Pääsyöttöpumppu

Koska turbogeneraattori ei toiminut, pääsyöttöpumppuna käytettiin prosessiin erikseen liitettyä sähkömoottoritoimista syrjäytysperiaatteella toimivaa pumppua, jonka kier-rosnopeutta hallittiin taajuusmuuttajalla. Pääsyöttöpumpun tehon laskennassa käy-tettiin samoja yhtälöitä kuin esisyöttöpumpun laskennassa.

Pumpun tekemä työ kiertoaineeseen oli lähellä mitoituspistettä 133 J. Olettamalla me-kaaniseksi hyötysuhteeksi 30 %, pumpun tehontarve oli 443 W, mikä on lähellä suun-nitteluarvoa. Pumpun tuottama massavirta oli 70.7 % mitoituspisteen massavirrasta, jolloin mitoituspisteessä pumpun tehontarve olisi hieman suurempi. Barske-pumpun mekaanisesta hyötysuhteesta riippuu, mikä sen toteutuva tehontarve on.

Mittauskerralla, jolla tapahtui kuvassa 5.2 esitetty esisyöttöpumpun paineennostoky-vyn romahdus havaittiin, että pääsyöttöpumpun jälkeinen painetaso säilyi lähes muut-tumattomana pelkästään pääsyöttöpumpun toimiessa (kuva 5.3). Massavirtaan esisyöt-töpumpun toimintahäiriö aiheutti ainoastaan 0.02 kg/s notkahduksen.

0.00

2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

ṁ [kg/s]

Kuva 5.3. Pääsyöttöpumpun paineennostokyvyn ja massavirran säilyminen esisyöttöpum-pun paineennostokyvyn romahtaessa.

Esisyöttöpumppua tarvitaan prosessin ylösajon aikana lauhdesäiliön paineen ollessa pieni, mutta stationaaritilassa, jolloin lauhdesäiliön paine on lämmenneen kiertoaineen

vaikutuksesta noussut, esisyöttöpumppu voitaneen mahdollisesti ohittaa. Pääsyöttö-pumpun paineennostokyky lauhdesäiliön paineen ja lämpötilan suhteen ilman esisyöt-töpumppua tulee kuitenkin selvittää vielä erillisillä mittauksilla. Ainakin yritettäessä nostaa kierrosnopeutta pääsyöttöpumpun havaittiin kavitoivan kiertoaineen lämmittyä käyttölämpötilaan.

Pumpuissa tapahtuva entalpianmuutos laskettiin myös siten, että pumpun jälkeinen entalpia määritettiin REFPROP:illa paineen ja lämpötilan funktiona. Tällöin ental-pianmuutos pumppujen yli oli noin 50 % pienempi kuin yhtälön 2.11 avulla laskettuna, mutta entalpianmuutoksen pumppujen yli ollessa joka tapauksessa alle 1 kJ/kg on vaikeaa arvioida REFPROP:in ainekirjaston arvojen epätarkkuutta MDM:lle.

5.1.3 Höyrystin

Höyrystimen tehokkuutta tarkasteltiin savukaasun luovuttaman lämpövirran ja kier-toaineen vastaanottaman lämpövirran suhteena. Lämpövirtojen suhteeksi laskettiin 84.6 %. Lämpövirtojen suhteen laskennassa savukaasuiksi oletettiin C_nH_2n:n palamis-kaasut, jonka aineominaisuudet ovat liitteenä II. Palamiskaasun tilapisteet on laskettu Fluidprop:in avulla lämpötilan ja paineen funktiona. Paineeksi oletettiin 1 bar.

Höyrystimessä MDM:n lämmittäminen kylläiseksi nesteeksi vaatii eniten lämpöä, mi-kä nähdään kuvasta 5.4. Kuvasta 5.4 voidaan todeta myös, että MDM tulistuu höy-rystimessä ylimmän lämpötilan säilyessä pilkkoutumisrajan alapuolella. Fluidin tila höyrystimen jälkeen on esitettynä tarkemmin kuvassa 5.5.

171.4

253.9 253.9

286.1

150 175 200 225 250 275 300

0 50 100 150 200 250 300 350 400

T [°C]

h [kJ/kg]

Kuva 5.4. Lämpötilan nousu höyrystimessä.

