8 8,69 8, 8,7 8,,9 8,88 8,00 8, 8, 8,66 8,,76 8,00 8, 8,7 8, 8,77 8,9,9 6

52 Tablica. Ispitivanje osjetljivosti eksergijske učinkovitosti niskotlačnog kućišta glavne turbine na projenu teperature okoline. Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost pri teperaturi okoline od 0 ᵒC Razlika eksergijski učinkovitosti izeđu krajnji teperatura okoline (0 C 0 C),8 67, 66,8 6,7 6,99 6,7,97, 67, 66,6 6,7 6,97 6,,98,78 7, 7,69 7,0 7, 7,80,,0 80,9 80,8 79,8 79, 78,80, 6,6 7,9 7,7 7,6 7,0 7,,0 6, 86, 8,8 8,0 8,99 8,8,6 6, 8,86 8,6 8,87 8,8 80,90,96 6, 80, 79,78 79, 78,70 78,7,7 6,0 78,7 77,87 77,9 76,7 76,, 66,08 78,7 77,68 77,09 76, 7,9, 67,68 77,99 77,9 76,80 76, 7,6, 68,66 77, 76,80 76,0 7,6 7,0,9 69,9 78,6 78,0 77, 76,87 76,, 70,7 78,98 78,0 77,8 77,6 76,7,8 7,0 79,68 79, 78, 78,00 77,, 7,09 80,60 80,0 79, 78,98 78,, 7,9 77, 76,9 76, 7,7 7,,9 76,6 77,90 77,0 76,7 76, 7,,6 78, 77,7 77, 76, 7,9 7,,7 79,6 77,9 77, 76,7 76, 7,6,6 80, 78,8 78, 77,66 77,0 76,,9 8,9 79, 78,6 78,07 77, 76,96,6 8,88 78, 77,86 77,7 76,70 76,, 8,00 79,90 79, 78,78 78, 77,69,. Turbogeneratori Brodsko parnoturbinsko postrojenje opreeljeno je s dva turbogeneratora aksialne snage 80 kw po jedinici. Svaki turbogenerator sastoji se od kondenzacijske parne turbine s devet Rateau stupnjeva i električnog generatora. Parna turbina turbogeneratora povezana je s električni generatoro pooću reduktora i vratila. Parna turbina turbogeneratora ože raditi 7

53 i ako je tlak pare na izlazu iz turbine atosferski (atosferki reži rada). U atosfersko režiu rada, parna turbina turbogeneratora ograničena je snago, odnosno u to režiu ože raditi jedan turbogenerator uz aksialnu snagu od 60 kw. Pored konstrukcijskog ograničenja u radu turbine turbogeneratora u atosfersko režiu rada, dodatno ograničenje odnosi se na atosferski kondenzator koji je konstruiran za protok ispušne pare iz turbine turbogeneratora do 00 kg/, te je tako aksialna snaga na izlazu iz turbine turbogeneratora u atosfersko režiu rada dodatno sanjena na 960 kw (jedan turbogenerator). U navigaciji, turbogeneratori većino rade u paralelno radu zbog sigurnosni razloga, te podjednako dijele ukupnu snagu za proizvodnju električne energije... Potrošnja pare na parnoj turbini turbogeneratora Potrošnja pare na parnoj turbini turbogeneratora dobivena je jerenje od strane proizvođača prea Slici Potrošnja pare na turbini turbogeneratora [kg/] Snaga turbogeneratora [kw] Slika. Potrošnja pare turbogeneratora. Korelacija za potrošnju pare u ovisnosti o projeni snage prikazana je polinoo trećeg stupnja: 8, 70 P, 7870 P, 76 P 00 9 (.0) TG 6 TG TG TG, gdje su: PTG - jerena snaga turbogeneratora na sabirnicaa, kw ṁtg - količina pare, kg/ 8

54 Proizvođač nije dao korekcijske faktore za teperaturu i tlak pa bi ukupna potrošnja pare glasila: P TG TG I f t f p f vac (.) gdje su: PTG - snaga turbogeneratora na sabirnicaa, kw ηi - energijska učinkovitost generatora η - eanička učinkovitost ft - korekcijski faktor potrošnje pare u odnosu na teperaturu pare na ulazu u turbinu fp - korekcijski faktor potrošnje pare u odnosu na tlak pare na ulazu u turbinu fvac - korekcijski faktor potrošnje pare u odnosu na tlak glavnog kondenzatora. - entalpija pare na ulazu u turbogenerator, kg/s - entalpija pare na izlazu iz turbogeneratora, kg/s Što ne uanjuje točnost potrošnje pare na turbogeneratoru pri noralni radni uvjetia. Stvarna ekspanzija na turbini pri stajanju broda u luci prikazana je u -s dijagrau [6], na Slici.. Slika. Izentropska i stvarna radna točka turbine. Slika. prikazuje pad eksergijski tokova na turbini turbogeneratora u - dijagrau [6]. Mjerenja su vršena na ulazu u turbinu. Podatak o tlaku i teperaturi nakon prigušnog ventila u turbinu turbogeneratora nije bio dostupan. 9

55 Slika. Eksergijski pad na turbini... Energijske, eksergijske i asene bilance turbogeneratora Protok ase i energije turbogeneratora prikazan je na slici.6: (, t, p) Turbogenerator ~ P TG (, t, p ) Slika.6 Protok ase i energije parne turbine turbogeneratora. gdje su: - ulaz pare u turbinu turbogeneratora - izlaz pare iz turbine turbogeneratora Bilanca aseni protoka turbine: (.) 0

56 Isentropska učinkovitost turbine [6], [6], [66], [67]: I TG (.) IZ IZ Specifična entalpija na izlazu iz turbine: P TG Bilanca energije turbogeneratora: P TG IZ El (.) Energijski gubici na turbini su: IZ TG E l (.) P Energijska učinkovitost turbine: El E IZ PTG PTG IZLAZ I (.6) TG EULAZ EULAZ IZ IZ Bilanca eksergije turbine pri stvarnoj (politropskoj) ekspanziji: P TG Exd (.7) Eksergijski gubici na turbini su: TG E xd (.8) P Eksergijska učinkovitost turbine: Exd Ex PTG PTG IZLAZ II Ex ULAZ Ex (.9) ULAZ.. Energijska i eksergijska analiza turbogeneratora Na anovri odlaska broda iz luke turbogeneratori razvijaju snagu od preko 000 kw po jedinici, zato jer tada radi nekoliko veći potrošača energije, kao što je pračani propeler te pritezna i siderna vitla, Slika.7. Trenutak isključenja pojedini uređajaj s reže ovisi o procjeni zapovjednika. Ti padovi energijski tokova vide se nakon pokretanja broda. Na dodatni pad energijskog toka na turbogeneratoria utječe isključenje pupe ora za lađenje glavnog kondenzatora te početak rada lađenje glavnog kondenzatora zgrtanje ora. Nakon brzine vrtnje od 67,7 in - na glavno vratilu, energijski tok na turbogeneratoria ponovno raste, na što utječe povećana potrošnja plina u generatoria pare koja je potrebna u obliku električne energije za pogon kopresora koji šalje ispareni etan na generatore pare [67]. Energijski gubici na turbogeneratoru pravilno su raspoređeni tjeko cjelog područja ispitivanja rada, i kreću se u vrijednostia ispod 70 kw.

57 Ulaz Izlaz Gubici Energijski tok [kw] Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Energijski tokovi i energijski gubici turbogeneratora pri projeni opterećenja. Na Slici.8 prikazani su eksergijski tokovi na ulazu i izlazu iz turbogeneratora. Vidljivo je da su eksergijski tokovi na ulazu višestruko veći od izlazni tokova. Do višestruke razlika u visini aplitude ulazni i izlazni eksergijski tokova u odnosu na veličinu aplitude ulazni i izlazni energijski tokova dolazi stoga što eksergijska analiza sadrži u sebi eleente drugog zakona terodinaike gdje se prepoznaje kvaliteta pare na izlazu, odnosno što je i vidljivo iz sae slike gdje para na izlazu iz turbogeneratora ia ali radni potencijal. Eksergijski gubici kreću se u vrijednostia ispod 60 kw Ulaz Izlaz Gubici 680 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Eksergijski tokovi i eksergijski gubici turbogeneratora pri projeni opterećenja.

58 Porast gubitaka eksergije, pri brzini vrtnje glavnog vratila od 67,7 in - uzrokovan je porasto dovedene ase pare na turbogenerator uslijed pretodno opisanog pogonskog procesa, gdje parna turbina turbogeneratora radi u nepovoljno režiu rada sve do brzine vrtnje od 79, in - nakon čega se gubici sanjuju. Nepovoljan rad turbina u to području uzrokovan je ali opterećenje jedinica u paralelno radu. Eksergijska i energijska učinkovitost turbogeneratora anja je u odnosu na glavnu pogonsku turbinu te je direktno ovisna o proizvedenoj električnoj snazi na turbogeneratoria. Porasto snage na turbogeneratoru sanjuje se specifična potrošnja pare, što utječe na stupanj učinkovitosti pa je s terodinaičkog gledišta neopravdano držati turbogeneratore na anji opterećenjia, Slika.9. Međuti kako brodovi prolaze različiti rizični plovni rutaa gdje postoji opasnost od ugroze broda napadia gusara, ratni djelovanjia, loši vreenski prilikaa, prolascia kanalia i zaljevia [68] itd, ipak prednost nad učinkovitosti pogona preuzia sigurnost posade, broda i tereta koji se prevozi te se s tog aspekta ora sagledati cjelokupna probleatika plovidbenog potvata. Učinkovitost [%] Energijska učinkovitost Eksergijska učinkovitost Mjerena snaga turbogeneratora Snaga turbogeneratora [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Energijska i eksergijska učinkovitost turbogeneratora u odnosu na jerenu snagu pri projeni opterećenja. Ispitivanje eksergijske osjetljivosti turbogeneratora na projenu teperature okoline prikazano je na Slici.0. Eksergijska učinkovitost pada porasto teperature okoline za proatrani uređaj, te slijedi prijer iz glavne pogonske turbine. Najveći pad eksergijske učinkovitosti pri porastu teeprature događa se pri niži opterećenjia turbogeneratora gdje ta vrijednost dostiže nižu učinkovitost za oko %. Eksergijski gledano turbogenerator ostvaruje

59 anje eksergijske gubitke pri niži ispitivani teperaturaa okoline, te u ti pdručjia radi učinkovitije Eksergijska učinkovitost [%] ᵒC 0 ᵒC 0 ᵒC 0 ᵒC 0 ᵒC Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.0 Kretanje eksergijske učinkovitosti turbogeneratora pri projeni teperature okoline.. Glavna napojna pupa i pogonska turbina pupe Napojna pupa koristi se u brodsko strojno parno ciklusu za podizanje tlaka napojne vode i napajanje brodski generatora pare vodo. Parna turbina napojne pupe sastoji se od jednog Curtis kola koje pogoni napojnu pupu. Centrifugalna pupa izvedena je u četiri stupnja. Rotor prvog stupnja izveden je tako da ia usis s dvije strane kako bi se kopenzirale aksijalne sile na pupi, dok ostala dva rotora iaju usise s jedne strane osovine pupe. Na brodu su ugrađene dvije jedinice od koji jedna radi, dok je druga u pripravnosti. Kako bi pupa bila sprena za upotrebu izveden je sustav progrijavanja turbine napojne pupe. Turbina napojne pupe pokreće se paro za progrijavanje parne turbine na inialni brzinaa vrtnje bez dobave pupe. Karakteristike glavne napojne pupe su [69]: - Kapacitet: 7 / - Visina dobave: 88 - Snaga turbine napojne pupe: 70 kw.. Snaga turbine napojne pupe Protok ase i energije je prikazan na Slici.: gdje su: - ulaz pare u turbinu napojne pupe

60 - izlaz pare iz turbine napojne pupe - ulaz napojne vode u napojnu pupu - izlaz napojne vode iz napojne pupe ( p, t, ),t, p 0 Parna turbina Napojna pupa, t, ),t, ( p p Slika. Protok ase i energije napojne pupe. Politropska ekspanzija na turbini napojne pupe pri stajanju broda u luci prikazana je u -s dijagrau [6], na Slici.. Slika. Izentropska ekspanzija i stvarna radna točka turbine. Mjerenja su vršena na ulazu u turbinu. Podatak o tlaku i teperaturi nakon prigušnog ventila u turbinu napojne pue nije bio dostupan. Snaga turbine napojne pupe aproksiira se dobavo napojne pupe šestog stupnja Slika.. Q P u kg/, polinoo

61 Snaga na turbini [kw] Maseni protok vode kroz napojnu pupu [kg/] Slika. Radni dijagra turbine napojne pupe. P NP, Q 6, 7 P P P Q, Q Q P Q P Q P, , 0 7, 0 8, gdje su: PNP - snaga na turbini napojne pupe, kw (.0) Q P - dobava napojne pupe, kg/... Potrošnja pare na turbini napojne pupe 00 Maseni protok pare na turbini [kg/] Snaga na turbini napojne pupe [kw] Slika. Potrošnja pare na turbini u ovisnosti o snazi napojne pupe. 6

62 Potrošnja pare na turbini napojne pupe aproksiira se snago PNP kw, polinoo prvog stupnja prea dijagrau potrošnje pare od strane proizvođača, Slika.: NP, 006 P 77000, (.) 0 NP.. Energijske, eksergijske i asene bilance napojne pupe i turbine Bilanca aseni protoka turbine []: Izentropska učinkovitost turbine: (.) I (.) IZ IZ Specifična entalpija na izlazu iz turbine: P NP Energijska bilanca turbine: P NP IZ El (.) Energijski gubici turbine: IZ NP E l (.) P Energijska učinkovitost turbine: El E IZ PNP PNP IZLAZ (.6) I EULAZ EULAZ IZ IZ Eksergijska bilanca turbine: P NP Exd (.7) Eksergijski gubici turbine: NP E xd (.8) P Eksergijska učinkovitost turbine: Exd Ex PNP PNP IZLAZ (.9) II Ex ULAZ Ex ULAZ Bilanca aseni tokova napojne pupe [], [70]: Energijska bilanca napojne pupe: P NP (.60) El (.6) 7

63 Energijski gubici napojne pupe: P E l P (.6) Energijska učinkovitost napojne pupe: E l E P IZLAZ NP I (.6) E ULAZ E ULAZ PNP PNP Eksergijska bilanca napojne pupe [7], [7]: P NP Exd (.6) Eksergijski gubici napojne pupe: NP E xd P (.6) Eksergijska učinkovitost napojne pupe: E xd Ex P IZLAZ NP II (.66) Ex ULAZ Ex ULAZ PNP PNP.. Energijska i eksergijska analiza turbine napojne pupe i napojne pupe Energijski gubici turbinskog kućišta glavne napojne pupe, prikazani su na Slici Ulaz Izlaz Gubici Energijski tok [kw] Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijski tokovi i energijski gubici turbine napojne pupe pri projeni opterećenja. Energijski gubici turbine napojne pupe veći su u cijelo proatrano prodručju rada od eksergijski gubitaka koji su prikazani na Slici.6. Najanja razlika gubitaka je pri stajanju broda u luci. U donji režiia brzina vrtnje glavnog vratila napojna pupa radi u recirkulaciji, te vraća jedan dio napojne vode natrag u otplinjač. Kako je ovdje riječ o 8

