proiect 75/2012

1

Proiect 75/2012

UEFISCDI

“ GRUP HIBRID DE MICRO-COGENERARE DE

ÎNALTĂ EFICIENŢĂ ECHIPAT CU ORC ASISTAT

ELECTRONIC - GRUCOHYB”

cod PN-II-PT-PCCA-2011-3.2-0059.

2

Rezumat

În această fază a proiectului au fost atinse toate obiectivele propuse: realizarea unui model

matematic prin care este simulată funcționarea motorului; realizarea instrumentării grupului electrogen

pentru determinarea bilanțului energetic necesar stabilirii parametrilor de calcul al componentelor

sistemului ORC; achiziția grupului electrogen și a tuturor instrumentelor de măsură necesare realizării

standului experimental pentru realizarea bilanțului energetic.

Modelul matematic este realizat pe baza principiilor termodinamicii si ține cont de procesele reale, ireversibile care însoțesc fenomenul de baleiaj în admisie, evacuarea liberă a gazelor de ardere, pierderile de presiune în admisia și evacuarea din cilindrii motorului dar și din turbosuflantă și compresor. Modelul matematic ia in considerare procesul de ardere si modificarea compoziției agentului de lucru la parcurgerea diagramei de funcționare a motorului. Investigațiile experimentale, care urmează etapei modelarii matematice, vor aduce informațiile specific legate de funcționarea particulară a motorului ales, conducând în final la corectarea și validarea modelului matematic. Studiul experimental din faza următoare va oferi informații asupra comportării motorului la variația parametrilor decizionali, care vor servi la corectarea si îmbunătățirea modelului matematic. Rezultatele obținute pe baza modelului experimental au fost verificate cu caracteristicile funcționale precizate de producător, singurele disponibile în acest moment. Analiza comparativă arată o corelare foarte bună între datele experimentale si rezultatele simulării pentru funcționarea motorului la sarcina totală 100%.

Pentru determinarea bilanțului energetic al grupului electrogen a fost necesară proiectarea unui sistem de achiziție a parametrilor funcționali, care să aibă capabilitatea conducerii asistate a sistemului ORC si respectiv a grupului de micro-cogenerare GRUCOHYB ce va fi realizat în cadrul proiectului. În acest sens s-a adoptat soluția echipării grupului hibrid de microcogenerare GROCOHYB cu un sistem PLC (programmable logic controller). Sistemul PLC proiectat va asigura funcționarea grupului atât iarna cât si vara atât în regim de funcționare clasică fără ORC, cât și in regim hibrid grup cu ORC.

La stabilirea necesarului de instrumentare a grupului electrogen s-a ținut cont si de stabilirea regimurilor funcționale ale grupului de microcogenerare cu ORC pe care le avem în vedere pentru acest proiect.

3

CUPRINS

1. Sistem de microgenerare a energiei electrice si a căldurii. odelare matematica

1.1. Modelarea matematica a motorului cu ardere interna

1.1.2. Ciclul de calcul al motorului Diesel in patru timpi supraalimentat

1.1.2.1. Determinarea temperaturii gazelor la intrarea in turbina

1.1.2.2. Calculul temperaturii gazelor evacuate din turbină

1.1.3. Studiul procesului de comprimare

1.1.4. Studiul procesului de ardere –expresia încărcării termice volumice a cilindrului

1.1.5. Studiul procesului de destindere

1.1.6. Presiunea medie indicată a ciclului

1.1.7. Randamentul indicat al motorului

1.1.8. Simularea comportării motorului la variația parametrilor funcționali

1.1.9. Reprezentarea grafica a caracteristicilor de fabrica ale motorului

1.1.10. Verificarea rezultatelor obținute pe baza modelului experimental cu caracteristicile

funcționale precizate de producător

2. Instrumentarea grupului electrogen pentru determinarea bilanțului energetic

2.1. Date de referința

2.2. Sistemul de măsurare a consumului de combustibil al motorului

2.3. Program de monitorizare al consumului de combustibil

2.4. Sarcina electrica de încărcare a grupului electrogen

3. Bibliografie

4

1. SISTEM DE MICROGENERARE A ENERGIEI ELECTRICE SI A CĂLDURII.

MODELARE MATEMATICA

Sistemul de microgenerare a energiei electrice si a căldurii este echipat cu un motor Diesel în patru timpi cu o putere maxima de 40 kW.