0

Kuva 5.5. Fluidin tila höyrystimen jälkeen.

Höyrystimen lämpötiladiagrammi (kuva 5.6) on piirrettynä samalle ajanhetkelle, jolla ORC-prosessin tunnusluvut on laskettu. Piirrettäessä lämpötiladiagrammi todettiin, että pinch point sijoittui siloksaaneille tyypillisesti piirrokseen vasempaan reunaan.

Pinch pointiksi laskettiin 2.7 ^◦C. Boylen et al. (2013) kustannustehokkuuden alarajaksi asettama 15 ^◦C pinch-point alitettiin reilusti.

393.2

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

T[°C]

h_suht[%]

Savukaasu MDM

Kuva 5.6. Höyrystimen lämpötiladiagrammi.

Savukaasulla on pienempi ominaislämpökapasiteetti kuin MDM:llä. Siitä johtuen ide-aalisessakaan tapauksessa MDM:n lämpötila höyrystimen ulostulossa ei voi nousta yhtä suureksi kuin savukaasun tulolämpötila, koska erisuuret lämmönsiirtokapasiteetit ai-heuttavat väistämättä termodynaamisen häviön. Toisaalta MDM:n lämpötilaa ei voi-sikaan nostaa paljoa korkeammaksi sen pilkkoutumisen välttämiseksi.

Lämpötiladiagrammin, pinch pointin ja lämpövirtojen suhteen perusteella voidaan sa-noa, että höyrystimessä on riittävä lämmönsiirtopinta-ala. Pinch point on kuitenkin tarpeettoman pieni ja fluidi tulistuu tarpeettoman paljon, joten lämmönsiirtopinta-ala on mitoitettu tarpeettoman suureksi. Nykyisen suurikokoisen höyrystimen tilalle voisi asettaa saatujen tulosten valossa pienemmän höyrystimen.

5.1.4 Rekuperaattori

Suunnitteluarvon mukainen rekuperaatioasteon laskettu PI-kaaviosta yhtälöllä 2.16.

Yhtälössä 2.16 rekuperaattorin jälkeisenä lämpötilana T₅ käytetään lauhduttimen jäl-keistä lämpötilaa sen ollessa lähin mittapiste.

Todellisen rekuperaatioasteen laskemista varten fluidin lämpötila rekuperaattorin jäl-keen laskettiin energiataseen avulla. Energiataseen laskentaa varten oletettiin, että sys-teemi on adiabaattinen, massavirta on vakio kuumalla ja kylmällä puolella, potentiaali-ja kineettisen energian muutokset oletettiin merkityksettömän pieniksi potentiaali-ja ettei sys-teemissä esiinny painehäviöitä. Tehdyistä oletuksista seuraa se, että todellisuudessa kuuman puolen fluidi on hieman viileämpää ja matalammassa paineessa poistuessaan rekuperaattorista.

Mittausdatan perusteella laskettu rekuperaatioaste 55.5 % on noin 8 % PI-kaavion tilapisteistä laskettua :tä pienempi. Kun otetaan huomioon laskennassa tehtyjen yk-sinkertaistusten vaikutus, voidaan todeta, että mallinnuksessa käytetty ja todellisen rekuperaattorin rekuperaatioasteet ovat hyvin lähellä toisiaan, joten rekuperaattori voidaan sanoa toimivan suunnitellusti.

Rekuperaattorin lämpötiladiagrammi valitulla ajanhetkellä on esitettynä kuvassa 5.7, josta näkee heti tehtyjen oletusten vaikutuksen. Höyryfaasissa olevan fluidin kulma-kerroin on pienempi kuin nestefaasissa olevan, mikä tarkoittaisi sitä, että höyryllä oli-si suurempi ominaislämpökapaoli-siteetti kuin nesteellä. Lämpötiladiagrammin mukaan kiertoaine lämpenee rekuperaattorissa noin 120 ^◦C:ta, mutta verrattuna höyrystimeen pinch point on melko suuri, noin 95 ^◦C:ta. Koska kiertoaineen sisältämää lämpöä ei hyödynnetä enää rekuperaattorin jälkeen, tulisi rekuperaattorissa siirtää lämpöä mah-dollisimman paljon höyryfaasista nestefaasiin. Koelaitoksen jatkokehityksenä voisi et-siä tehokkaamman rekuperaattorin, jolla voitaisiin nostaa kylmän puolen virtauksen lämpötila lähemmäksi kylläistä lämpötilaa.