64 eksploatacijski uvjetia recirkulacija napojne vode iz napojne pupe u otplinjač povećava protok na napojnoj pupi koja radi u području visoki tlakova. Povećanje protoka na napojnoj pui, povećava se oduzianje topline s pupe uslijed izvršenog rada na istoj te se tie ladi rotor pupe pri niži dobavni količinaa pupe što rezultira sanjenje kavitiranja rotora pupe te se ti načino napojna pupa štiti od propadanja. Recirkulacija napojne pupe pri niži brzinaa vrtnje glavnog vratila je čisti gubitak energije. Pri većia brzinaa vrtnje glavnog pogonskog vratila velika količina dovedene energije na ulazu, a koja se koristi za rad turbine napojne pupe ogla bi biti anja kada bi se sanjio tlak na izlazu iz turbine napojne pupe. Sanjenje tlaka oralo bi pratiti optiizirane uvjete brzine punjenja generatora pare vodo zbog povećanja protoka pare na istia. Porast energijski gubitaka u to režiu rada uvjetuje i rad turbine napojne pupe u protutlačno režiu rada. Eksploatacijski uvjeti rada diktiraju tlak na izlazu iz turbine napojne pupe jer ispušna para odlazi na otplinjač i ostale potrošače. Kvaliteta izlazni eksergijski tokova vidljiva je na Slici.6, a gdje je radni potencijal još uvijek relativno visok i ože se iskoristiti za daljnja dogrijavanja u sustavu. Kako su gubici eksergije anji od gubitaka energije turbine napojne pupe tie je i eksergijska učinkovitost turbine veća od energijske učinkovitosti Ulaz Izlaz Gubici 00 0 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Eksergijski tokovi i eksergijski gubici turbine napojne pupe pri projeni opterećenja. Energijska i eksergijska učinkovitost turbine napojne pupe prikazana je na Slici.7, gdje se vidi da je energijska učinkovitost turbine napojne pupe slabija u cijelo režiu rada, upravo zbog veći energijski gubitaka. Povećanje opterećenja turbine napojne pupe povoljno djeluje na učinkovitost te ona raste. Turbinska jedinica napojne pupe je uređaj koji ia 9

65 najveću razliku energijske i eksergijske učinkovitosti od svi ostali analizirani turbinski strojeva. Nepovoljna učinkovitosti turbine napojne pupe uzrokovana je slijedeći razlozia: Curtis kolo prerađuje veliki toplinski pad ali ia anju učinkovitost, idealno Curtisovo kolo s dva reda lopatica ia učinkovitost na lopaticaa od 7% [7]. U eksploatacijski uvjetia te su vrijednosti ispod 6%. Protutlačni rad turbine napojne pupe povećava gubitke izlazne energije i eksergije Energijska Eksergijska Učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Energijska i eksergijska učinkovitost turbine napojne pupe pri projeni opterećenja. Eksergijska učinkovitosti u odnosu na projenu teeprature okoline prikazana je na Slici ᵒC 0 ᵒC 0 ᵒC 0 ᵒC 0 ᵒC Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Kretanje eksergijske učinkovitosti turbine napojne pupe pri projeni teperature okoline. 0

66 Turbina napojne pupe ponaša se kao i ostale turbinske grupe koja su bile ispitivane, te joj se s porasto teperature okoline sanjuje eksergijska učinkovitost. U odnosu na ostale turbine razlika je u većoj osjetljivosti turbine na projenu teperature okoline od ostali anlizirani turbinski jedinica. Sanjenje učinkovitost pri porastu teperature okoline u proatrano području kreće se oko %. Ulazni i izlazni energijski tokovi te gubici na napojnoj pupi prikazani su na Slici.9. Najveći gubici nastaju pri stajanju broda u luci. Ti gubici ogli bi se sanjiti uvođenje napojne pupe lučkog pogona. Napojna pupa lučkog pogona trebala bi biti anjeg kapaciteta i anje snage od glavne napojne pupe, čie bi se spriječilo stvaranje gubitka pri donji brzinaa vrtnje glavnog vratila. Energijski tok [kw] Ulaz Izlaz Gubici Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Energijski tokovi i energijski gubici napojne pupe pri projeni opterećenja. Mada su aplitude eksergijski tokova ulaza i izlaza napojne pupe anje od energijski tokova, veličina eksergijski gubitaka gotovo je identična energijski gubicia Slika.0. Ponovno najnepovoljnije radno područje je pri stajanju broda u luci te pri anevriranju broda, odnosno radu napojne pupe u recirkulacijsko režiu. Eksergijski gubici iaju trend sanjivanja u području rada nakon anovarskog područja te u području oduzianja s glavne pogonske turbine. Energijski i eksergijski gubici gotovo se podudaraju pri obadvije provedene analize. Do približavanja veličina gubitaka priliko energijske i eksergijske analize dolazi stoga što se analiza provodi s tekući edije, koji ia ali radni potencijal, a koji eksergijska analiza uzia u obzir.

67 Ulaz Izlaz Gubici Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] 0 66 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.0 Eksergijski tokovi i eksergijski gubici napojne pupe pri projeni opterećenja. Usporedba energijske i eksergijske učinkovitosti pupe vidi se na Slici.. Kako se ovdje radi o kapljevini, učinkovitost je pri projeni opterećenja glavnog pogonskog vratila podjednaka, odnosno razlike u učinkovitosti su zanearive. Također vidi se da pojačan protok u recirkulacijsko režiu rada napojne pupe nakon anovre djeluje povoljno na sanjenje gubitaka napojne pupe, odnosno učinkovitost napojne pupe u to području raste. 60 Energijska Eksergijska Učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijska i eksergijska učinkovitost napojne pupe pri projeni opterećenja. Na Slici. prikazane su usporedne analize učinkovitosti turbine i napojne pupe. Trend eksergijske i energijske učinkovitost napojne pupe je gotovo identičan. Na prikazanoj slici vidi se da je turbina eksergijski učinkovitiji uređaj od pupe tjeko cijelog jernog područja.

68 Na učinkovitost pupe djeluje protok napojne vode, koji je u recirkulacijsko području slabiji nego kasnije. Recirkulacija vode u području brzina vrtnje od 0 do 60 in - na glavno vratilu te porast opterećenja na generatoria pare povoljno djeluje na energijski učinak pupe, koji u to dijelu nadilazi energijski učinak turbinske strane napojne pupe. Daljni porasto opterećenja učinak pupe prelazi energijski učinak turbinske jedinice ali eksergijski je i dalje anji u cijelo području rada napojne pue. Općenito u gornji režiia rada pupa je učinkovitiji uređaj u energijsko sislu od turbine napojne pupe. 6 9 Učinkovitost [%] 9 9 Energijska i eksergijska učinkovitost napojne pupe Energijska učinkovitost turbine napojne pupe Eksergijska učinkovitost turbine napojne pupe Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Usporedba energijske i eksergijske učinkovitosti turbine i napojne pupe pri projeni opterećenja. Ispitivanje osjetljivosti napojne pupe na projenu teperature okoline nebi ialo sisla kako je riječ o kapljevini gdje se kvaliteta energije ijenja vrlo alo pri takvo agregatno stanju.. Generatori pare Brodsko parnoturbinsko postrojenje opreljeno je s dva zrcalno okrenuta generatora pare Mitsubisi MB-E-KS [7]. Ova vrsta generatora pare ia kobinaciju gorionika koji ogu izgarati tekuće gorivo te prirodni plin. Gorionici su sješteni na vru ložišta, tako da se plaen izgaranja i dini plinovi unutar saog generatora pare kreću u obliku slova U. Generator pare sastoji se od parnog i vodenog bubnja koji su spojeni silazni vodeni cijevia koje se nalaze van ložišta te generirajući uzlazni cijevia. Ovakvo konstrukcijsko izvedbo stvara se razlika u gustoći vode i jeurića pare te dolazi do prirodne cirkulacije unutar generatora pare. Ložište generatora pare obloženo je snopovia ekranski cijevi koje su eđusobno zavarene

69 te tako čine plinsko nepropusni spoj. Na izlazno dijelu struje dini plinova nalazi se snop cijevi za pregrijavanje pare, nakon koji dini plinovi prolaze zagrijač vode te odlaze u atosferu, pri teperaturaa od oko 0 ~80 C, u ovisnosti od opterećenja generatora pare. Ova vrsta generatora pare proizvodi pregrijanu paru koja ide na turbinsku grupu, te oborenu paru koja je također u pregrijano stanju ali je teperatura na izlazu iz generatora oborena (sanjena), a koja služi za servisiranje pogona. Brodski generatori pare iaju slijedeće karakteristike: Maksialna proizvodnja pare: x kg/ Radni tlak: 6,0 MPa Teperatura pregrijane pare na izlazu iz pregrijača: C Teperatura oborene pare: 9 C.. Količina zraka za izgaranje u generatoria pare Prirodni plin se sastoji od slijedeći spojeva i njiovi aseni udjela [7]: CH 0,879 CH6 0,088 CH8 0,006 CH0 i 0,007 CH0 n 0,0000 N 0,00989 Molni udjeli spojeva u plinu: N N N (.67) M N gdje su: N aseni udio goriva, kg/kg MN broj olova, kg/kol N N N CH 87, 9, 8 9 % (.68) M 6, 0 CH, CH C 8 8 H, 6 0, % (.69) M 0, 07 C H, 6 CH6 C 06 H, 8 0, % (.70) M, 09 C H, 8 CH8

70 N N C H i 0, 7 0 0, % (.7) M 8, C H i, 0 CH0i C H n 0, , % (.7) M 8, C H n, 0 CH0n Teoretska količina zraka za izgaranje prirodnog plina:,8 0,769 CH 6 0,066 CH 8 0, 006 CH CH 0 0,0068C bco c H O d N (.7) C b x 6,6 H0n a ( O,76 N) H c y,009 N d a, , c O a b,0 (.7) Ojer zraka i plina za izgaranje: ZRAKA AF (.7) PLINA a, 76 M ZRAKA AF 7, 0690 (.76) 87, 9 8, 8, 06 0, 7 0, 00 Teško gorivo IFO 80 ia slijedeće asene udjele [76]: C 0,88 H 0,09 O 0,000 S 0,0 Molni udjeli goriva se računaju prea: N N N C 88, 7, 60 6% (.77) M, 0 C, C H 9,, % (.78) M, 0 H, H S, 0, % (.79) M, 06 S, S Bilanca ase goriva: 7,C,709 H 0,0686 S a ( O,76 N) bco c H O d SO e N i (.80)

71 C b 7, H c,709 S d 0,0686 N d a.76 6,76 b c d O a 9,77 (.8) Odnos goriva i zraka za izgaranje je: ZRAKA a, 76 M ZRAKA AF, 89 (.8) 60, 6 8, 79 0, 6 GORIVA Pretičak zraka za izgaranje na generatoria pare održavaju kontrolni algoriti upravljanja generatoria pare u skladu s Sliko Pretičak zraka [%] Maseni protok pare [kg/] Slika. Pretičak zraka u odnosu na količinu proizvedene pare na generatoru pare. U eksploataciji generatora pare pretičak zraka oguće je podesiti iznad ili ispod kontrolne linije autoatskog upravljanja. Ta upravljačka opcija koristi se pri stajanju broda u luci i na sidru, te iznino ako dođe do pojave taniji ispušni plinova na izlazu iz generatora pare. Generatori pare na niski opterećenjia iaju tendenciju saanjenja teperature pregrijane pare, a pretičko zraka koji ide i iznad prograirane krivulje proizvođača održava se potrebna teperatura pregrijane pare. Kod lučkog pogona pretičak zraka se održava u granicaa od, ~, od kontrolne linije. Aproksiacija pretička zraka za izgaranje na oba generatora pare, izvodi se sa polinoo četvrtog stupnja, koji nuerički obuvaća inialnu količinu zraka za izgaranje sa korekcijo: 0 Z, 0, 79760, 00, 0680 GP GP 6 GP GP

72 ,767 (.8).. Ogrijevna vrijednost goriva U proračunu se koristi gornja ogrjevna vrijednost goriva, prea proizvođaču i preporuci iz []. Ogrijevna vrijednost plina i teškog goriva je apsolutna vrijednost specifične entalpije izgaranja goriva C koja se dobije pooću specifične entalpije foracije f učesnika u procesu izgaranja na standardno tlaku od 0, MPa i teperaturi od C [9], [0], []. Specifična enetalpija izgaranja goriva za plin: H H N N (.8) c PRODUKT REAKCIJA 0 p f,p 0 r f,r N f N f N f N CO H O CH f N CH6 f N CH8 f CH0i 0 N f c c C H 0n 90, , , 769 6, ,0060 0, , (.8) 0,066 (.86) HHV LNG c N M c c c c 07,,8 6,0 0,769 0,07 0,066,09 0,006 8, 0,0068 8, HHV 0 7 (.87) LNG, Specifična enetalpija izgaranja za gorivo: H H N N (.88) c PRODUKT REAKCIJA 0 p f,p 0 r f,r N N N N N N (.89) c f CO f HO f SO f C f H f S c 7,( 90),709( 880) 0,0686( 9680) [7,(0),709 (0) 0,0686 (0)] 77,9 (.90) HHV HFO c N M I i i 77, 9 77, 9 (.9) 7,, 0, 709, , 06 Za usporedbu, gornja ogrijevna vrijednost tekući goriva prea Dulongovoj foruli [7] je; HHV 80 S (.9) 8 O HFO C 00H 90 7

73 HHVHFO 7, 09 Toplinska snaga generatora pare je [77], [78], [79]: Q HHV HHV (.9) C HFO HFO LNG LNG.. Učinkovitost generatora pare Protok ase i energije generatora pare, Slika.: t,, p, t p, t p,,, t p, t p, 6 6,, t p, t p, 7 7, Slika. Protoci ase i energije generatora pare. gdje su: - ulaz zraka u generator pare - ulaz HFO u generator pare - ulaz LNG u generator pare - ulaz napojne vode u generator pare - izlaz pregrijane pare iz generatora pare 6 - izlaz oborene pare iz generatora pare 7 - izlaz ispušni plinova iz generatora pare Bilanca aseni protoka generatora pare: (.9) 6 7 Bilanca energijski tokova generatora pare: El (.9) Energijski gubici generatora pare: E l (.96) Energijska učinkovitost generatora pare: E l (.97) Kako je Q C transfer topline na generatoru pare onda je: 7 7 Q C (.98) 6 7 8

74 9 Uvođenje supstitucije: 6 6 C Q l E (.99) Te dijeljenje cijele jednadžbe sa C Q : C 6 6 C Q Q El (.00) i sređivanje: C 6 6 C Q Q El (.0) Odnosno, energijska učinkovitost generator pare, prea načelu učinkovitosti (.0) je: 7 7 LNG HFO 6 6 C I HHV HHV Q El (.0) Bilanca eksergijski tokova generatora pare: Exd (.0) Eksergijski gubici generatora pare: xd E (.0) Eksergijska učinkovitost generator pare je odnos izlazne eksergije i uložene eksergije: xd E 7 7 Exd Exd 7 7 II Exd LNG HFO II LNG HFO (.0) Za tekuća tenička goriva keijska specifična eksergija računa se prea [80]: ) z z, ( z z, z z, z z,, C H C S C O C H c (.06)

75 c ( HL Lz )e e z (.07) w c w c 0, 99 HHV (.08) gdje su: eksergija protoka, kj/kg zn aseni udjeli tvari, kg Eksergija prirodnog plina s veliki udjelo CH je: c 0, 9 HHV (.09).. Energijska i eksergijska analiza generatora pare u paralelno radu Energijski gubici generatora pare u paralelno radu prikazani su na Slici.. Generator pare broj jedan ia ulogu vodećeg generatora odnosno astera, te je osjetljiviji na projene opterećenja i zbog toga dolazi do deskripance u energijski gubicia pri proatrano području. Najveći gubici generatora pare nastaju pri brzini vrtnje glavnog vratila od 79, in - gdje su oko 6000 kw. Nakon ti brzina vrtnje glavnog vratila otvara se oduzianje pare s visokotlačne turbine što povoljno djeluje na gubitke te i se sanjuje aplituda. Vidi se da generator pare ostvaruje veće gubitke pri niži brzinaa vrtnje glavnog vratila koji su kuulativno veći u odnosu na krajnje brzine glavnog vratila naprea razvijenoj snazi na turbinaa Generator pare broj Generator pare broj Energijski gubici [KW] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijski gubici na generatoria pare pri projeni opterećenja. Pri brzini vrtnje glavnog vratila od 6,7 in - ukupna snaga na svi turbinaa iznosi 969 kw dok su energijski gubici na generatoria pare oko x 0000 kw. Pri brzini vrtnje glavnog 60