Proiectul prevede recuperarea căldurii evacuate de la motor prin sistemul de răcire al acestuia si a căldurii evacuate cu gazele de ardere. Căldura recuperata se preconizează a fi folosita (i) pentru obținerea de energie electrica cu un sistem bazat pe ciclul Rankine, folosind drept agent de lucru o substanța organica, si/sau (ii) pentru încălzirea unui agent termic.

Sistemul de microgenerare va cuprinde ca elemente principale: 1. Motorul cu ardere interna; 2. Cuplajul termic prin schimbătoare de căldura intre sistemul de răcire al motorului si/sau

gazele de ardere ale acestuia si sistemul ORC; 3. Cuplajul termic prin schimbătoare de căldura intre sistemul de răcire al motorului si/sau

gazele de ardere ale acestuia si agentul termic; 4. Sistemul ORC (Organic Rankine Cycle).

Modelarea matematica a fiecărui subsistem al sistemului de microgenerare si a sistemului global, in ansamblul sau, va permite simularea funcționarii sistemului la variația parametrilor funcționali si constructivi, ceea ce va conduce la precizarea soluției optime.

1.1 Modelarea matematica a motorului cu ardere interna

Se va considera un motor cu ardere interna, cu aprindere prin comprimare, compact, a cărui putere a fost majorata prin supraalimentare.

Modelul matematic, realizat pe principii termodinamice [1-4], tine cont de procesele reale, ireversibile care însoțesc fenomenul de baleiaj in admisie, evacuarea libera a gazelor de ardere, pierderile de presiune in admisia si evacuarea din cilindrii motorului dar si din turbosuflanta si compresor. Modelul matematic ia in considerare procesul de ardere si schimbarea compoziției agentului de lucru la parcurgerea ciclului de funcționare al motorului.

Investigațiile experimentale, care urmează etapei modelarii matematice, vor aduce informațiile specific legate de funcționarea particulara a motorului ales, conducând in final la corectarea si validarea modelului matematic.

1.1.1 Ciclul de calcul al motorului Diesel in patru timpi supraalimentat

Ciclul de calcul al unui motor cu aprindere prin comprimare turbosupraalimentat este arătat în fig. 1.

5

Fig. 1 Ciclul de calcul

Notaţiile principale utilizate în studiu sunt următoarele (a se vedea Fig. 1):

- raportul de comprimare al motorului: cV

V3=ε ;

- raportul de creştere a presiunii în cursul arderii izocore: c

y

p

p=λ ;

- raportul de creștere a presiunii in cursul arderii izocore: c

y

p

p=λ

- raportul de creștere a volumului in cursul arderii izobare: z

u

V

V=ρ

- raportul de creștere a volumului in postardere: z

u

V

V=δ

- raportul de creștere a volumului in destindere: u

dd

V

V=ε

6

- coeficientul de scădere relativa a presiunii in admisie: 0p

paa

∆=ψ

- coeficientul de scădere relativa a presiunii in evacuare: r

re

p

p∆=ψ

- coeficientul global al pierderilor de presiune: r

a

p

p=ψ

- raportul temperaturilor inițiala si finala in evacuarea forțata: r

dr

T

T '=ϕ

- Coeficientul de baleiaj a cilindrului: aer

aer

m

m'=β ;

- Coeficientul pierderilor relative de presiune la aspiraţia aerului în suflantă: 0

11

p

p∆=ψ ;

- Coeficientul pierderilor relative de presiune în răcitorul suflantei: sp

p22

∆=ψ ;

- Coeficientul pierderilor relative de presiune la evacuarea gazelor din turbină:

3

3p

pr∆=ψ ;

- Gradul de răcire a aerului în răcitorul suflantei: maxR

R

RT

T

∆

∆=τ ;

- Raportul între temperaturile absolute la finele admisiei şi în avalul răcitorului: 2T

Ta

a =ϕ ;

- Raportul între lucrul mecanic efectiv al turbinei şi cel efectiv al suflantei:

S

T

e

e

L

L=σ ;

- Randamentul adiabatic al suflantei: Si

S

SL

L=η ;

- Randamentul adiabatic al turbinei: T

i

TL

LT=η ;

- Randamentul mecanic al suflantei: S

S

S

e

i

mL

L=η ;

- Randamentul mecanic al turbinei: T

T

T

i

e

mL

L=η .

1.1.2. Studiul proceselor de schimbare a gazelor

Schematizarea proceselor de schimbare a gazelor este arătată în fig. 2.