Rekuperaattorin jälkeiseksi paineeksi oletettiin lauhdesäiliön paine. Suurta virhettä

0 50 100 150 200 250 300

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

T[°C]

h_suht[%]

Kuva 5.7. Rekuperaattorin lämpötiladiagrammi lähellä mitoituspistettä.

paineeseen ei muodostu, sillä paine-ero lauhduttimen ja rekuperaattorin yli on 0.06 bar. Kuvasta 5.8 nähdään, että poistuessaan rekuperaattorista fluidi on tulistuneella alueella, joten lämmönsiirtoa kuumasta kylmään voitaisiin vielä tehostaa vaikka todel-linen fluidin lämpötila olisikin matalampi rekuperaattorin jälkeen. Nostamalla rekupe-raattorin lämpövirtojen suhdetta tarvitaan jäähdytystehoa vähemmän lauhduttimessa.

0 50 100 150 200 250 300

0 2 4 6 8 10

T[°C]

p[bar]

Kuva 5.8. Fluidin tila rekuperaattorin jälkeen.

5.1.5 Lauhdutin

Liian suuri jäähdytysveden massavirta johtaa fluidin alijäähtymiseen. Jäähdytysvesi tuli vesijohtoverkosta vakiolämpötilassa, noin 13 Celsius-asteessa. Tulosten tarkaste-lussa oletettiin, että kiertoaineen lämpötila ja paine lauhduttimessa ovat samat kuin lauhdesäiliössä. Tehdyn oletuksen perusteella kiertoaine alijäähtyi lauhduttimessa 39.3

Celsius-astetta, kun taas kirjallisuudessa hyväksyttävä alijäähtyminen oli yleisesti muu-tama Celsius-aste. Fluidin tila lauhduttimen jälkeen on esitetty kuvassa 5.9.

0

Kuva 5.9. Fluidin tila lauhduttimen jälkeen.

Todellisuudessa fluidi alijäähtyy reilusti vähemmän. Laskennan tuloksiin vaikuttaa se, ettei kiertoaineena ole 100 % MDM ja että kiertoaineen joukkoon on sekoittunut il-maa sekä lauhtumattomia kaasuja. Lisäksi jo pienikin määrä pilkkoutuneita MDM-molekyyleja nostaa lauhdesäiliön painetta. Lauhdesäiliön paineen nousuun näyttää vai-kuttaa myös kuvasta 5.10 havaittava fluidin lämpeneminen. Paineen nousu pysähtyi jäähdytysveden massavirran lisäämisen myötä.

0.156

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000

T[°C]

p[bar]

Aika [s]

Kuva 5.10. Lauhdesäiliön paineen ja fluidin lämpötilan välinen yhteys. Paine kuvattuna sinisellä ja lauhdesäiliönT punaisella.

Lauhduttimen jälkeinen lämpötila on lähellä mitoituslämpötilaa, mutta paine on lähes kymmenkertainen. Lauhdesäiliön suunniteltua korkeampi paine pienentää turbiinilta

saatavaa tehoa, sillä fluidi ei voi paisua turbiinissa lauhduttimen painetta matalam-paan paineeseen. Toisin sanoen mitä matalampi paine lauhduttimessa on, sitä enem-män fluidi voi paisua turbiinissa ja sitä isompi on entalpianmuutos turbiinin yli. Li-säksi lauhduttimessa tapahtuva painehäviö pienentää entalpianmuutosta turbiinissa, mikä johtaa pienempään turbiinitehoon ja sitä kautta koko systeemin heikentyneeseen hyötysuhteeseen (Kang 2012, 521).

Mittauskerralla, jolta komponenttien toiminta-arvojen laskentaan käytetty data on pe-räisin, lauhdesäiliön lämpötilaa nosti diesel-moottorin jäähdytyspuhaltimelta tuleva kuuma ilmavirta. Kuuma ilmavirta ohjautui nyt lauhduttimelle väliaikaisesti raken-netun vaneriseinän vuoksi. Lauhdesäiliön korkeampi lämpötila nosti koko prosessin lämpötasot tavallista korkeammaksi.