76 vratila od 79, in - ukupna snaga na svi turbinaa iznosi 9 kw dok su energijski gubici na generatoria pare oko x 00 kw. Što bi značilo da je odnos gubitaka energije generatora pare i snage na turbinski grupaa pri donje režiu rada postrojenja,06:, dok je u gornji režiia rada taj odnos sanjen i iznosi,7:. Visina aplitude vrijednosti eksergijski gubitaka generatora pare u cijelo jerno području je više od dva puta veća u usporedbi s energijski gubicia i iznosi čak oko x 000 kw u krajnji režiia rada, Slika.6. Eksergijski gubici generatora pare u luci su oko tri puta veći od energijski gubitaka u isto režiu rada. Do tog nepovoljnog odnosa dolazi zato jer se pri stajanju broda u luci podiže pretičak zraka na generatoria pare čie se održava teperatura pregrijane pare u radni okviria. Takvi postupko generator pare se u stvarnosti ladi. Međuti povećana potrošnja zraka produžuje plaen na gorionicia unutar ložišta pri inialni opterećenjia, a lađenje generatora pare posljedično povećava potrošnju goriva na generatoria pare što u konačnici povoljno djeluje na teperaturu pregrijavanja pare na generatoria pare. Na taj način se teperatura pregrijane pare održava dovoljno visoko iznad teperature zasićenja pregrijane pare pri sanjeni opterećenjia rada čie se štite turbinske sekcije od idraučnog udara Generator pare broj Generator pare broj Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Eksergijski gubici na generatoria pare pri projeni opterećenja. Energijska učinkovitost generatora pare u paralelno radu prikazana je na Slici.7. Kako je generator pare broj jedan osjetljiviji na projene opterećenja, njegova učinkovitost je veća u odnosu na generator pare broj dva pri stajanju broda u luci. U daljnji režiia rada oba generatora pare iaju podjednaku energijsku učinkovitost koja se kreće ispod 80%, što je lošije od dati vrijednosti proizvođača. Lošije vrijednosti su odraz stanja generatora pare, odosno 6

77 čistoće sekcije za pregrijavanje, sekcije za utilizacijsko grijanje napojne vode, generatorske sekcije vode za isparavanje, sekcije za zagrijavanje zraka za izgaranje, kvalitete rasprskavanja goriva i izgaranja u ložištu te ostali čibenika u pogonsko stanju, gdje najvažniju ulogu ia regeneracijska grupa zagrijača i teperatura napojne vode na ulazu u generatore pare Generator pare broj Generator pare broj 8 Energijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Energijska učinkovitost na generatoria pare pri projeni opterećenja. Eksergijska učinkovitost generatora pare u paralelno radu je ispod 0% u svi režiia rada, Slika.8. Slično kao i kod energijske učinkovitosti, vodeći generator u luci ia veću učinkovitost u odnosu na vođeni. 0 9 Generator pare broj Generator pare broj 8 Eksergijska činkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Eksergijska učinkovitost na generatoria pare pri projeni opterećenja. 6

78 Pad učinkovitosti generatora pare broj jedan i dva od lučkog pogona do opterećenja na glavnoj turbini od puno snago unaprijed u zoni anovre broda, uzrokovan je odbacivanje energije, odnosno pare zbog isparavanja plina iz tankova, čiju energiju glavna pogonska turbine nije u ogućnosti konzuirati pri anovarski opterećenjia broda. U ti režiia odbacivanje pare ide iz linije oborene pare, što nepovoljno utječe na učinkovitost generatora pare. Prijerice odnos potrošnje oborene i pregrijane pare pri sasvi lagano je oko :, daljnji povećanje opterećenja taj se odnos ijenja u korist pregrijane pare. Kako je generator pare energetski izvor parnoturbinskog postrojenja, upravo njegova učinkovitost ia najveći utjecaj na ukupnu učinkovitost cijelog postrojenja. Test parnoturbinskog postrojenja nije bio učinjen do pune snage na glavnoj turbini nego do ~ 8% snage postrojenja. Vidljivo je iz trendova energijske i eksergijske učinkovitosti, da bi porasto opterećenja učinkovitost rasla te bi najvjerojatnije dosegla točku infleksije odnosno aksialni vrijednosti na ~ 90% opterećenja glavne turbine. Distribucija opterećenja u paralelno radu na generatoria pare prikazana je na Slici.9. Generatori pare su jako dobro izbalansirani i prate se u opterećenju unutar %, osi u području lučkog pogona. Na ovo dijagrau vidljivo je da je kvaliteta kontrolne i jerne opree u odlično stanju. Toplinsko opterećenje generatora pare [kw],,0,,0 0, 0,0 9, 9,0 8, 8,0 7, Generator pare broj Generator pare broj Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Distribucija opterećenja na generatoria pare pri projeni opterećenja. Također se ože pridodati da je proodnost jerni cijevi iz ložišta generatora pare, te zračne koore do jerni eleenata u dobro stanju. Začepljenje cijevi iz područja ložišta generatora pare uzrokuje neravnojernosti u radu generatora pare, jer kontrolni algoriti generatora pare neaju povratnu inforaciju o stanju tlaka ložišta te ne reagiraju pravilno na 6

79 projene opterećenja. Sustav kontrole tlaka unutar ložišta generatora pare održava konstantan tlak u lošištu generatora pare koji je kod većine negativan čie se prevenira izlazak plaena van ložišta u slučaju napuknuća, te se na taj način sprječava pojava požara i ozljeda ljudi [80]. Ispitivanje osjetljivosti generatora pare broj jedan i dva na projenu teperature okoline u rasponu od 0 do 0 C ukazuje na to da generatori pare iaju veću eksergijsku učinkovitost pri niži teperaturaa okoline unutar 6%, Slika.0 i C 0 C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.0 Kretanje eksergijske učinkovitosti generatora pare broj pri projeni teperature okoline. 0 C 0 C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Kretanje eksergijske učinkovitosti generatora pare broj pri projeni teperature okoline. 6

80 Mjerena potrošnja goriva i plina te odstupanjia od vrijednosti proizvođača nalaze se na Slici.. Izjerene vrijednosti goriva napravljene su jerno opreo navedenoj u [8], [8]. Odstupanja u potrošnji teškog goriva nalaze se u svi radni područjia osi u području sasvi lagano do sa pola snage, gdje se odbacuje višak energije iz tankova tereta. Odstupanja su relativno visoka pri najveći opterećenjia te iznose oko seda tona teškog goriva na dan. 0 Maseni protok teškog goriva [kg/] Generator pare Generator pare Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Mjereno odstupanje od potrošnje teškog goriva pri projeni opterećenja. Mjerena odstupanja potrošnje prirodnog plina u skladu s većo ogrijevno oći anja su u odnosu na teško gorivo, te iznose oko tri tone na dan pri najveći opterećenjia, Slika.. 00 Maseni protok prirodnog plina [kg/] Generator pare Generator pare -00 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Mjereno odstupanje od potrošnje prirodnog plina pri projeni opterećenja. 6

81 .. CO eisije generatora pare Međunarodna poorska organizacija IMO u skladu s Kyoto protokolo, donosi odluku o sjernicaa sanjenja ispuštanja CO eisija do 00 godine, čiji bi cilj bio sanjenje ukupni CO eisija za - 0% te u konačnici do 00 godine, gdje bi se išlo na sanjenje eisija od ukupno 0% [8]. Upute za proračun eisije CO koje se dobiju za vrijee putovanja broda nalaze se pri UNFCCC [8], odnosno eđunarodni panelo za kliatske projene, aeričkoj agenciji za zaštitu okoliša EPA [86], te u znanstvenoj literaturi [87], [88], [89]. Maseni udio ugljika u gorivu računa se prea: i C i C (.0) i gdje su: i aseni udio dane koponente u sjesi, kg/kg C udio ugljika u sjesi, kg/kg Stoioetrija izgaranja daje slijedeće odnose: (.) CO C Eisije CO izgaranja goriva u generatoria pare u eksploataciji broda prikazane su na Slici U eksploataciji broda Eksploatacija broda na teško gorivo Eksploatacija broda sao na prirodni plin Eisije CO [kg/] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Eisije CO pri projeni opterećenja. Na istoj slici prikazane su eisije CO pri vožnji broda sao na gorivo, odnosno sao na prirodni plin. Najanje eisije CO dobiju se u režiu rada generatora pare sao na prirodni 66

82 plin, dok su najveće eisije u režiu rada generatora pare sao na gorivo, što je i očekivano jer aseni udio ugljika u gorivu iznosi 0,88, dok je ta vrijednost za prirodni plin anja i iznosi 0,79. Slika. prikazuje postotak sanjenja i povećanja eisija CO u odnosu na referentnu vrijednost kobinirane potrošnje teškog goriva i prirodnog plina za vrijee eksploatacije broda. Kako se za vrijee stajanja broda u luci koristi isključivo teško gorivo, sanjenje eisija CO upotrebo prirodnog plina iznosilo bi oko %. Taj odnos povećanje brzine broda dodatno raste te bi pri krajnji brzinaa broda sanjenje eisija CO upotrebo sao prirodnog plina iznosilo oko 7%. S tog stanovišta vožnja broda u teretu i u balastu trebala bi biti u režiu rada generatora pare sao na plin. Eisije CO [%] Eksploatacija sao na teško gorivo Eksploatacija sao na prirodni plin - Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Eisije CO u odnosu na eksploataciju broda s kobinirano potrošnjo goriva pri projeni opterećenja. Kuulativne eisije CO po ukupnoj snazi na svi turbinaa u tri režia rada prikazane su na Slici.6, gdje se vidi kuulativni pad eisija CO s porasto snage na turbinaa što je povezano s gubicia energije i eksergije na generatoria pare. Najveće eisije su u zoni anevriranja brodo, zbog odbacivanja viška pare, odnosno održavanja tlakova u tankovia. U ovo režiu rada, isključivo se odbacuje odnosno izgara u generatoria pare višak plina iz tankova tereta, te su prikazane eisije CO za teško gorivo sao inforativnog karaktera. Kuulativno gledajući, turbinska grupa najviše eisija CO ispušta pri niži opterećenjia i stajanju broda u luci. 67

83 Eisije CO za ukupnu snagu na turbinaa [kg/kw] 6 0 U eksploataciji broda Eksploatacija broda sao na prirodni plin Eksploatacija broda na teško gorivo Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Kuulativne eisije CO po ukupnoj snazi na turbinaa pri projeni opterećenja.. Glavni kondenzator Brodsko parnoturbinsko postrojenje opreljeno je s dva kondenzatora, i to atosferski te vakuuski kondenzatoro. Funkcija glavnog kondenzatora je dvojaka: kondenziranje odnosno prelazak pare u kapljevinu te deaeracija [90]. U stalnoj upotrebi je vakuuski kondenzator, jer se njie sanjuje specifična potrošnja pare na turbinaa, dok se atosferski kondenzator upotrebljava sao priliko radova na održavanju pogona. Kod održavanja pogona na atosfersko kondenzatoru u protutlačno režiu rada, ože raditi jedan turbogeneraotor do 0, MPa tlaka pare na izlazu iz turbine [9]. Konstrukcijski, glavni kondenzator je proračunat da zadovoljava Hg, ~ 0,00998 MPa apsolutnog tlaka pri teperaturi ora od 0 C. U glavno kondenzatoru se kondenzira te aerira: para iz glavne turbine, turbogeneratora, te višak pare koji nastaje isparavanje plina u tankovia. Izgaranje viška plina iz tankova tereta u generatoria pare vrši se zbog potencije etana koji spada u grupu staklenički plinova. Potencija globalnog zagrijavanja etana u odnosu na CO je 0 naprea u aseni odnosia na bazi od 0 i 00 godina, se nesigurnošću od plus inus %. Sodno pretodno rečeno, odbacivanje pare u glavno kondenzatoru je koristan koncept protiv zagađivanja atosfere [9], [9]. Glavni kondenzator ladi se prisilno cirkulacijo s pupo ora do brzine vrtnje glavnog vratila od ~ 8 in -, što bi odgovaralo brzini broda od oko NM, nakon toga kondenzator se ladi zgrtanje ora koje prolazi kroz glavni kondenzator bez upotrebe crkulacijski pupi ora. Princip rada sustava zgrtanja ora zasniva se na dinaičko tlaku koji je prisutan uslijed kretanja broda te fizičkoj pojavi protoka 68

84 zbog razlika visina, odnosno razlike tlaka. Konstrukcijski sustav je napravljen s kvadratni otvoro na dnu broda kroz koji ulazi ore uslijed brzine broda, razlika u visinaa izeđu ulaza i izlaza te oblik izlazne cijevi s deflektoro pospješuje izvlačenje ora iz sustava zgrtanja, zbog potlaka koji nastaje prolasko deflektorske cijevi kroz ore, Slika.7. Ovi načino lađenja ne štedi se energija koja se dobije zaustavljanje glavni cirkulacioni pupi ora, nego se ista energija potrebna za rad pupi odnosi na povećani otpor strujanja broda koji ora svladati glavno propulzijsko postrojenje. Prednosti ovakvog sustava očituju se u veliki količinaa ora koje prolazi kroz kondenzator, te u sanjenju radni sati elektrootora i cirkulacioni pupi, čie se dobiju uštede u sislu održavanja isti. Slika.7 Deflektor na izlazno dijelu iz vakuuskog kondenzatora... Energijske, eksergijske i asene bilance glavnog kondenzatora Protok ase i energije glavnog kondenzatora prikazan je na Slici.8 t,, p, t p, t p, t,, p t,, p,, t p, t p 6 6, 7 t7,, p , Slika.8 Protok ase i energije glavnog kondenzatora. gdje su: - ulaz pare iz glavne turbine u glavni kondenzator 8 69

85 70 - ulaz pare iz turbogeneratora broj u glavni kondenzator - ulaz pare iz turbogeneratora broj u glavni kondenzator - ulaz odbačene pare u glavni kondenzator - izlaz kondenzata iz glavnog kondenzatora 6 - ulaz ora cirkulaciona pupa u glavni kondenzator 7 - ulaz ora zgrtanje u glavni kondenzator 8 - izlaz ora iz glavnog kondenzatora Bilanca aseni protoka glavnog kondenzatora: (.) Bilanca energijski tokova glavnog kondenzatora: El (.) Energijski gubici glavnog kondenzatora: l E (.) Energijska učinkovitost glavnog kondenzatora: ULAZ IZLAZ ULAZ I E E E El ) ( (.) Bilanca eksergijski tokova glavnog kondenzatora: Exd (.6) Eksergijski gubici glavnog kondenzatora: xd E (.7) Eksergijska učinkovitost glavnog kondenzatora: ULAZ IZLAZ ULAZ II Ex Ex Ex Exd ) ( (.8)

86 .. Energijska i eksergijska analiza glavnog kondenzatora Slika.9 prikazuje energijske i eksergijske gubitke glavnog kondenzatora. Najanji energijski gubici nastaju pri stajanju broda u luci te pri najveći brzinaa broda. Pri stajanju broda u luci dolazi do ali energijski gubitaka jer ispušna para ide na glavni kondenzator iz sao dva turbogeneratora, dok glavna turbina ne radi i nea odbacivanja viška pare. Na sanjenje gubitka nakon anovarske zone pri, in - najveći djelo utječe teperatura ora koja pada nakon izlaska broda iz luke. Porasto opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini energijski gubici ponovno rastu. Nakon 78, in - energijski gubici počinju padati jer dolazi do daljenjeg pada teperature ora i pri ti brzinaa vrtnje glavnog vratila se kondenziraju najveće količine pare u glavno kondenzatoru, eđuti povećava se i cirkulacijski broj ora u odnosu na kondenziranu paru, veliki protok ora sanjuje energijske gubitke u glavno kondenzatoru pri krajnji režiia rada postrojenja. Eksergijski gubici u glavno kondenzatoru postepeno rastu tijeko cijelog esploatacijskog područja ali su višestruko anji u odnosu na energijske gubitke, eđuti porasto brzine broda eksergijski gubici i dalje jednoliko rastu, što ukazuje na to da je glavni kondezator zaprljan, te da bi bio puno učinkovitiji kada bi se očistio Slika Energijski Eksergijski Gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Energijski i eksergijski gubici glavnog kondenzatora pri projeni opterećenja. Čišćenje glavnog kondenzatora nije jednostavan zavat jer se isti sastoji od oko 000 cijevi. Vreensko trajanje čišćenja cijevi glavnog kondenzatora iznosi oko tjedan dana i taj posao se obično radi za vrijee dokovanja broda. Međuti, kako je za očekivati da se vreeno glavni kondezator zaprlja, konstrukcijski postoji rješenje protustrujnog čišćenja ore glavnog kondezatora. Protustrujno čišćenje izvodi se strujo ora gdje se sustavo ventila i cijevi 7