7

Fig.2. Schematizarea proceselor de schimbare a gazelor

Pentru determinarea temperaturii gazelor evacuate eT se procedează la integrarea ecuaţiei de

bilanţ energetic între stările iniţială α şi finală β ale procesului de evacuare propriu zis (fig.2,α-β) pentru sistemul cilindru-conducta :

(1)

ek

d

rr

d

re

ed

e

p

p

p

pn

nT

T

/1)(1

)11

(11

ε

ρε

ε

−

−−

+

⋅= (2)

în care Q, U si L reprezintă căldura, energia interna si lucrul mecanic iar en reprezintă coeficientul de

adiabaticitate al procesului de evacuare. Studiul proceselor de baleiaj şi admisie se face prin integrarea ecuației (1)

între momentele DSA şi ISA obținându-se :

)( βββ ξ UULUUQ abpab−=+−= ℘℘−℘

(3)

Lucrul mecanic schimbat de sistemul cilindru-conducta cu exteriorul în timpul proceselor de baleiaj şi admisie este exprimat pe baza relaţiei [1] :

( )

−−⋅⋅−+

−⋅=℘−

aa

b

a

r

r

aaa

T

T

T

T

p

p

T

TVpL 21)

11(

1ββ

εε

εβ

(4)

Participaţia masică a gazelor reziduale este definita de raportul :

ek

d

rr

r

a

a

r

a

rr

p

p

T

T

p

p

m

mg

/11

=⋅⋅==

ε

ρ

ε

(5)

8

Notăm

ab

a

a

kn

ρ

11

−+= (6)

Folosind (5) si (6) rezulta:

)1)(1(

11

111)1( 2

ra

a

r

e

aa

ara

a

b

gn

p

p

k

kn

T

Tgn

T

T

−−

−⋅

−

−++

−−

=β

εβ

(7)

1.1.2.1. Determinarea temperaturii gazelor la intrarea in turbina

Această temperatură este rezultatul amestecării izobare a gazelor având temperaturile şi

(fig.2.γ); ca urmare in cursul procesului entalpia se menţine constantă astfel că:

ebt HHH += (8)

Aproximând proprietățile cantităţii de gaze cu cele ale aerului rezultă (fig.2.δ):

( ) ( ) egprdbapbtgpbrd TcmmTcmTcmmm −+=+− (9)

Observând că:

)( raac

aeraabad mmdm

L

mmmmm −+=+=+=

α (10)

se ajunge la concluzia că se poate determina temperatura în amontele turbinei în funcţie de coeficientul de baleiaj:

eba

e

e

at T

d

dT

k

k

k

k

dT

+

++

−

−⋅⋅

+

−=

ββ

β 1

1

11 (11)

Evident, pentru , rezultă ; pe măsură ce β creşte se constată că temperatura în

amontele turbinei scade sub temperatura a gazelor evacuate in etapele de evacuare liberă şi forţată

înainte de deschiderea supapei de admisie.

1.1.2.2. Calculul temperaturii gazelor evacuate din turbină

Temperatura gazelor evacuate din turbină se poate calcula conform [2] cu relația

(12)

Se observă că temperatura la evacuare din turbină este proporționala cu temperatura Tt

1.1.3 Studiul procesului de comprimare

Comprimarea amestecului proaspăt este asimilată cu un proces politropic de exponent politropic

0n constant, inferior exponentului adiabatic mediu 0k care caracterizează procesul de comprimare.

9

Ţinând seama că proprietăţile amestecului proaspăt sunt foarte apropiate de cele ale aerului, exponentul politropic mediu al procesului de comprimare se poate estima [1], [2], [9] aplicând relaţia:

)(10*0,525-1,438= -4cac TTk + (13)

Exponentul adiabatic mediu al procesului de admisie este:

)(10*0,525-1,438= 0-4

a TTk a + (14)

care intervine în relaţiile stabilite la studiul admisiei.

1.1.4 Studiul procesului de ardere –expresia încărcării termice volumice a cilindrului

Pentru stabilirea unor ecuaţii care să permită corelarea căldurii dezvoltate prin arderea combustibilului cu parametrii caracteristici ai ciclului se porneşte de la randamentul energetic al arderii definit ca raport intre căldura preluată de gazele de ardere

gQ şi căldura dezvoltata prin arderea

combustibilului cbQ :

cb

arp

cb

arpcb

incb

gar

Q

Q

Q

QQ

Q

Q−=

−== 1η (15)

unde

arpQ reprezintă căldura pierdută prin pereţii camerei de ardere.

La rândul ei căldura gQ se compune din căldura

vQ primită de agent în procesul izocor c-y,

căldura pQ introdusă în procesul izobar y-z şi căldura

uQ care caracterizează postarderea asimilată cu o

politropă z-u de exponent 1<un :

upvg QQQQ ++= (16)

În ultima expresie, suma pv QQ + reprezintă căldura primită de agentul termic în timpul arderii

vizibile [1], [2] si [9] c-z :

pvg QQQz

+= (17)

Astfel că din (16) și (17) rezultă

ugg QQQz

+= (18)

Ţinând seama de expresia lui arη data de ec (15) se constată că :

inin

z

cb

u

cb

g

arQ

Q

Q

Q+=η

(19)

Notând cu:

incb

zgz

Q

Q=ξ (20)

care este coeficientul de utilizare a căldurii in etapa arderii principale sau vizibile, rezulta că:

10

incb

u

zarQ

Q+= ξη (21)

În acest mod, coeficientul zξ capătă o semnificaţie mai precisă în calitatea sa de mărime care precizează proporţia căldurii preluate de gaze în arderea vizibilă c-z şi postarderea z-u.

În ceea ce priveşte căldura dezvoltată prin arderea combustibilului se observă că:

icbcb HmQ ⋅= (22)

în care: mcb – reprezintă cantitatea de combustibil arsă în cilindru la fiecare ciclu; Hi- puterea calorică inferioară a combustibilului.

Cantitatea de combustibil consumata pe parcursul unui ciclu se calculează cu relația :

00 L

m

m

m

L

mm ad

ad

aeraer

cb⋅

⋅=⋅

=αα

(23)

unde L0 reprezintă aerul minim necesar arderii unui kg de combustibil, iar α coeficientul aerului minim de ardere.

Notăm cu 0

1

Ld

⋅=

α , dozajul care caracterizează arderea combustibilului.

Coeficientul de umplere vη a cilindrului se obține cu relația:

(24)

Încărcarea termică a unităţii de cilindree a motorului:

ivs

cbcb Hd

V

Qq ⋅⋅⋅== 0ρη

3

m

J (25)

Umplerea forțată a cilindrului prin supralimentare acționează asupra încărcării termice volumice a acestuia, care este cu atât mai mate cu cât presiunea de supralimentare este mai ridicată iar gradul de

răcire a aerului în răcitor este mai înaintat.

Deoarece depinde de si se ajunge la concluzia că raportul între căldura dezvoltată

prin arderea combustibilului și căldura degajată în faza vizibilă este funcție de următorii parametrii:

(26)

1.1.5 Studiul procesului de destindere Destinderea gazelor de ardere reprezintă un proces complex, de desfăşurarea căruia depinde într-o

mare măsură funcţionarea optimă a motorului cu ardere internă. În timpul destinderii, pe lângă schimbul de căldură al gazelor cu pereţii cilindrului are loc si o ardere încetinită a combustibilului. Deoarece căldura primită datorită postarderii este superioară căldurii cedate de gaze pereţilor cilindrului, se ajunge la concluzia că destinderea poate fi asimilată cu o politropă de exponent constant dd kn <<1 .

În ceea ce priveşte destinderea propriu zisă u-d se constată că datorita evacuării căldurii catre pereţii cilindrului, exponentul politropic dn′ al acestei porţiuni este superior exponentului adiabatic .dk

Pentru a corela schematizarea prezentata cu datele experimentale privind valoarea exponentului politropic al destinderii se aplică ecuația politropa a destinderii pentru procesului echivalent de destindere z-u si se obţine:

11

ρ

ε

δε

lg

lg ' undn

ddn

⋅= (27)

unde dd kn >′ reprezintă exponentul politropic al destinderii propriu zise u-d.

Exponentul adiabatic mediu dk al destinderii joacă, după cum se vede, un rol important in

aprecierea corectă a schimbului de căldura la pereţii cilindrului. Pentru determinarea lui se recurge la expresiile exponentului adiabatic k=f(T,α) precizate la studiul arderii pentru MAC [1], [2]:

du

dTT

k+

+−=4,1530372,0

254,1α (28)

1.1.6 Presiunea medie indicată a ciclului

Determinarea presiunii medii indicate a ciclului motorului propriu zis presupune calculul lucrului mecanic (fig. 1):

(29)

unde termenii reprezintă lucrul mecanic pe fiecare proces.