87 okrene sjer strujanja ora, tako da ore ulazi s izlazne strane kondenzatora i struji na ulaznu stranu i odlazi van broda kroz ulaz zgrtanja ora. U to režiu rada glavnog kondenzatora glavna pogonska turbina ože također raditi ali sanjeno snago, tako da nije neopodno da brod stoji za vrijee te operacije. Okretanje sjera strujanja ora kroz rasladne cijevi, ože se donekle očistiti ulazna ploča koja nosi rasladni cijevni snop kondenzatora od orski organizaa i uvaćenog otpada iz ora. U odnosu na stacionarna postrojenja brodska parnoturbinska postrojenja nisu liitirana zatjevia u pogledu teperature vode za lađenje. Cirkulacijski broj protoka ora i protoka pare i ili kondenzata kroz glavni kondenzator kod proatranog brodskog postrojenja odnosi se kroz projenu opterećenja na glavno pogonsko vratilu prea Slici Ojer protoka rasladne vode i kondenzata Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.0 Ojer protoka rasladne vode kondenzatora i dolazne pare pri projeni opterećenja. Prijerice, dozvoljeno dopušteno zagrijavanje rijeke Save iz Nuklearne elektrane Krško iznosi C [9]. Tipične vrijednosti povećanja teperature rasladne vode na izlazu iz glavnog kondenzatora su 8- C, obuvaćene studijo [9]. Aeričke studije, [96], ukazuju na to da prosječne vrijednosti zagrijavanja rasladne vode na izlazu iz glavnog kondenzatora u odnosu na ulazne teperature kod više od polovine stacionarni terički postrojenja prelaze vrijednosti od C, što ia potencijalno negativan utjecaj na orski ekosustav [97]. Kod proatranog brodskog parnoturbinskog sustava i jerenja izlazne teperature ora, ože se zaključiti da je teperature ora kod gornji najveći operećenja na izlazu iz glavnog kondenzatora veća za 8 C u odnosu na ulaznu teperaturu ora, što je privatljivo obziro na brzinu kretanja broda i disperziju topline ore Slika.. 7

88 9 Porast teperature ora na izlazu iz glavnog kondenzatora [ᵒC] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Porast teperature ora u glavno kondenzatoru. Eksergijski gubici glavnog kondenzatora anji su od energijski zbog kvalitete pare na ulazu u glavni kondenzator, ali se reflektiraju na njegovu učinkovitost što se vidi na Slici.. Energijska analiza neože ocjeniti stanje unutar glavnog kondenzatora, te je energijski glavni kondenzator pri gornji režiia rada postrojenja vrlo učinkovit uređaj. Osciliranje energijske i eksergijske učinkovitosti nakon prebacivanja sustava na lađenje zgrtanje ora nakon 6, in -, ovisi uglavno o projeni sjera orski struja o kojia ovisi količina ulaza rasladne vode u glavni kondezator. Ako sjer struje ora ide u sjeru broda onda će količina ora koje se zgrće biti anja i obratno. Eksergijska učinkovitost glavnog kondenzatora u području rada cirkulacioni pupi najslabije rezultate daje pri stajanju broda u luci, kada u glavni kondenzator dolazi ispušna para iz dva turbogeneratora, u to režiu rada glavni kondenzator ia nižu učinkovitost zbog relativno ale količine kondenzacije ispušne pare sa turbina u odnosu na veliki aseni protok ora koje dolazi preko cirkulacione pupe gdje dolazi do potlađivanja kondenzata. Pokretanje broda eksergijska učinkovitost raste do brzine vrtnje vratila od,8 in - zati počinje opadati jer cirkulaciona pupa ora nea dovoljan kapacitet koji je potreban za učinkovito lađenje povećanje protoka na glavnoj turbini. Prebacivanje sustava na reži rada zgrtanja ore pri 6, in - i povećanje brzine broda učinkovitost počinje rasti. Najbolja eksergijska učinkovitost glavnog kondenzatora nalazi se u području najveći oterećenja postrojenja gdje iznosi ispod 0%. 7

89 Energijska Eksergijska Učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijska i eksergijska učinkovitost glavnog kondenzatora pri projeni opterećenja..6 Evaporator Brodsko parnoturbinsko postrojenje ia dvije jedinice za proizvodnju destilata iz orske vode. Kapacitet jedne jedinice je 60 t/d. Jedna jedinica zadovoljava potrebe potrošnje destilata u noralni uvjetia rada pogona, koji je reda veličine do 0 t/d s jedni propuivanje čađe s generatora pare i ukoliko nea propuštanja pare u pogonu. Potrošnja tretiranog destilata odnosno vode na ostale brodske službe, nije stalna nego ovisi o dnevni aktivnostia posade, te o vreenski uvjetia broda i okvirno se kreće do t/d za posadu od 0 ljudi. Tenologija proizvodnje destilata na brodu je terička obrada [98], [99], [00], [0], što znači da se tlak unutar evaporatora sanjuje ejektoro koji je pogonjen lazo orske vode čie se sanjuje potrošnja pare za isparavanje destilata. Ispareni destilat, prolazi fini filter i kondenzira se na rasladni pločaa kroz koji prolazi napojna vode iz glavnog kondenzatora pri čeu se ona grije. Količina ora koja se dovodi na ulaz u evaporator pupo ora ograničena je pri protoku zbog postavljene prigušnice te iznosi 0,67%, od dobave pupe ora. Ostatak orske vode sa pupe ora pogoni ejektor koji ia dvojaku funkciju i to da stvara podtlak u evaporatoru, te da siše rasolinu odnosno količinu ora koja nije isparila u evaporatoru. Takvo obrado dobije se destilat koji zadovoljava nore koncetracije klorida u destilatu za pogonske generatore pare koji ora biti ispod 6 pp-a, odnosno koji ia provodljivost anju od 00 μs/c, [0]. Kako destilirana voda nije pogodna za ljudsku upotrebu, te da bi se ogla piti, 7

90 7 destilat ora proći dodatnu bakteriološku i ineralnu obradu. Sekcija za obradu destilata u vodi za piće nalazi se u sklopu postrojenja..6. Energijske, eksergijske i asene bilance evaporatora Protok ase i energije evaporatora prikazan je na Slici.,, p t,, p t,, p t 6 6 6,, p t,, p t 7 7 7,, p t,, p t 8 8 8,, p t Slika. Protok ase i energije evaporatora. gdje su: - ulaz napojne vode iz glavnog kondenzatora u evaporator - ulaz pare za isparavanje ora u evaporator - ulaz kondenzata za potlađivanje pare za isparavanje ora u evaporator - ulaz ora u evaporator - izlaz napojne vode iz evaporatora 6 - izlaz destilata iz evaporatora 7 - izlaz kondenzirane pare za isparavanje ora iz evaporatora 8 - izlaz rasoline iz evaporatora Bilnaca aseni protoka evaporatora: (.9) Bilanca energijski tokova evaporatora: El (.0) Energijski gubici evaporatora: l E (.) Kako je C Q transfer topline na evaporatoru onda je: C 7 7 Q (.) Uvođenje supstitucije: C Q l E (.)

91 76 Te dijeljenje cijele jednadžbe sa C Q : C C Q Q El (.) i sređivanje: C C Q Q El (.) Odnosno, energijska učinkovitost evaporatora, prea načelu učinkovitosti (.0) je: ULAZ IZLAZ C I E E Q El (.6) Bilanca eksergijski tokova evaporatora: Exd (.7) Eksergijski gubici evaporatora: xd E (.8) Eksergijska učinkovitost evaporatora: ULAZ IZLAZ ULAZ II Ex Ex Ex Exd (.9).6. Energijska i eksergijska analiza evaporatora Toplinska energija pare dolazi na evaporator do brzine vrtnje glavnog vratila od 68,7 in - iz linije reducirane pare otplinjača, nakon te brzine vrtnje glavnog vratila, evaporator radi u režiu oduzianja pare sa glavne turbine. U to režiu rada ože se reći da evaporator radi kao regenerativni zagrijač napojne vode jer isparava ore toplinsko energijo koja se oduzia sa glavne pogonske turbine gdje zagrijava napojnu vodu iz glavnog kondenzatora koja služi kao rasladni edij u kondenzatorskoj sekciji evaporatora. Energijski i eksergijski gubici evaporatora prate količinu proizvodenog destilata prea Slici.. Eksergijski gubici evaporatora veći su od energijski gubitaka pri svi projenaa opterećenja na glavno vratilu. Proizvedena količina destilata varira o projeni tlaka pare na ulazu u evaporator te o

92 količini kondenzata koji prolazi kroz evaporator i koji služi kao rasladni edij za kondenzaciju destilata. Porast asenog protoka kondenzata u gornji režiia rada povoljno djeluje na gubitke u evaporatoru zbog pojačanog lađenja na kondenzatoru evaporatora te se gubici sanjuju nakon 79, in Energija Eksergija Gubici [kw] Proizvodnja destilata [l/] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijski i eksergijski gubici evaporatora pri projeni opterećenja. Energijska učinkovitost evaporatora vrlo je visoka i kreće se u granicaa iznad 90%, dok eksergijski evaporator nije učinkovit uređaj, s najboljo učinkovitosti od oko 0% u gornji režiia rada, Slika.. 9 Energijska učinkovitost [%] Energijska Eksergijska Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijska i eksergijska učinkovitost evaporatora pri projeni opterećenja. 77

93 Do lošije eksergijske učinkovitosti dolazi uglavno stoga što se jedan dio ne isparenog ora, odnosno rasoline odvodi preko ejektora van broda, čie se dio toplinske energije odbacuje pa se povećavaju gubici eksergije. Učinkovitost bi ogla biti povećana kaskadni isparavanje u drugo stupnju ne isparene količine rasoline. Drugi pristup u sanjenju gubitaka na evaporatoru bio bi sanjivanje količine ora na ulazu u evaporator, što reducira gubitke energije rasoline, no sanjivanje količine dovedenog ora u evaporator povećava se koncentracija klorida u destilatu što nije preporučljivo za generatore pare niti za evaporator zbog taloženja kaenca na cijevia generatora pare i taloženja kaenca na pločaa izjenjivača topline evaporatora. Uslijed taloženja kaenca dolazi do lokalnog pregrijavanja te pucanja cijevi u generatoria pare i pločaa izjenjivača topline evaporatora. Dodatni sanjenje dovoda ora u evaporatoru pospješuje se i taloženje soli na pločaa izjenjivača topline čie se sanjuje kapacitet proizvodnje destilata i skraćuje vrijee izeđu čišćenja evaporatora. Odnos proizvedenog destilata i utrošene pare PR, često se koristi za procjenu učinkovitosti uređaja [00]. Kod brodskog evaporatora taj je ojer anji od jedan tijeko cijelog područja rada i kreće se od oko 0,6 do 0,7 pri najveći proizdvedeni količinaa destilata, Slika.6. Opdnos proizvedenog destilata i utrošene pare [PR] 0,7 0,7 0,70 0,68 0,66 0,6 PR 0, Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Ojer proizvedenog destilata i utrošene pare pri projeni opterećenja. Drugi paraetar koji je u upotrebi, je GOR odnosno ojer izeđu topline koja se koristi da bi se orska voda isparila u destilat i topline koja se dodaje sustavu [0]. Ta dva odnosa vrlo su slični za sustave koji koriste toplinsku energiju za proizvodnju destilata, te se ogu kretati u ovosnosti o konfiguraciji kod veliki sustava od do 0. Za ovaj tip evaporatora proizvođačev 78

94 production ratio PR, odnosno ojer proizvedenog destilata i dovedene toplinske snage pri aksialnoj proizvodnji destilata iznosi 0,8. Mjerene vrijednosti daju lošiji PR odnos, što znači da se u realni pogonski uvjetia troši više pare za proizvodnju destilata od upute proizvođača..7 Kondenzator brtvene pare Kondenzator brtvene pare služi za dogrijavanje kondenzata i kondenzaciju brtvene pare koja izlazi iz brtvenica glavne turbine, turbogeneratora, turbonapojni pupi te aeraciju i kondenzaciju plinova izvučeni iz otplinjača [0]. Tlak unutar kondenzatora brtvene pare je pod ali vakuuo, čie se pospješuje ulazak brtvene pare u kondenzator iz brtvenica turbinske grupe strojeva. Vakuu se unutar kondenzatora brtvene pare održava vakuuski pupaa, parni ejektoria ili pooću centrifugalni ventilatora. Moderna brodska parnoturbinska postrojenja upotrebljavaju centrifugalni ventilator, gdje jereni tlak u kondenzatoru iznosi 0,097 MPa. Kako para kondenzira na cijevia kondenzatora brtvene pare pri to procesu dolazi do odvajanja pare i plinova koji se izbacuju van kondenzatora brtvene pare pooću centrifuglanog ventilatora preko odvajača kapljica u atosferu. Proizvođači pojedini uređaja, daju slijedeće procjene količine brtvene pare po turbinaa u postrojenju i otplinjaču [0], [0]: Propuštanje brtvene pare sa glavne turbine: 0 kg/ Propuštanje brtvene pare sa turbogeneratora: 90 kg/ Propuštanje brtvene pare sa napojni pupi: 0 kg/ Propuštanje brtvene pare sa otplinjača: 0 kg/.7. Energijske, eksergijske i asene bilance kondenzatora brtvene pare Protok ase i energije kondenzatora brtvene pare prikazan je na Slici.7, t p, t p,,, t p, t p,, Slika.7 Protok ase i energije kondenzatora brtvene pare. gdje su: - ulaz brtvene pare u kondenzator brtvene pare - izlaz kondenzata iz kondezatora brtvene pare - ulaz napojne vode u kondenzator brtvene pare - izlaz napojne vode iz kondenzatora brtvene pare 79

95 80 Bilnaca aseni protoka kondenzatora brtvene pare: (.0) Bilanca energijski tokova kondenzatora brtvene pare: El (.) Energijski gubici kondenzatora brtvene pare: l E (.) Energijska učinkovitost kondenzatora brtvene pare: IZLAZ ULAZ I ULAZ E E E El (.) Bilanca eksergijski tokova kondenzatora brtvene pare: Exd (.) Eksergijski gubici kondenzatora brtvene pare: xd E (.) Eksergijska učinkovitost kondenzatora brtvene pare: IZLAZ II ULAZ ULAZ Ex Ex Ex Exd (.6).7. Energijska i eksergijska analiza kondenzatora brtvene pare Kretanje energijski tokova oko kondenzatora brtvene pare prikazano je na Slici.8. Energijski gubici kondenzatora brtvene pare kreću se uglavno ispod 0 kw, propadanje odnosno povećanje energijski gubitaka vidljivo je na dva opterećenja kod 6, i 7, in -. Na oba navedena opterećenja glavna turbina ijenja brzinu vrtnje nešto oštrije nego kod ostali jereni područja. Osjetljivost kondenzatora brtvene pare na projene opterećenja glavne pogonske turbine najbolje se vidi u anovarskoj zoni. Ova osjetljivost kondenzatora brtvene pare na projenu opterećenja, uglavno je vezana uz veličinu kondenzatora brtvene pare, koji nea akuulatorsku sposobnost i nije u stanju kondenzirati naglije skokove u količini pare iz labirintni brtvenica pri većoj projeni opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini. Kako kondenzator nije u stanju kondenzirati ukupnu količinu pare, ože se dogoditi da se ješavina kondenzata i pare prelije preko ventilatora van u prostor strojarnice.