Cunoscând rezultă lucrul mecanic indicat si presiunea medie indicată si

respectiv efectivă a ciclului motorului:

; (40) (30)

unde este randamentul mecanic al motorului.

În cazul când , puterea produsă de turbină este în întregime consumată de către suflantă

astfel că , fiind presiunea medie efectivă echivalentă a motorului si agregatului de

supraalimentare.

1.1.7 Randamentul indicat al motorului

(31)

Ultima expresie stabilește o legătură între si ; scrisă sub forma

această expresie scoate în evidentă faptul că, pentru un randament indicat dat,

presiunea medie indicată creste odată cu mărirea densității a aerului în amontele motorului si a

coeficientului de umplere a cilindrului:

La rândul ei densitatea aerului în amontele motorului

12

(32)

se amplifică odată cu presiunea de supraalimentare si cu gradul de răcire .

Notând densitatea aerului refulat de suflantă cu : (33)

se ajunge la concluzia că: (34)

Sistemul de relații obținute permite studierea interdependentei dintre si în diferite condiții

de presiune de supraalimentare si grad de răcire în răcitorul suflatei. În acest mod devine posibilă

compararea indicilor de economicitate si putere ai motoarelor cu umplere forțată si respectiv cu admisie normală.

1.1.8 Simularea comportării motorului la variația parametrilor funcționali

Pe baza modelului matematic dezvoltat a fost conceput un program de calcul, rezolvat cu ajutorul soft-ului EES [6], care realizează simularea funcționarii motorului la variația parametrilor de operare.

Simularea a urmărit sa obțină informații asupra consumului de combustibil cbm& , a temperaturii

gazelor de ardere evacuate din motor 3T (la ieșirea din turbina) si a randamentului motorului Mi

η in

condițiile modificării coeficientului de exces de aer α , a presiunii de supraalimentare sp si a presiunii

maxime zp din ciclul de funcționare.

Caracteristicile funcționale si constructive ale motorului Diesel in 4 timpi supraalimentat sunt prezentate in tabelul 1.

Tabelul 1 Caracteristica Unitatea de măsura Valoarea

Putere kW 37,7 Viteza de rotatie rot/min 1500 Diametrul cilindrului, D Mm 98 Cursa pistonului, S Mm 110

Cilindreea, sV 3dm 3,319

Raportul de comprimare, ε - 18,1

Influenta modificării coeficientului de exces de aer asupra performantelor motorului este prezentata in figurile 3-5.

13

1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,04

5

6

7

8

9

10

11

12

240,0

242,5

245,0

247,5

250,0

252,5

255,0

257,5

260,0

α

mcb [

kg/h

]

mcbmcb

mae

r/g [

kg

/h]

maermaermgmg

Fig.3 Influenta coeficientului de exces de aer α asupra debitelor orare de combustibil, aer si gaze arse evacuate (ps=1,5 bar, t0=25oC)

După cum era de așteptat, creșterea coeficientului de exces de aer conduce la scăderea rapida a consumului de combustibil având drept consecința si reducerea corespunzătoare a sarcinii motorului. In reprezentarea din figura 3 debitul de aer admis in motor nu este afectat de modificarea coeficientului de exces de aer. Acest fapt se datorează, probabil, faptului ca modelarea matematica, pe baza căreia se face simularea funcționarii motorului, considera ca neschimbați ceilalți parametri funcționali decizionali ai motorului.

Studiul experimental va oferi informații asupra comportării motorului la variația parametrilor decizionali, care vor servi la corectarea si îmbunătățirea modelului matematic.

1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0200

300

400

500

600

700

50000

75000

100000

125000

150000

175000

αααα

t g [

oC

]

tgtg

Qg [

kJ/h

]

QgQg

1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,00,35

0,37

0,39

0,41

0,43

0,45

0,29

0,3

0,31

0,32

0,33

0,34

α

ηe,M

ηeMηeM

ψQ

g =

Qg /

Qcb

ψQg

ψQg

Fig.4 Influenta coeficientului de exces de aer α Fig. 5. Influenta coeficientului de exces de aer α

asupra temperaturii gazelor arse evacuate si asupra randamentului motorului ηM si asupra

asupra căldurii disponibile in gazele procentului ψQg de căldura disponibila in

de evacuare (ps=1,5 bar, t0=25oC) gazele evacuate din căldura provenita din arderea combustibilului.