96 Energijski tok [kw] Ulaz Izlaz Gubici Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Kretanje energijski tokova kondezatora brtvene pare pri projeni opterećenja. Kretanje eksergijski tokova kondenzatora brtvene pare, prikazano je na Slici.9. Eksergijski gubici kondenzatora brtvene pare veći su od energijski gubitaka i kreću se u vrijednostia iznad 0 kw, što ukazuje na lošiju eksergijsku učinkovitost kondenzatora brtvene pare. Eksergijska analiza jasno ukazuje na žarište gubitaka, u ovo slučaju je to loš izbor opree, odnosno na neučinkovitost saog kondenzatora brtvene pare. Kao što je bilo rečeno kod energijske analize, zajeno odnosno povećanje kapaciteta kondenzatora brtvene pare porasla bi eksergijska učinkovitost, što bi pozitivno djelovalo i na sa regenerativni ciklus Ulaz Izlaz Gubici 60 0 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] 0 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Kretanje eksergijski tokova kondezatora brtvene pare pri projeni opterećenja. 8

97 Zbog vrlo ali energijski gubitaka, učinkovitost kondenzatora brtvene pare je visoka i kreće se u granica od iznad 8%, Slika.60. Kako se protok brtvene pare prea kondenzatoru brtvene pare vrlo alo ijenja tjeko svi režia rada, ože se zaključiti da su labirintne brtve glavne turbine, turbogeneratora i napojne pupe u vrlo dobro stanju i da nea veći propuštanja od oni koje je dao prizvođač. Upravo suprotno, eksergijska učinkovitost kondenzatora brtvene pare je slaba i kreće se u granicaa od ispod %, Slika.60 i tu postoji još prostora za povećanje učinkovitosti. Iako priarna funkcija kondenzatora brtvene nije regenerativno zagrijavanje napojne vode, nego kondenziranje brtvene pare zbog zaštite okoline od opasnosti udisanja para ispunjeni aditivia, te zaštite saog uređaja od nepotrebne kondenzacije para koje ogu štetno utjecati na električne instalacije [06], svako i alo podizanje teperature napojne vode u sustavu je terodinaički korisno, a čie se štedi potrošnja goriva na generatoria pare Energijska Eksergijska 0 Energijska učinkovitost [%] Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.60 Učinkovitost kondezatora brtvene pare pri projeni opterećenja..8 Niskotlačni zagrijač napojne vode Niskotlačni zagrijač napojne vode uvodi se u parni krug kako bi se oduzianje pare sa niskotlačne turbine povećao stupanj učinkovitosti parnog postrojenja regenerativni zagrijavanje napojne vode. Na niskotlačni zagrijač dolazi i kondenzat s izlaza iz zagrijača zraka generatora pare, koji dogrijavaju vodu na niži brzinaa vrtnje glavnog vratila, prije oduzianja iz niskotlačne turbine. Niskotlačni zagrijač na strani pare ulaza u zagrijač, odnosno izlaza kondenzata iz niskotlačnog zagrijača opreljen je s kontrolo razine kondenzata. Kontrola razine kondenzata iz regenerativnog zagrijača ia ulogu zaštite cijevi unutar niskotlačnog zagrijača u radu od veliki brzina strujanja pare na ulazu u niskotlačni zagrijač. 8

98 8 Iako kontrolna uloga razine kondenzata osigurava duži rad niskotlačnog zagrijača, razina kondenzata unutar zagrijača ne sije biti previsoka, jer se sanjuje kondenzacijska sposobnost na parnoj strani zagrijača zbog površine cijevi koje su ispod kontrolirane razine kondenzata [07]. Niskotlačni zagrijač je cijevno spojen s glavni kondenzatoro što u osigurava rad pod stanoviti podtlako, čie se pospješuje izvlačenje pare iz niskotlačne turbine. Karakteristike niskotlačnog zagrijača napojne vode date su u [08]..8. Energijske, eksergijske i asene bilance niskotlačnog zagrijača napojne vode Protok ase i energije niskotlačnog zagrijača prikazan je na Slici.6.,, p t,, p t,, p t,, p t,, p t Slika.6 Protok ase i energije niskotlačnog zagrijača napojne vode. gdje su: - ulaz napojne vode u niskotlačni zagrijač - izlaz napojne vode iz niskotlačnog zagrijača - ulaz pare sa oduzianja iz niskotlačne turbine - ulaz kondenzata iz zagrijača zraka u niskotlačni zagrijač zraka - izlaz kondenzata iz niskotlačnog zagrijača zraka Bilnaca aseni protoka niskotlačnog zagrijača napojne vode: (.7) Bilanca energijski tokova niskotlačnog zagrijača napojne vode: El (.8) Energijski gubici niskotlačnog zagrijača napojne vode: l E (.9) Energijska učinkovitost niskotlačnog zagrijača napojne vode: ULAZ IZLAZ ULAZ I E E E El (.0) Bilanca eksergijski tokova niskotlačnog zagrijača napojne vode: Exd (.)

99 Eksergijski gubici niskotlačnog zagrijača napojne vode: E xd (.) Eksergijska učinkovitost niskotlačnog zagrijača napojne vode: Exd Ex IZLAZ II Ex ULAZ Ex ULAZ (.).8. Energijska i eksergijska analiza niskotlačnog zagrijača napojne vode Energijski gubici na niskotlačno zagrijaču relativno su aleni i kreću se u rasponu do kw, Slika.6. Sanjeni gubici na niskotlačno zagrijaču pri brzini vrtnje glavnog vratila od 68,7 in - uzrokovani su početko oduzianje pare s niskotlačne turbine, što povoljno utječe na energijske gubitke. Od vreena stajanja broda u luci pa do spoenuti brzina vrtnje glavnog vratila, niskotlačni zagrijač kondenzata grije napojnu vodu sao preko izlaza kondenzata iz zagrijača zraka generatora pare, što je energijski korisno ali do kraja anovarskog područja, od kada gubici počinju rasti. Do ponovnog pada energijski gubitaka dolazi na 7,6 in -. Na ti brzinaa vrtnje glavnog vratila dolazi do početka oduzianja iza visokotlačne pogonske turbine. Energijski tok [kw] Ulaz Izlaz Gubici Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Kretanje energijski tokova niskotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni opterećenja. Iako oduzianje iza visokotlačne turbine nije direktno povezano s niskotlačni zagrijače posljedično djeluje pozitivno na sanjenje gubitaka. Konačno, zadnji pad gubitaka se javlja 8

100 na 8, in -, gdje dolazi do početka oduzianja pare s visokotlačne pogonske turbine koje opet nije direktno povezano s niskotlačni zagrijače napojne vode ali opet posljedično ia povoljan utjecaj na sanjenje gubitaka energije. Iz pretodno rečenog proizlazi da je niskotlačni zagrijač reaktivno osjetljiv na oduzianje s glavne pogonske turbine u sislu da u se sanjuju energijski gubici priliko početka oduzianje pare s glavne turbine. Eksergijski gubici, Slika.6 veći su od energijski gubitaka i kreću se u rasponu od 0 do 70 kw što ukazuje na lošiju eksergijsku učinkovitost niskotlačnog zagrijača napojne vode. Najanji eksergijski gubici nalaze se u anovarsko području vožnje broda, eđuti nakon tog područja bilježi se blagi porast eksergijski gubitaka, sve do područja početka oduzianja pare iz niskotlačne turbine na 68,7 in -. Posebno negativan utjecaj na eksergijske gubitke niskotlačnog zagrijača napojne vode ia početak oduzianja pare izeđu visokotlačnog i niskotlačnog kućišta od 7,6 in - prea krajnji ispitivani točkaa gdje se vidi nagli porast gubitaka. Porast eksergijski gubitaka uzrokovan je nedovoljno učinkovitosti niskotlačnog zagrijača napojne vode. Drugi rječia niskotlačni zagrijač napojne vode ne grije napojnu vodu prea proizvođaču na aksialni 0 C. Najbolja jerena vrijednost grijanja napojne vode na izlazu iz niskotlačnog zagrijača prea jerni rezultatia je iznosila 67 C, što je višestruko anje od navedenog u uputaa proizvođača. Eksergijski tok [kw] Ulaz Izlaz Gubici Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Kretanje eksergijski tokova niskotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni opterećenja. Energijska učinkovitost niskotlačnog zagrijača je vrlo visoka i kreće se u svi režiia rada glavnog pogonskog vratila u vrijednostia od iznad 90%, Slika.6. Najbolje vrijednosti energijske učinkovitosti niskotlačnog zagrijača nalaze se u anovarskoj zoni, u početku 8

101 oduzianja pare iz niskotlačne turbine, te nakon početka oduzianja s visokotlačne turbine, što je u skladu s veličinaa energijski gubitaka na niskotlačno zagrijaču. Eksergijska učinkovitost je znatno niža i iznosi ispod %, gotovo u cijelo području rada niskotlačnog zagrijača napojne vode. Loša eksergijska učinkovitost niskotlačnog zagrijača posljedica je, kako je već spoenuto slabijeg zagrijavanju napojne vode pri veći brzinaa vrtnje glavnog vratila, ali ne sao pri veći brzinaa vrtnje nego i u anovarsko području rada, gdje bi se ogli postići bolji rezultati optiiziranje oduzianja pare s glavne turbine na niskotlačno zagrijaču napojne vode. Općenito slabije zagrijavanje vode u području oduzianja pare s niskotlačne turbine uzrokovano je tenički poteškoćaa na nepovratno ventilu koji je ostao u nepotpuno otvoreno položaju što je uzrokovalo lošiju učinkovitost zagrijača, koja se vidi priliko analize žarišta eksergijski gubitaka. Energijska učinkovitost [%] Energijska Eksergijska Eksergijska učinkovitost [%] 9 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Učinkovitost niskotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni opterećenja. Projena teperature okoline na niskotlačno zagrijaču napojne prikazana je na Slici.6. Sprovedeno ispitivanje osjetljivosti eksergijske učinkovitosti zagrijača napojne vode pri projeni teperature okoline od 0 do 0 C ukazuje na to da je učinkovitost niskotlačnog zagrijača bolja pri niži teperaturaa. Povećanje teperature okoline eksergijska učinkovitost pada. Razlike u teperaturaa okoline iaju veliki utjecaj na učinkovitost niskotlačnog zagrijača napojne vode, koje se kreću u rasponu od oko 0%, te se s tog stanovišta ože reći da je niskotlačni zagrijač napojne vode veoa osjetljiv na projenu teperature okoline. Do velike eksergijske osjetljivosti niskotlačnog zagrijača napojne vode na projenu teperature okoline dolazi stoga što je radno područje niskotlačnog regenerativnog zagrijača 86

102 na niži teperaturaa pare i napojne vode, te u je radni potencijal ali i tie je vrlo ovisan o projeni teperature okoline C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Kretanje eksergijske učinkovitosti niskotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni teeprature okoline..9 Viskotlačni zagrijač napojne vode Viskotlačni zagrijač napojne vode uvodi se u parni krug kako bi se oduzianje pare sa izlaza iz visokotlačne turbine povećao stupanj učinkovitosti parnog postrojenja regenerativni zagrijavanje napojne vode. Kada visokotlačni zagrijač napojne vode ne radi u režiu rada oduzianja pare sa izlaza iz visokotlačne turbine, onda para za predzagrijavanje napojne vode dolazi sa linije oborene pare iz generatora pare. Oborena para sa generatora pare se reducira s radnog tlaka generatora pare koji iznosi 6 MPa na sanjeni tlak od 0, MPa. U trenutku kada tlak pare na izlazu iz visokotlačne turbine prijeđe zadanu vrijednost redukcijske stanice od 0, MPa, onda se redukcijska stanica zatvori, te počinje regenerativno zagrijavanje oduzeto paro iza visokotlačne turbine. Razina kondenzata na izlazu iz visokotlačnog zagrijača napojne vode održava se kontroloro razine kondenzata slično kao i kod niskotlačnog zagrijača napojne vode. Karakteristike viskotlačnog zagrijača napojne vode date su u [09]. 87

103 .9. Energijske, eksergijske i asene bilance visokotlačnog zagrijača napojne vode Protok ase i energije visokotlačnog zagrijača prikazan je na Slici.66., t p, t p,,, t p, t p,, Slika.66 Protok ase i energije visokotlačnog zagrijača. gdje su: - ulaz napojne vode u visokotlačni zagrijač - izlaz napojne vode iz visokotlačnog zagrijača - ulaz pare u visokotlačni zagrijač - izlaz kondenzata iz visokotlačnog zagrijača Bilnaca aseni tokova visokotlačnog zagrijača napojne vode: (.) Bilanca energijski tokova visokotlačnog zagrijača napojne vode: El (.) Energijski gubici visokotlačnog zagrijača napojne vode: E l (.6) Energijska učinkovitost visokotlačnog zagrijača napojne vode: El E IZLAZ I E ULAZ E (.7) ULAZ (.0).9. Energijska i eksergijska analiza visokotlačnog zagrijača napojne vode Raspon energijski tokova na ulazu i izlazu iz visokotlačnog zagrijača napojne vode kreće se od 00 do 800 kw pri projeni brzine vrtnje glavnog vratila u jereno rasponu. Energijski gubici na proatrano području su relativno ali i iznose do 6 kw, Slika.67. Energijski 88 Bilanca eksergijski tokova visokotlačnog zagrijača napojne vode: Exd (.8) Eksergijski gubici visokotlačnog zagrijača napojne vode: E xd (.9) Eksergijska učinkovitost visokotlačnog zagrijača napojne vode: Exd Ex IZLAZ II Ex ULAZ Ex ULAZ

104 gubici rastu povećenja brzine vrtnje glavnog vratila i dostižu svoj aksiu na 7,6 in -. U donji režiia rada nepovoljna radna točka odnosi se na 6,7 in -, gdje dolazi do veće projene opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini, odnosno projene količine napojne vode kroz visokotlačni zagrijač, što pridonosi porastu energijski gubitaka. Uzrok povećani energijski gubicia u to trenutku je oscilacija razine kondenzata u visokotlačno zagrijaču što se nepovoljno odražava na energijske gubitke visokotlačnog zagrijača napojne vode. Energijski tok [kw] Ulaz Izlaz Gubici Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.67 Kretanje energijski tokova viskotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni opterećenja. Eksergijski tokovi iz visokotlačnog zagrijača prikazani su na Slici Ulaz Izlaz Gubici 0 00 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.68 Kretanje eksergijski tokova viskotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni opterećenja. 89

105 Najanji eksergijski gubici nastaju pri stajanju broda u luci nakon toga su u poraastu. Na 79, in - dolazi do blagog pada eksergijski gubitaka na visokotlačno zagrijaču napojne vode koji su uzrokovani zatvaranje redukcijske stanice 6/0, MPa te povoljni djelovanje oduzete pare nakon visokotlačne turbine koja ia veću specifičnu entalpiju od oborene pare sa redukcijske stanice generatora pare. Kako para sa glavne turbine ia veći eksergijski potencijal, tie je potrebno dovesti anju količinu pare na visokotlačni zagrijač što se očituje pado eksergijski gubitaka pri ti brzina vrtnje glavnog vratila. Eksergijski gubici na visokotlačno zagrijaču veći su od energijski gubitaka pri cijelo proatrano području i iznose oko 00 kw u gornji režiia rada glavne pogonske turbine. Energijska i eksergijska učinkovitost visokotlačnog zagrijača prikazana je na Slici.69. Energijska učinkovitost je vrlo visoka u svi radni područjia i kreće se u vrijednostia od iznad 9%. Međuti, eksergijski gledano visokotlačni zagrijač je poddienzioniran što se vidi opadanje učinkovitosti povećanje opterećenja na glavnoj turbini, gdje učinkovitost pada do ~ 8% u zadnjoj jerenoj točki. Dobro dienzioniran visokotlačni zagrijač, trebao bi održavati učinkovitost porasto opterećenja što ovdje nije slučaj, čak niti nakon uvođenja oduzete pare s izlaza iza visokotlačne turbine. Eksergijska učinkovitost visokotlačnog zagrijača porasla bi uvođenje dodatne jedinice koja bi koristitla oduzetu paru sa visokotlačne turbine. Učinkovitost na visokotlačno zagrijaču ogla bi porasti i uvođenje dijela pare sa oduzianja iz visokotlačne turbine na postojeći zagrijač što bi oglo povećati specifičnu entalpiju pare na ulazu u zagrijač i tie sanjiti ukupnu potrošnju pare za grijanje napojne vode na visokotlačno zagrijaču Energijska Eksergijska Učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.69 Učinkovitost visokotlačnog zagrijača napojne vode pri projeni opterećenja. 90

106 Ispitivanje osjetljivosti visokotlačnog regenerativnog zagrijača na projenu teperature okoline prikazano je na Slici.70. Eksergijska učinkovitost visokotlačnog zagrijača opada porasto teperature okoline u rasponu ~ % u donji režiia rada. U gornji režiia rada visokotlačnog zagrijača napojne vode taj odnos je još nepovoljniji i kreće se do % C 0 C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.70 Kretanje eksergijske učinkovitosti visokotlačnog regenerativnog zagrijača pri projeni teperature okoline..0 Otplinjač Otplinjač ia dvojaku funkciju u parno krugu: da rasprši napojnu vodu u sitne kapljice kako bi se olakšalo oslobađanje otopljeni plinova CO, O i HS iz napojne vode [0], te da djeluje kao direktni zagrijač napojne vode. Osobito štetno djelovanje ia otopljeni kisik koji korozivno djeluje na sustav. Meaniza otplinjavanja topivi plinova u napojnoj vodi zasniva se na fizičkoj zakonitosti pri kojoj tekućina na teperaturi zasićenja iz sebe ispušta otopljene plinove [0]. Kako bi se pospješilo zagrijavanje napojne vode i proces odvajanja otopljeni plinova iz napojne vode u sao otplinjaču se nalaze ventili koji dovedenu napojnu vodu raspršavaju i tie ubrzavaju spoenute procese. Zagrijavanje napojne vode u otplinjaču izvedeno je na dva načina i to: oduzianje pare sa glavne turbine, odnosno sa izlaza iz visokotlačne turbine, te dovođenje oborene pare sa generatora pare kada je oduzianje pare sa glavne turbine zatvoreno. Drugi način izveden je sustavo redukcijski stanica tlaka gdje se dovodi para na otplinjač sa ispua iz turbine napojne pupe i sa sustava oborene pare iz generatora pare. U otplinjaču se napojna voda direktno zagrijava s paro do teperature zasićenja napojne vode. Radni tlak na otplinjaču je 0,8 MPa i postavljen je od strane proizvođača. 9

107 9.0. Energijske, eksergijske i asene bilance otplinjača Protok ase i energije otplinjača prikazan je na Slici.7.,, p t,, p t,, p t,, p t,, p t Slika.7 Protok ase i energije otplinjača. gdje su: - ulaz pare za zagrijavanje napojne vode u otplinjač - ulaz napojne vode u otplinjač - ulaz kondenzata iz visokotlačnog zagrijača u otplinjač - recirkulacija napojne vode otplinjača - izlaz napojne vode iz otplinjača iz otplinjača Bilanaca aseni protoka otplinjača: (.) Bilanca energijski tokova otplinjača: El (.) Energijski gubici otplinjača: l E (.) Energijska učinkovitost otplinjača: ULAZ IZLAZ ULAZ I E E E El (.) Bilanca eksergijski tokova otplinjača: Exd (.) Eksergijski gubici otplinjača: xd E (.6)

108 Eksergijska učinkovitost otplinjača: Exd Ex IZLAZ II Ex ULAZ Ex ULAZ (.7) Otplinjač je iteracijsko čvoriste te se za proračun bilance ase pare za grijanje otplinjača koristi iteracijska sea: xn f(x) (.8) Iteracija se završava kada se zadovolji potrebna točnost. Odabrana vrijednost točnosti iteracije je < 0 kg/ pare: x i xi (.9) Progra je podešen na aksialno 00 iteracija ili na aksialnu projenu pretodne i slijedeće iteracije od 0,00, []: Slika.7 Iteracijska sea bilance ase otplinjača..0. Energijska i eksergijska analiza otplinjača Energijski tokovi otplinjača pri projeni opterećenja prikazani su na Slici.7. Razlika energijski tokova na ulazu i izlazu iz otplinjača pri stajanju broda u luci te za vrijee anovre broda veća je u odnosu na plovidbeni reži broda, što je ponajprije uvjetovano recirkulacijski režio rada napojne pupe. Takvo kretanje energijski tokova oko otplinjača negativno djeluje na gubitke energije koji su povećani u to radno području, a gdje se kreću u 9

109 veličinaa oko 000 kw. U režiu plovidbe broda gubici energijski tokova su anji i kreću se u vrijednostia od ispod 00 kw Ulaz Izlaz Gubici Energijski tok [kw] Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Kretanje energijski tokova otplinjača pri projeni opterećenja. Gubici eksergijski tokova na otplinjaču također su veći pri stajanju u luci i pri anovri broda Slika.7. Eksergijska analiza otplinjača također ukazuje na to da se najveći gubici na otplinjaču nalaze u području stajanja broda u luci i anovri broda gdje se ti gubici penju do 00 kw, na što najviše utječe recirkulacija vode iz otplinjača u otplinjač. Nakon anovarskog područja gubici se sanjuju i kreću se u veličinaa od 00 do 600 kw. Povećani eksergijski gubici u cijelo radno području ukazuju na slabosti u uređaju ili sustavu oko otplinjača koji djeluju negativno na eksergijsku učinkovitost saog otplinjača Ulaz Izlaz Gubici Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Kretanje eksergijski tokova otplinjača pri projeni opterećenja. 9

110 Slika.7 pokazuje energijsku i eksergijsku učinkovitost otplinjača pri projeni opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini. Kod stajanju broda u luci eksergijska učinkovitost otplinjača je oko %. Porasto opterećenja, raste količina napojne vode koja ide prea generatoria pare, što povoljno utječe na otplinjač te u učinkovitost raste. Do pada učinkovitosti na 6, in - dolazi zbog nagle projene količine napojne vode prea generatoria pare uslijed zatvaranja stanice za odbacivanje viška pare. Porast opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini i zatvaranje recirkulacije napojne vode pozitivno djeluju na eksergijsku učinkovitost otplinjača i jasno se vidi porast učinkovitosti od 6, in - na dalje. Učinkovitost otplinjača nakon toga je u svi režiia rada ujednačena. Do blagog porasta učinkovitosti dolazi nakon 7,6 in - zbog početka oduzianja pare s glavne pogonske turbine jer dovedena para ia veći toplinski potencijal odnosno specifičnu entalpiju u odnosu na oborenu paru iz generatora pare, što opet povoljno djeluje i na eksergijsku učinkovitost otplinjača. Eksergijski gledano otplinjač nije učinkovit uređaj pri stajanju broda u luci te u anovarskoj zoni broda. Kako otplinjač nije oguće zaobići u parno krugu, povećanje njegove učinkovitosti bilo bi oguće uvođenje pupe lučkog pogona koja nebi recirkulirala napojnu vodu. Povećanje učinkovitosti oglo bi se ostvariti i optiiziranje radnog tlaka na otplinjaču pri projeni opterećenja glavne turbine Energijska Eksergijska Učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Učinkovitost otplinjača pri projeni opterećenja. Slika.76 prikazuje ispitivanje osjetljivosti otplinjača na projenu teperature okoline od 0 do 0 C. Porasto teperature okoline eksergijska učinkovitost otplinjača pada u svi režiia rada. Osjetljivost koponente na projenu teperature okoline iznosi ~,% za svaki 0 C. 9

111 Eksergijska učinkovitost [%] C 0 C 0 C 0 C 0 C Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.76 Kretanje eksergijske učinkovitosti otplinjača pri projeni teperature okoline.. Zagrijač zraka Generatori pare opreljeni su zagrijačia zraka, koji podižu osjetnu toplinu zraka na ulazu u ložište. Podizanje teperature zraka na ložištu dobiju se uštede u potrošnji goriva, odnosno povećava se stupanj učinkovitosti generatora pare [], []. Zagrijač zraka generatora pare grije se paro iz sustava oborene pare preko redukcijski stanica gdje u se održava tlak na ulazu od 0, MPa. Kada tlak s oduzianja iz visokotlačne turbine prijeđe vrijednost od 0, MPa, redukcijska stanica s linije oborene pare se zatvara te se zagrijač zraka grije paro koja se oduzia s izlaza iz visokotlačne turbine... Energijske, eksergijske i asene bilance zagrijača zraka Protok ase i energije zagrijača zraka prikazan je na Slici.77., t p, t p,,, t p, t p,, Slika.77 Protok ase i energije zagrijača zraka. gdje su: - ulaz pare u zagrijač zraka - izlaz kondenzata iz zagrijača zraka - ulaz zraka u zagrijač zraka - izlaz zraka iz zagrijača zraka 96

112 97 Bilanca aseni protoka zagrijača zraka: (.60) Bilanca energijski tokova zagrijača zraka: El (.6) Energijski gubici zagrijača zraka: (.6) Energijska učinkovitost zagrijača zraka: ULAZ IZLAZ ULAZ I E E E El (.6) Bilanca eksergijski tokova zagrijača zraka: Exd (.6) Eksergijski gubici zagrijača zraka: xd E (.6) Eksergijska učinkovitost zagrijača zraka: ULAZ IZLAZ ULAZ II Ex Ex Ex Exd (.66).. Energijska i eksergijska analiza zagrijača zraka Analiza energijski tokova na zagrijačia zraka za generatore pare broj jedan i dva prikazana je na Slikaa.78 i.79. Energijski gubici za oba zagrijača vrlo su ali i kreću se u vrijednostia do kw. Kod zagrijača zraka broj dva pri brzini vrtnje glavnog vratila od 8,9 in -, vidljiv je skok energijski gubitaka. Ti gubici nisu stalni nego su odraz stanja jerne opree. Najanji energijski gubici na zagrijačia zraka nastaju pri stajanju broda u luci te kod rasterećenja generatora pare nakon zatvaranja redukcijske stanice odbacivanja viška pare na 6,7 in -. Nakon tog područja gubici rastu sve do 79, in - kada se zatvara redukcijska stanica 0, MPa koja dovodi paru za grijanje zraka na zagrijač zraka te započinje dolaziti para na zagrijač zraka sa izlaza iz visokotlačne turbine. l E

113 Ulaz Izlaz Gubici,0,,0 Energijski tok [kw] ,,0,,0,,0 0, 0,0 Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.78 Energijski tokovi zagrijača zraka broj pri projeni opterećenja Ulaz Izlaz Gubici 0 Eenergijski tok[kw] Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.79 Energijski tokovi zagrijača zraka broj pri projeni opterećenja. Eksergijska analiza tokova zagrijača zraka broj jedan i dva prikazana je na Slici.80 i.8. Rezultati analize pokazuju da su eksergijski gubici puno veći na zagrijačia zraka od energijski gubitaka te njiova vrijednost doseže u najveći režiia rada glavnog vratila do 0 kw. Eksergijski gubici rastu porasto opterećenja glavne pogonske turbine. Kako je već i spoenuto u energijskoj analizi, pri brzini vrtnje glavnog vratila od 79, in - dolazi do zatvaranja kontrolne stanice oborene pare 0, MPa te se na zagrijač zraka dovodi oduzeta para sa izlaza iz visokotlačne turbine, pri čeu se usporava trend porasta eksergijski gubitaka te dolazi do privreenog sanjenja gubitaka. Kako sanjanje eksergijski gubitaka nije veliko 98

114 nakon zatvaranja redukcijske stanice, uvođenje ranijeg prelaska zagrijača zraka na grijanje paro oduzeto nakon visokotlačne turbine, oglo bi se nešto sanjiti ukupna potrošnja pare na generatoria pare ali bi se sanjila i učinkovitost na zagrijačia zraka generatora pare. Iz toga slijedi da je odabrani tlak na stanici dobro proračunat za potrebe grijanja zagrijača zraka generatora pare Ulaz Izlaz Gubici 00 0 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.80 Eksergijski tokovi zagrijača zraka broj pri projeni opterećenja Ulaz Izlaz Gubici 00 0 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Eksergijski tokovi zagrijača zraka broj pri projeni opterećenja. Energijska učinkovitost zagrijača zraka broj jedan i dva vrlo je visoka i kreće se iznad 98% u svi režiia rada, Slika.8. 99

115 00,0 99,9 Zagrijač zraka broj Zagrijač zraka broj Energijska učinkovitost [%] 99,8 99,7 99,6 99, 99, 99, 99, 99, 99,0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Energijska učinkovitost zagrijača zraka broj i pri projeni opterećenja. Eksergijska učinkovitost zagrijača zraka broj jedan i dva prikazana je na Slici.8. Eksergijska učinkovitost oba zagrijača zraka je slaba i iznosi ispod 0% u gornji režiia rada pogonskog postrojenja. Najbolje vrijednosti se postižu pri stajanju broda u luci i na niži opterećenjia, što ukazuje na to da je zagrijač podkapacitiran ili prljav. Dobro odabrani zagrijač zraka trebao bi iati najbolje rezultate pri noralni stalni brzinaa vrtnje glavnog propulzijskog vratila, što ovdje nije slučaj. NCR Noral continuous rating ili noralni stalni rada glavne pogonske turbine iznosi 8 in -, dok je MCR Maxiu continuous rating 88 in -. Vidljivo je da približavanje brzine vrtnje glavnog vratila prea NCR-u, eksergijska učinkovitost slabi. Eksergijska učinkovitost [%] 70 Zagrijač zraka broj Zagrijač zraka broj Brzina vrtnje glavnog vratila [in-] Slika.8 Eksergijska učinkovitost zagrijača zraka broj i pri projeni opterećenja. 00

116 Ispitivanje osjetljivosti zagrijača na projenu teperature okoline prikazano je na Slikaa.8 i.8. Oba zagrijača zraka podjednako su osjetljiva na projenu teperature okoline. Očito je da s povećanje brzine vrtnje glavnog pogonskog vratila osjetljivost na projenu teperature okoline raste te je veća nego pri stajanju broda. Porasto teperature sanjuje se eksergijska učinkovitost na oba zagrijača zraka, trend sanjenja eksergijske učinkovitosti ubrzava pad pri viši teperaturaa okoline, što je vidljivije na teperaturaa okoline izeđu 0 i 0 C Eksergijska učinkovitost [%] C 0 C 0 C 0 C 0 C Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Kretanje eksergijske učinkovitost zagrijača zraka broj pri projeni teperature okoline Eksergijska učinkovitost [%] C 0 C 0 C 0 C 0 C Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Kretanje eksergijske učinkovitost zagrijača zraka broj pri projeni teperature okoline. 0