Creșterea coeficientului de exces de aer α conduce la scăderea rapida a temperaturii gazelor de

ardere, scădere care reduce, in același ritm, potențialul căldurii recuperabile din gazele de ardere evacuate. Figura 5 prezintă influenta coeficientului de exces de aer α asupra randamentului motorului ηM si

asupra procentului ψQg de căldura disponibila in gazele evacuate din căldura provenita din arderea combustibilului.

Scăderea temperaturii gazelor de ardere si in consecința a potențialului de căldura recuperabila din gazele de ardere, conduce la scăderea fracțiunii de căldura disponibila in gazele evacuate raportata la căldura introdusa prin arderea combustibilului.

14

1.1.9 Reprezentarea grafică a caracteristicilor de fabrică ale motorului

Motorul care va echipa sistemul de microcogenerare este model 4TNV98TGGEHR produs de firma YANMAR [7] Caracteristicile de fabrica ale motorului sunt prezentate in tabelele 2-3

Tabel 2

T0=25oC

Sarcina

%

Consum

motorina

[kg/h]

Consum

aer

[kg/h]

Debit gaze

arse

[kg/h]

Raport de

comprimare

in suflanta

Randament

adiabatic al

suflantei

Temp. aer la ieșirea

din suflanta

[oC]

100 8,5075 251,04888 259,55638 1,4476227 0,6 93,29

75 6,4574 236,619 243,0764 1,3316993 0,55 83,64

50 4,5567 226,275 230,8317 1,2503563 0,5 76,35

Tabel 3

t0=25oC

Sarcina

[%]

Temp. gaze

arse [oC]

Căldura disponibila

in gazele de

evacuare

[kJ/h]

Procent de căldură disponibilă în

gazele evacuate din căldura

introdusa

Randament

motor

100 480 102369,0363 28,65 37,98

75 430 81770,90096 30,15 37,53

50 375 62924,72142 32,88 35,45

Informațiile privind variația mărimilor caracteristice ale funcționarii motorului, la modificarea sarcinii, oferite de către producător, au fost reprezentate grafic in figurile 6-12.

50 60 70 80 90 1002,0

2,2

2,4

2,6

2,8

3,0

3,2

3,4

3,6

20

22

24

26

28

30

32

34

36

% Sarcina

alfa

alfaalfa

d=

g c

b/k

g a

er

d= g cb/kg aerd= g cb/kg aer

50 60 70 80 90 1003

4

5

6

7

8

9

10

225

230

235

240

245

250

255

260

% Sarcina

mcb [

kg

/h]

mcbmcb

mgaze/a

er

[kg

/h]

mgazemgaze

maermaer

Fig. 6 Variația coeficientului α si a Fig. 7 Variația debitelor orare de combustibil, dozajului d la modificarea sarcinii aer si gaze de ardere la modificarea sarcinii

15

50 60 70 80 90 100

380

400

420

440

460

480

60000

70000

80000

90000

100000

110000

120000

% Sarcina

t g [

oC

]

tgtg

Qg [

kJ/k

g]

QgQg

50 60 70 80 90 10075

80

85

90

95

0,5

0,525

0,55

0,575

0,6

% Sarcina

t s [

oC

]

tsts

ηs

ηsηs

Fig. 8 Variația temperaturii si potențialului Fig. 9 Variația temperaturii aerului comprimat termic al gazelor de ardere si a randamentului izentropic al suflantei la modificarea sarcinii la modificarea sarcinii

50 60 70 80 90 1001,2

1,25

1,3

1,35

1,4

1,45

% Sarcina

πs =

ps/p

0

πsπs

50 60 70 80 90 1000,355

0,360

0,365

0,370

0,375

0,380

0,385

0,390

0,27

0,28

0,29

0,3

0,31

0,32

0,33

0,34

% Sarcina

ηM

ηMηM

ψQ

g

ψQgψQg

Fig. 10 Variația raportului de creștere a Fig. 11 Variația randamentului si a raportului de presiunii in suflanta la modificarea sarcinii creștere a presiunii in suflanta la modificarea sarcinii

0,020 0,022 0,024 0,026 0,028 0,030 0,032 0,0341,24

1,28

1,32

1,36

1,40

1,44

1,48

d [kg cb/kg aer]

πs

πsπs

Fig 12 Variația raportului de comprimare in suflanta la modificarea dozajului

16

1.1.10 Verificarea rezultatelor obținute pe baza modelului experimental cu caracteristicile

funcționale precizate de producător

Comparația rezultatelor obținute pe baza simulării funcționarii motorului și cele prezentate de producător sunt prezentate in tabelele 4 si 5.

Tabelul 4 α mcb

[kg/h]

mg

[kg/h]

tg

[oC]

Model Fabrica Model Fabrica Model Fabrica Model Fabrica

2 2,06 8,573 8,5075 254,1 259,55 483,9 480

Tabel 5

Qg

[kJ/h]

ηM

%

ψg

%

ts

[oC]

Model Fabrica Model Fabrica Model Fabrica Model Fabrica

116610 102369 37,83 37,98 32,54 28,64 369 366,29

Analiza comparativa arata o corelare foarte buna intre datele experimentale si rezultatele simulării pentru funcționarea motorului la sarcina 100%. Abaterile sunt sub 3% cu excepția lui ψg care are o abatere de 12 %

Potențialului energetic de recuperare a căldurii din gazele de ardere nu reflecta fidel capacitatea de producere de energie electrica cu ciclul ORC, printr-o analiza exergetică se poate evidenția însă acest lucru[9,10].

2. INSTRUMENTAREA GRUPULUI ELECTROGEN PENTRU DETERMINAREA

BILANȚULUI ENERGETIC

Pentru determinarea bilanțului energetic al grupului electrogen, necesar stabilirii parametrilor de calcul al componentelor sistemului ORC, vom considera doua echipări: una de referință fără recuperarea căldurii din gazele de evacuare si una in care căldura din gazele de evacuare este recuperata prin intermediul unui schimbător de căldura gaze evacuare-apa calda menajera – simulare funcționare grup de cogenerare clasic – figura 13.

Schema instrumentării pentru aceasta a doua echipare se considera a fi maximala pentru etapa determinării bilanțului energetic al grupului electrogen – etapa “date de referința”.

De asemenea, la achiziționarea componentelor necesare instrumentării s-a stabilit si un minim necesar pentru determinarea bilanțului energetic, varianta de echipare cu ORC, ce se prezintă in schema din figura 13.

17

p9,T9SCH-ACM

ACM

GEN

VR

I, U, Pa, Pr, Pap

11 Sarc Electr.

3F

p8, T8,

D8

Tanc

motorina

p3, T3, D3

ENG

p10, T10

p7, T7

p8, T8

HEPR

p5, T5

EM

Turbina

Suflanta

p2, T2 p1, T1, D1

ER

AM

P.A.M.

ESVR

CHEVENT

TR

p4, T4

Fig.13 Schema instrumentării BILANȚ ENERGETIC

2.1 Date de referința

Notații Sarc. Electr. 3 F – sarcina electrica trifazica, variabila, pentru determinarea puterii motorului GEN – generator electric 3 x 400 V AC grup electrogen ENG – motor diesel AM – galerie admisie aer motor EM – galerie evacuare gaze arse motor T – termostat lichid de racire motor R – radiator lichid de racire VENT – ventilator HEPR – recuperator de caldura din gazele de evacuare VR – ventil reglare debit gaze arse prin recuperator SCH-ACM – schimbator de caldura apa calda menajera ACM – apa calda menajera pi, Ti, Di – puncte de masurare presiune, temperatura, debit