117 . Mlaki zdenac Sustav glavnog kondenzata na parnoturbinski brodovia, kao dio zatvorenog kruga napojnog ciklusa, dionica je napojne vode koja ide od glavnog kondenzatora do generatora pare. Kodenzat koji se uzia iz glavnog kondenzatora prolazi evaporator, kondenzator brtvene pare, niskotlačni zagrijač napojne vode, otplinjač, dolazi na glavnu napojnu pupu, s koje ide na visokotlačni zagrijač napojne vode, a nakon toga odlazi u generatore pare. Za vrijee tog procesa teperatura napojne vode raste sa teperature zasićenja u glavno kondenzatoru koja je u granica od 0 do 0 C pa sve do ~ 0 C prije ulaska u generatore pare. Sekcijski zagrijači spoenute dionice napojne vode, dijele se na ekstrakcijske ili regenerativne zagrijače te zagrijače napojne vode koji rade bez oduzianja pare sa glavne turbine. Kondenzirana para s evaporatora, kondenzatora brtvene pare te zagrijača napojne vode prvog stupnja sakuplja se u lako zdencu, gdje se iješa sa destilirano vodo, koja se dodaje u sustav iz tankova destilata. Destilirana voda, nadoknađuje gubitke u sustavu, koji ako nea propuštanja uglavno odlaze na gubitke pare za rasprskavanje, te na gubitke propuivanja čađe na generatoria pare. Mlaki zdenac, Slika.86 je kolekcijsko čvorište za kontainirani i čisti kondenzat. Ove dvije struje kondenzata dolaze iz pooćnog sustava pare. Kontainirani kondenzat dolazi iz različiti zagrijača tankova teškog goriva te zagrijača ulja. Kako bi se spriječila kontainacija sustava priliko propuštanja zagrijača, kondenzat prvo prolazi jedinicu za analizu vode koja daje alarni signal u slučaju prevelike koncentracije nečistoća u kondenzatu. S druge strane čisti kondenzat dolazi iz zagrijača koji ne sadrže HC sastojke. Kako je napojni krug dinaičan laki zdenac aortizira višak i anjak napojne vode u sustavu dodavanje ili oduzianje vode iz sustava prea tankovia destilata. Slika.86 Sustav napojne vode i laki zdenac. 0

118 0.. Energijske, eksergijske i asene bilance lakog zdenca Protok ase i energije lakog zdenca prikazan je na Slici.87.,, p t,, p t,, p t 7 7 7,, p t,, p t,, p t 6 6 6,, p t Slika.87 Protok ase i energije lakog zdenca. gdje su: - ulaz kondenzata u laki zdenac iz evaporatora - ulaz kondenzata u laki zdenac iz kondenzatora brtvene pare - ulaz kondenzata u laki zdenac iz niskotlačnog zagrijača napojne vode - ulaz kondenzata u laki zdenac iz rasladnika kontainiranog kondenzata - ulaz kondenzata u laki zdenac iz rasladnika čistog kondenzata 6 - ulaz destilata u laki zdenac 7 - izlaz kondenzata iz lakog zdenca Bilnaca aseni protoka lakog zdenca: 7 6 (.67) Bilanca energijski tokova lakog zdenca: El (.68) Energijski gubici lakog zdenca: l E (.69) Energijska učinkovitost lakog zdenca: ULAZ IZLAZ ULAZ I E E E El (.70)

119 Bilanca eksergijski tokova lakog zdenca: Exd (.7) Eksergijski gubici lakog zdenca: E xd (.7) Eksergijska učinkovitost: Exd II Ex ULAZ Ex Ex IZLAZ ULAZ (.7).. Energijska i eksergijska analiza lakog zdenca Rezultati energijske analize tokova lakog zdenca pokazuju da su kod niži opterećenja glavne pogonske turbine ukupni energijski gubici lakog zdenca, veći u odnosu na viša opterećenja glavne pogonske turbine, Slika.88. Do povećani gubitaka energije u anovarsko području broda dolazi zbog akuulacijske funkcije lakog zdenca, koji aortizira projene opterećenja u sustavu, odnosno preko njega se nadoknađuje nedostatak napojne vode u sustavu. Prolasko anovarskog područja i otvaranje sustava zgrtanja ore gubici i dalje ostaju povećani, sve do 6,6 in - nakon čega se sustav stabilizira te se energijski gubici sanjuju i raspoređuju ujednačenije tjeko daljnjeg povećanja snage na glavnoj turbini. Energijski tok [kw] Ulaz Izlaz Gubici,,0,,0,,0,,0 0, 0,0 Energijski gubici [kw] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.88 Kretanje energijski tokova lakog zdenca pri projeni opterećenja. 0

120 Eksergijski gubici u tokovia lakog zdenca ponašaju se upravo suprotno od energijski gubitaka, te pokazuju ravnojerno povećanje gubitaka porasto opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini, Slika.89. Visina aplitude eksergijski gubitaka na tokovia iznosi oko 0 kw pri najveći opterećenjia. Na trenutni pad eksergijski gubitaka djeluje početak oduzianja s visokotlačne turbine koji se događa pri brzini vrtnje glavnog vratila od 8, in -. Para koja se oduzia sa visokotlačne turbine koristi se za potrebe servisa broda, što povoljno djeluje na eksergijske gubitke lakog zdenca Ulaz Izlaz Gubici 0 Eksergijski tok [kw] Eksergijski gubici [kw] Slika.89 Kretanje eksergijski tokova lakog zdenaca pri projeni opterećenja. Usporedba energijske i eksergijske učinkovitosti prikazana je na Slici.90. Energijska učinkovitost lakog zdenca je visoka i kreće se u iznad 98% u svi jerni područjia. 00 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] 9 Učinkovitost [%] Energijska Eksergijska 7 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.90 Učinkovitost lakog zdenca pri projeni opterećenja. 0

121 Rezultati eksergijske analize ukazuju na to da je učinkovitost lakog zdenca nešto slabija kod stajanja broda u luci, te pri anovarsko režiu rada glavne pogonske turbine. Porasto opterećenja učinkovitost raste. Eksergijska učinkovitost lakog zdenca pri stajanju broda u luci kreće se ispod 80%. Prelasko glavne pogonske turbine sa anovarske zone na zonu plovidbe broda, učinkovitost raste i stabilizira se u granicaa od oko 90%. Na Slici.9 prikazani su aseni udjeli kondenzata iz lakog zdenca te napojne vode nakon niskotlačnog zagrijača u njiovo ješalištu. Pri stajanju broda u luci udio kondenzata iz lakog zdenca u ješalištu je preko 0%, dok kasnije tjeko anovre broda i povećanje brzine vrtnje glavnog vratila taj udio ravnojerno opada i stabilizira se na oko %. Teperatura kondenzata na izlazu iz lakog zdenca ia direktan utjecaj na teperaturu napojne vode nakon ješališta. Njeni sanjivanje rastu gubici otplinjaču koji je slijedeći eleent u nizu. Optiiziranje teperature na izlazu iz lakog zdenca ože se povećati učinkovitost lakog zdenca što rezultira povećanje učinkovitosti cijelog sustava Kondenzat iz lakoga zdenca Napojna voda nakon niskotlačnog zagrijača Maseni udio [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Maseni udjeli kondenzata iz lakog zdenca i napojne vode nakon niskotlačnog zagrijača pri projeni opterećenja. Slika.9 prikazuje ispitivanje osjetljivost lakog zdenca na projenu teperature okoline. Rezultati ispitivanja pokazuju da je laki zdenac vrlo osjetljiv na projenu teperature okoline jer radi s niski eksergijski potencijalia kondenzata. Porasto teperature okoline rastu eksergijski gubici lakog zdenca. Pad učinkovitosti jače je izražen pri stajanju broda u luci i pri donji režiia rada glavne turbine. Učinkovitost izraženije opada pri veći teperaturaa okoline što je dobro vidljivo na Slici.9 pri teperaturaa izeđu 0 i 0 C. 06

122 00 90 Eksergijska učinkovitost [%] C 0 C 0 C 0 C 0 C Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Kretanje eksergijske učinkovitosti lakog zdenca pri projeni teperature okoline. 07

123 . REZULTATI NUMERIČKOG MODELA POMOĆNIH SUSTAVA ANALIZIRANOG BRODSKOG PARNOTURBINSKOG SUSTAVA. Ventilatori zraka za generatore pare Generatori pare opreljeni su s jedni aksijalni ventilatoro zraka po svakoj jedinici. U slučaju prestanka rada jedne jedinice, postoji opcija prebacivanja generatora pare na zajednički rezervni ventilator zrak koji je dienzijaa i veličino isti kao i radne jedinice. Dobava zraka prea generatoria pare, kontrolira se pooću veličine otvorenosti lopatica zraka na ulazu u ventilator. Povećanje kuta otvorenosti lopatica povećava se dobava ventilatora i obrnuto. Ventilator ia slijedeće karakteristike []: Dobava zraka: 0 /in Snaga elektrootora: 8 kw P V, t, p, t, p gdje su: - ulaz zraka u ventilator zraka - izlaz zraka iz ventilatora zraka Slika. Bilanca ase i energije ventilatora zraka... Energijske, eksergijske i asene bilance ventilatora zraka Protok ase i energije ventilatora zraka prikazan je na Slici.., t p, t p P V,, Slika. Protok ase i energije ventilatora zraka. Bilanca aseni protoka ventilatora zraka: (.) Bilanca energije ventilatora zraka: P El V (.) 08

124 Energijski gubici ventilatora zraka: E l PV Energijska učinkovitost ventilatora zraka: E l E P (.) IZLAZ V I E ULAZ E (.) ULAZ PV PV Bilanca eksergije ventilatora zraka [], [6]: P Exd V (.) Eksergijski gubici ventilatora zraka: E xd (.6) PV Eksergijska učinkovitost ventilatora zraka: E xd Ex PV IZLAZ (.7) II Ex ULAZ Ex ULAZ PV PV Jednadžba očuvanja energije za ustaljeni protok po Bernoulliju [7], p c g z p c g z (.8) Zanearivanje kinetičkog i potencijalnog člana snaga na ventilatoru zraka je: V p p P V (.9) gdje su: p0 - atosferski tlak, MPa p - tlak nakon ventilatora zraka, MPa ṁ - asa zraka, kg/s ρ - specifična gustoća zraka, kg/ ηv - učinkovitost ventilatora zraka PV - snaga ventilatora zraka, kw.. Energijska i eksergijska analiza ventilatora zraka Energijska i eksergijska učinkovitost te gubici na ventilatoria zraka za generatore pare broj jedan i dva, prikazani su na Slici. i.. Kako brodski generatori pare iaju tendenciju sanjenja teperature pare pri niži opterećenjia, što se izbjegava zbog opasnosti od dolaska vlažne pare u sustav, onda se pri stajanju broda u luci, ventilatoria zraka daje zatjev za podizanje pretička zraka za ~, do, puta od prograski zadanog. Veći pretičko zraka produžuje se plaen u ložištu što povoljno utječe na teperaturu izlaza pare što je već 09

125 bilo rečeno kod generatora pare. Povoljno djelovanje na teperaturu pare, ublažava gubitke na ventilatoria zraka koji su visoki u području rada ventilatora zraka u luci i pri anovri broda gdje je energijska učinkovitost oko 0, a eksergijska oko 0%. 0 0 Energijski gubici Energijska učinkovitost Eksergijski gubici Eksergijska učinkovitost Energijski i eksergijski gubici [kw] Učinkovitost [%] 0 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijska i eksergijska učinkovitost te gubici ventilatora zraka broj pri projeni opterećenja Energijski gubici Energijska učinkovitost Eksergijski gubici Eksergijska učinkovitost Energijski i eksergijski gubici [kw] Učinkovitost [%] 0 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Energijska i eksergijska učinkovitost te gubici ventilatora zraka broj pri projeni opterećenja. Najpovoljnije područje rada za oba ventilatora zraka nalazi se pri krajnji opterećenjia glavnog propulzijskog vratila, gdje se gubici sanjuju, jer se lopatice ventilatora zraka kreću prea krajnji kutovia otvaranja, te se sanjuju gubici trenja strujanja zraka. U krajnji jereni područjia rada, eksergijska učinkovitost dosiže oko %, dok energijska 0

126 učinkovitost ostaje niža. Razlika energijski i eskergijski gubitaka te učinkovitosti u trendu kod ventilatora zraka izeđu generatora pare broj i očituje se u brže odzivu generatora pare broj koji ia ulogu astera odnosno vodećeg generatora pare, u odnosu na slave odnosno prateći generator pare. Zbog relativno visoki gubitaka u donji režiia rada na ventilatoria zraka, pogodnije rješenje bila bi izvedba ventilatora zraka s dvije brzine gdje bi se sanjili gubici ventilatora zraka u luci te u području anovarskog režia rada broda. Sanje brzine vrtnje ventilatora zraka nosi kao posljedicu povećanje kuta otvorenosti lopatica zraka što sanjuje gubitke trenja zraka. Ispitivanje eksergijske osjetljivosti ventilatora zraka na projenu teperature okoline, prikazano je na Slikaa. i.6. Kao što je vidljivo, ventilatori zraka su inialno osjetljivi na projenu teperature okoline u anovarsko području rada i pri krajnji opterećenjia na glavno vratilu. U gornji režiia rada, pri najveći projenaa teperature, učinkovitost ventilatora zraka inialno raste u odnosu na bazični eksergijski proračun i po toe se ventilator zraka razlikuju od ostali koponenti kod koji učinkovitost opada s porasto teperature okoline. Porast eksergijske učinkovitosti od 0 do 0 C, kreće se u veličinaa od oko,% C 0 C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Kretanje eksergijske učinkovitost ventilatora zraka broj pri projeni teperature okoline.

127 C 0 C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Kretanje eksergijske učinkovitost ventilatora zraka broj pri projeni teperature okoline.. Pupe kondenzata Parnoturbinsko postrojenje sastoji se od više brodski sustava koji koriste različite vrste pupi za svoju službu. Analizirani brodski Rankineov ciklus obuvaća tri pupe i to: pupu kondenzata, pupu pooćnog kondezata, te glavnu napojnu pupu. Analiza glavne napojne pupe učinjena je pretodno, preostala analiza dviju pupi u pogonski uvjetia rada učinjena je u ovo dijelu... Energijske, eksergijske i asene bilance pupi kondenzata Protok ase i energije pupe prikazan je na Slici.7., t p, t p P,, Slika.7 Protok ase i energije pupe. gdje je: ulaz kondenzata u pupu kondenzata izlaz kondenzata iz pupe kondenzata Bilanca aseni protoka pupe: (.0)

128 Bilanca energije pupe []: El P (.) Energijski gubici pupe: E l Energijska učinkovitost pupe: E l E P (.) IZLAZ P I E ULAZ E (.) ULAZ P P Bilanca eksergije pupe: Exd P (.) Eksergijski gubici pupe [8], [9], [0]: E xd (.) P Eksergijska učinkovitost pupe: E xd Ex P IZLAZ P (.6) II Ex ULAZ Ex ULAZ P P Jednadžba očuvanja energije za ustaljeni protok po Bernoulliju [7], p c g z p c g z (.7) Zanearivanje kinetičkog i protočnog člana snaga na pupi je: P PP g z z P (.8) P gdje su: p - tlak, Pa ṁ - protočna asa fluida, kg/s g - gravitacijska konstanta, /s z - visina dobave pupe, ηp - učinkovitost pupe PP - snaga, kw.. Energijska i eksergijska analiza pupi kondenzata Energijski gubici pupe kondenzata kreću su u vrijednostia od ispod kw tjeko cijelog proatranog područja brzine vrtnje glavnog vratila, Slika.8. Eksergijski gubici su najanji pri stajanju broda u luci. Porasto opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini, energijski gubici rastu do oko 0 kw. Učinkovitost pupe kondendenzata pri stajanju broda u luci je ispod 0%,

129 u anovarsko području ispod 0%, a tek kasnije pri krajnji brzinaa vrtnje glavnog pogonskog vratila dostiže učinkovitost iznad 0%. Vidljivo je da su energijska i eksergijska učinkovitost kod kod pupe kondenzata gotovo identična. Izjednačene vrijednosti energijske i eksergijske učinkovitosti odraz su agregatnog stanja edija odnosno vode, koja nea eksergijski potencijal. Veće odstupanje u učinkovitosti pupe kondenzata od preporuke proizvođača, uzrokovano je probušeni kućište pupe izeđu dva stupnja, što je bilo utvrđeno tek naknadno priliko otvaranja pupe. Kako je kućište bilo probušeno jedan dio tekućine je recirkulirao unutar sae pupe te su se tu stvarali gubici. Energijski gubici Eksergijski gubici Energijski i eksergijski gubici [kw] 0 0 Energijska učinkovitost Eksergijska učinkovitost Učinkovitost [%] 0 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.8 Energijski, eksergijski gubici i učinkovitost pupe kondenzata pri projeni opterećenja. Slika.9 prikazuje gubitke i učinkovitost pupe kondenzata iz lakog zdenca. Gubici na pupi kondenzata najveći su pri donji režiia rada nešto ispod kw, te pri stajanju broda u luci. U ti režiia rada je i najanja učinkovitost pupe kondenzata koja se kreće u granicaa od ispod 0%. Povećanje opterećenja na glavnoj pogonskoj turbini učinkovitost raste do oko 0%. Manja učinkovitost pupe kondenzata, odraz je većeg radnog tlaka i relativno ale dobave pupe kondenzata iz lakog zdenca. Učinkovitost pupe, prati učinkovitost proizvođačeve karakteristike [], te se ože reći da je pupa u dobro radno stanju.

130 ,0 Energijski gubici Eksergijski gubici Energijska i eksergijska učinkovitost [kw] 0,8 0,6 0, 0, 0,0 Energijska učinkovitost Eksergijska učinkovitost 0 0 Učinkovitost [%] 9,8 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.9 Energijski, eksergijski gubici i učinkovitost pupe kondenzata iz lakog zdenca pri projeni opterećenja.. Redukcijske stanice Brodski parni sustavi ogu se općenito podjeliti na dva eđusobno povezana sustava: sustav pregrijane pare i sustav oborene pare. Pregrijana para proizvodi se u generatoria pare nakon čega odlazi na slijedeće potrošače: glavna pogonska turbina, turbogeneratori i turbina napojne pupe []. Sustav oborene pare dolazi s generatora pare gdje se teperatura pregrijane pare obara u parno bubnju generatora pare ali joj ostaje isti tlak kao i pregrijanoj pari te s ti stanje odlazi dalje na servise. Servisne službe dijeli se na sustave čistog i kontainiranog kondenzata koji su eđusobno podjeljeni redukcijski stanicaa. Redukcijske stanice sanjuju izlazni tlak pare pri konstantnoj specifičnoj entalpiji na željeni radni tlak pare pojedini sustava. Terodinaička analiza provedena je za slijedeće redukcijske stanice: Tablica. Pregled redukcijski stanica p [MPa] p [MPa] Kontrolna stanica tlaka Karakteristika Servisna para Logaritaska Odbačena para Brzootvarajuća Servis grijanja Linearna

131 .. Energijske, eksergijske i asene bilance redukcijski stanica Protok ase i energije redukcijske stanice prikazan je na Slici.0., t p, t p,, Slika.0 Protok energije i ase redukcijske stanice. gdje je: ulaz pare u redukcijsku stanicu izlaz pare iz redukcijske stanice Bilanca aseni protoka redukcijske stanice: (.0) Bilanca energijski tokova redukcijske stanice pri stalnoj specifičnoj entalpiji = = const [], [], []: El (.) Energijski gubici redukcijske stanice: E l 0 (.) Energijska učinkovitost redukcijske stanice: El E IZLAZ I E E (.) ULAZ ULAZ Bilanca eksergijski tokova redukcijske stanice: Exd (.) Eksergijski gubici redukcijske stanice: E xd (.) Eksergijska učinkovitost redukcijske stanice: Exd Ex IZLAZ (.6) II Ex ULAZ Ex ULAZ Proatrane redukcijske stanice iaju tri različite karakteristike, koje ovise o izvedbi pladnja prigušnog ventila Slika., [6]: 6

132 Slika. Izvedbe pladnja redukcijski ventila obziro na njegovu karakteristiku. Karakteristike protoka redukcijske stanice općenito su prikazane na Slici.. Karakteristike otvaranja linearnog i logaritaskog ventila date su u ovisnosti o aksialnoj količini protoka i koeficjentu ventila, dok se karakteristika brzootvarajućeg ventila za odbacivanje pare aproksiirana kontrolni signalo opree za autoatizaciju generatora pare. U brodski instrukcioni knjigaa nea uvida u stvarne karakteristike ventila za odbacivanja pare, sodno toe postoje odstupanja u radu redukcijski ventila pri stvarnoj karakteristici Otvorenost ventila [%] Ulazni signal [%] Linearna karakteristika ventila Karakteristika jednaki postotaka Brzootvarajuća karakteristika Slika. Karakteristike protoka redukcijski ventila. Količina protoka pare kroz linearne redukcijske stanice računa se na osnovu karakteristike ventila i stvarne otvorenosti ventila [7], [8]: cv kp PP (.7) 0, 00 t t' 00 7

133 gdje su: cv - koeficjent ventila (dat od strane proizvođača ventila) t - ulazna teperatura pare, C t - teperatura zasićenja pri ulazno tlaku, C p - ulazni tlak, MPa abs p - izlazni tlak, MPa abs PP - postotak protoka, f(θ) θ - postotak otvorenosti ventila, % ṁ - protok kroz ventil, kg/ Ako je Ako je p p onda je kp 9, p (.8) p p onda je k 7, p p p p p 66 (.9) Proračun potrošnje pare za pooćnu službu zasniva se na veličini protoka pare kroz redukcijske ventile. Karakteristika tipičnog logaritaskog ventila računa se prea [6]: e x e 0 ln MAX MAX (.0) gdje su: ṁ - protok kroz ventil pri otvorenosti ventila θ, kg/ x - ateatička funkcija, prirodni logarita (lnτ) τ - odnos aksialnog i inialnog kontroliranog protoka, tipično iznosi 0 za ventile s pladnjo θ - postotak otvorenosti ventila, % ṁmax - aksialni protok kroz ventil, kg/ Redukcijska stanica za ispuštanje pare u glavni kondenzator sastoji se od dvije identične linije kapaciteta 0%. Brzootvarajuća karakteristika kontrolnog signala za redukcijsku stanicu prikazana je na Slici.: 8

134 Otvorenost ventila [%] Slika. Karakteristika otvaranja ventila na redukcijskoj stanici za ispuštanje viška pare. Karakteristika ventila aproksiira se slijedećia polinoia u odnosu na ulazni signal: Od 0 do 0% Ulazni signal [%] 6 0, 0 0, , 0, 79 0, 67 (.) Od 0 do 00% , 000 0, 0, 8 6, (.) Količina protoka pare kroz brzootvarajuću redukcijsku stanice računa se na osnovu aproksiirane karakteristike ventila iz jednadžbi. i. te stvarne otvorenosti ventila po.7... Eksergijska analiza redukcijski stanica Analiza eksergijske učinkovitosti redukcijski stanica prikazana je na Slici.. Rezultati analize ukazuju na to da općenito vrijedi: što je anja projena tlaka na ulazu i izlazu iz redukcijske stanice, eksergijska učinkovitost stanice je veća, odnosno eksergijski gubici su anji. Redukcijske stanice 6, MPa povezane su s generatoria pare preko sustava oborene pare koja se proizvodi u glavni generatoria pare. Redukcijska stanica 6,/,08 MPa sanjuje tlak oborene pare i dovodi reducirani tlak na liniju za raslađivanje oborene pare na teperaturu zasićenja, koja se nakon toga odovodi u sustav servisa čistog i kontainiranog kondenzata. Redukcijska stanica i,08/0,7 je stanice za servisne sustave kontainiranog kondenzata. Stanica 6,/0, MPa reducira tlak i dovodi paru na na stanicu 0,67/0,8 MPa koja ide dalje prea otplinjaču. Najveći pad tlaka od tri prikazane stanice je na stanici 6,/0, 9

135 MPa i ta stanica ia najanju eksergijsku učinkovitost. Pri brzini vrtnje glavnog vratila od 7,6 in - redukcijska stanica 6,/0, MPa je u potpunosti zatvorena, jer tlak za potrošače dolazi sa glavne pogonske turbine. Eksergijska učinkovitost prikazane redukcijske stanice iznosi ispod 70% u svi režiia rada. Veću eksergijska učinkovitost ia redukcijska stanica 6,/,08 MPa koja ia anji pad tlaka od pretodne. Eksergijska učinkovitost te stanice kreće se u granicaa od oko 80%. Pri brzini vrtnje glavnog vratila od 8, in - ta stanica se zatvara jer se para dovodi sa oduzianja iz visokotlačne pogonske turbine. Najveću eksergijsku učinkovitost ia redukcijska stanica,08/0,7 MPa gdje je i najanji pad tlaka. Eksergijska učinkovitost te stanice se kreće oko 9%. 9 Redukcijska stanica 6,/,08 Redukcijska stanica 6,/0, Redukcijska stanica,08/0,7 90 Eksergijska učinkovitost [%] Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Eksergijska analiza redukcijski stanica pri projeni opterećenja. Ispitivanje osjetljivosti redukcijski stanica na projenu teperature okoline prikazano je na slikaa. do.7. Najveću osjetljivost na projenu teperature okoline ia redukcijska stanica s najveći pado tlaka 6,/0, MPa, kod koje pad učinkovitost podizanje teperature okoline iznosi oko % za svaki 0 C. Ujerenu eksergijsku osjetljivost na projenu teperature okoline ia redukcijska stanica 6,/,08 MPa, kod koje sanjenje eksergijske učinkovitosti opada za svaki 0 C oko %. 0

136 C 0 C 0 C 0 C 0 C Eksergijska učinkovitost [%] brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika. Kretanje eksergijska učinkovitost redukcijske stanice 6,/0, MPa pri projeni teperature okoline. 8 8 Eksergijska učinkovitost [%] C 0 C 0 C 0 C 0 C Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.6 Kretanje eksergijske učinkovitost redukcijske stanice 6,/,08 MPa pri projeni teperature okoline. Kako se vidi iz slike.7 najanju osjetljivost na projenu teperature okoline ia redukcijska stanica s najanji pado tlaka,08/0,7 MPa kod koje se eksergijska učinkovitost ijenja za svaki 0 C oko %. Eksergijska analiza učinkovitosti redukcijski stanica pri projeni teperature okoline pokazuje da se bolja učinkovitost postiže pri stupnjevanju tlaka do konačnog tlaka u odnosu na reduciranje tlaka do konačnog tlaka odjedno. Taj koncept bi trebalo još dalje ispitati.

137 Eksergijska učinkovitost [%] C 0 C 0 C 0 C 0 C Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika.7 Kretanje eksergijske učinkovitost redukcijske stanice,08/0,7 MPa pri projeni teperature okoline.

138 6. UČINKOVITOST BRODSKOG PARNOTURBINSKOG POSTROJENJA Ukupna energijska učinkovitost brodskog parnoturbinskog postrojenja ože se postaviti prea preporuci u literaturi [9], [0]: P P P P GT TG NP I (6.) Q HFO HHVHFO LNG HHVLNG Ukupna eksergijska učinkovitost brodskog parnoturbinskog postrojenja []: P P P P GT TG NP II (6.) c c Ex HFO HFO LNG LNG gdje su: PGT - snaga glavne turbine, kw PTG - snaga turbogeneratora, kw PNP - snaga napojne pupe, kw HHVHFO - gornja ogrijevna oć teškog goriva 8, kj/kg HHVLNG - gornja ogrijevna oć prirodnog plina 77, kj/kg ṁhfo - protočna asa goriva, kg/s ṁlng - protočna asa plina, kg/s Na Slici 6. prikazana je ukupna učinkovitost brodskog parnoturbinskog postrojenja. Energijska Eksergijska 0 Učinkovitost [%] 0 0 Brzina vrtnje glavnog vratila [in - ] Slika 6. Energijska i eksergijska učinkovitost brodskog parnoturbinskog postrojenja. Najslabija učinkovitost postrojenja je u anovarsko području rada postrojenja, zbog sagorjevanja para tereta u generatoria pare. U to području se odbacuje višak pare u glavni kondenzator, što nepovoljno djeluje na učinkovitost postrojenja te u učinkovitost pada na ~ %. Povećanje opterećenja na glavnoj turbini povoljno djeluje na ukupnu učinkovitost

139 postrojenja. U režiu plovidbe broda pri 6, in - do 70, in - učinkovitost blago raste. Veći porast učinkovitost uočljiv je nakon ti brzina vrtnje glavnog vratila. Energijska i eksergijska učinkovitost prelaze 0% nakon otvaranja oduzianja iza visokotlačne turbine pri brzini vrtnje od 7,6 in -. Krajnja energijska i eksergijska učinkovitost jerenog brodskog parnoturbinskog postrojenja nalazi se unutar granica od ispod %. Analiza energijski tokova pri stajanju broda u luci prikazana je na otvoreno Sankijevo dijagrau [], Slika 6.. Slika 6. Energijski tokovi brodskog parnoturbinskog postrojenja, stajanje u luci. U kontekstu proizvodnje električne energije, parazitsko opterećenje je opterećenje koje konzuira električnu energiju u procesu podržavanja proizvodnje električne energije. Parazitsko opterećenje sanjuje ukupnu učinkovitost postrojenja i treba biti či anje [], []. Kod brodskog parnoturbinskog postrojenja, parazitsko opterećenje uključuje slijedeće potrošače energije: otore koji pogone različite servisne pupe koje podržavaju rad postrojenja, ventilatore zraka za generatore pare, električne zagrijače, kopresore zraka za kontrolni pneuatski sustav, generatore slatke vode itd. []. Distribucija energijski tokova nakon izlaza iz generatora pare, pokazuje da najveći energijski tok pri stajnju broda u luci otpada na pogon turbogeneratora. U takvo režiu rada čak oko % energijskog toka iz generatora pare ide na rad turbonapojne pupe. Velika potrošnja energijskog toka koja otpada na turbonapojnu pupu rezultat je recirkulacijskog režia rada pupe zbog izbjegavanja kavitacije rotora. Preostali energijski tokovi odlaze na servise i gubitke. Analiza energijski

140 tokova još jedno ukazuje na to da bi se u luci ipak trebala koristiti pupa anjeg kapaciteta, čie bi se sanjili energijski gubici. Analiza eksergijski tokova pri brzini vrtnje glavnog vratila od 8,0 in -, prikazana je na Slici 6.. Distribucija eksergijski tokova pokazuje da oko 88% dovedenog eksergijskog toka otpada na glavnu pogonsku turbinu, ostalo odlazi na parazitska opterećenja te gubitke. Na proizvodnju električne energije odlazi oko 8% eksergijskog toka, dok za potrebe turbonapojne pupe odlazi oko,%. Slika 6. Eksergijski tokovi brodskog parnoturbinskog postrojenja 8,00 in -. Za usporedbu, potrošnja snage za podržavanje proizvodnje električne energije kod stacionarni teralni postrojenja uglavno varira izeđu do 8%, dok kod stacionarni kobinirani postrojenja potrošnja snage iznosi do % od ukupno generirane snage []. ABB Ltd. Švicarska [6] zaključuje da ukupna potrošnja snage koja otpada na pooćne uređaje u procesu proizvodnje električne energije iznosi 6-% od ukupne snage postrojenja, dok -6% potrošnje snage za pooćne uređaje ide kod nuklearni postrojenja. EPRI [7], provodi studiju korištenje snage za pooćne potrošače kod aeričke flote fosilni i nuklearni elektrana, zaključujući da ta potrošnja iznosi od -0% ukupno generirane energije. Slika 6. prikazuje Sankeyev dijagra za energijske tokove parnoturbinskog postrojenja pri brzini vrtnje od 8 in -. Energijski gledano, najveći dio proizvedene energije sa generatora pare odlazi na glavnu turbinu, koja odbacuje ogronu količinu energije u glavni kondenzator te je s tog stanovišta najveći izvor energijski gubitaka u pogonu. Regeneracijska grupa zagrijača prea dijagrau iskorištava oko 89% dovedene energije sa turbine i napojne pupe.