18

Tabelul 6 Den.pct. mas Parametru Carcateristici/

U.M. denumire notatie

1 Aer admisie suflanta

Presiune atmosferica p1 700.. 770 mmHg

Temperatura ambianta T1 273...323 K

Debit aer aspirat motor D1 0...300 m3/h

2 Aer admisie motor

Presiune aer admisie motor p2 0...3 bar

Temperatura aer admisie motor T2 273... 423 K

3 Admisie apa răcire in motor

Presiune apa admisie motor p3 0...3 bar

Temperatura apa admisie motor T3 273...373 K

Debit lichid răcire motor D3 0...2,5 m3/h

4 Evacuare apa răcire din motor

Presiune apa evacuare motor p4 0...3 bar

Temperatura apa evacuare motor T4 273...373 K

5 Admisie gaze arse turbina

Presiune gaze arse intrare turbina p5 0...3 bar

Temperatura gaze arse intrare turbina T5 273...873 K

6 Evacuarea gaze arse turbina

Presiune gaze arse evacuare turbina p6 0...3 bar

Temperatura evacuare gaze arse T6 273...873 K

7 Evacuare gaze arse recuperator

Presiune gaze arse intrare turbina p7 0...3 bar


8 Alimentare motorina motor

Presiune admisie motorina p8 -0,3...3 bar


Consum motorina D8 0...15 l/h

9 Retur ACM Presiune retur ACM p9 0...6 bar

Temperatura retur ACM T9 273...323 K

10 Tur ACM Presiune tur ACM p10 0...6 bar

19

Den.pct. mas Parametru Carcateristici/

U.M. denumire notatie

Temperatura tur ACM T10 273...323 K

11 Sarcina electrica motor

Curent I1, I2, I3 0..200 A

Tensiune U1,U2,U3 220..250VAC

Putere aparenta Pap 0 ... 50 VA

Putere activa Pa 0....50 kW

Putere reactiva Pr 0...50 kW

La stabilirea necesarului de instrumentare a grupului electrogen am tinut cont si de stabilirea regimurilor funcționale ale grupului de microcogenerare cu ORC pe care o avem in vedere pentru acest proiect.

2.2. Sistemul de măsurare a consumului de combustibil al motorului

O componenta de baza in determinarea bilanțului energetic a grupului o reprezintă sistemul de monitorizare a consumului de combustibil, sistem ce intra in componenta de baza a grupului de micro-cogenerare.

Sistemul folosește un contor de motorina cu pistonase rotative, ce emite un impuls electric la trecerea prin acesta a unui volum constant de motorina stabilit de către fabricant.

De aceea, sistemul de monitorizare a consumului este unul de tip “volumetric”, pentru determinarea căldurii introdusa in motor fiind necesara determinarea densității motorinei in punctul de admisie, ceea ce impune măsurarea temperaturii si greutății specifice a acesteia.

Sistemul electronic monitorizare a consumurilor de motorină are la baza un modul electronic de achiziţie si prelucrare a impulsurilor generate de releul tip Reed cu care este dotat contorul de motorină tip VZO 04.

Parametrii de lucru ai contorului VZO4 sunt: Contoil tip VZO 4 OEM-RE 0,005, DN 4 mm, Qmax=80 l/h, Qnom=50 l/h, Qmin=1 l/h, fără afişaj,

echipat cu emiţător de impulsuri Reed 0,005 l/imp, PN 32 bar, tlucru= - 10°C ÷ +60°C, IP 65, conexiuni pe filet interior 1/8”

20

Retur motorina de la motor

Spre pompa dealimentare a

motorului

Filtru decantor cu pahar transparent

Contor VZO4

Rezervor decombustibil

motor

Supapa de retinerepresiune 0.5 bar

Racitor-Deaerator

Contor retur

Supapa retinere faza lichida

Baterie Filtre

Fig. 14 Schema de montaj si componenta sistemului

2.3 Program de monitorizare consum combustibil

Pentru prelucrarea informațiilor furnizate de contorul VZO4 a fost necesara elaborarea unui algoritm de achiziție si de calcul a consumului orar de combustibil.

Astfel, algoritmul de determinare a consumului orar al motorului grupului electrogen are la baza formula:

Chcb= (volum prestabilit [l]) x 3600 / (durata de măsurare in secunde) [l/h] Schema logica de funcționare a sistemului este prezentata in Figura 16:

21

Q_cb_tot = 0

N_proba = 0

C_a

Citeste constanta aparatului

START PROGRAM

N_tot = 0

Scrie in fisierul

"EVIDENTA CONSUMURI PANA LA...."

ziua/luna/anul/ora/Q_cb_tot [ l ]

1

V_p_min=C_est/80

Citeste Consum estimat C_est

Citeste consum maxim C_max

V_p_max=C_est/40

V_p = (V_p_max + V_p_min)/2

N_est = INT ( V_p / C_a )

V_p = N_est · C_a A

i = 1

Subrutina Masurare timpSRT

t <= t_min

t_min = V_p · 3600 / C_max

DA

NU

B

C

D

22

Scrie in fisierul


ziua/luna/anul/ora/"PERICOL!

CONSUM EXCESIV DE COMBUSTIBIL!

VA RUGAM VERIFICATI!


1

Q_cb_tot = N_tot · C_a

N_proba = N_tot + N_proba

N_proba = N_proba + N_est

DA

Scrie in fisierul

"CONSUMURI CURENTE"

i > 2

NU

i = i +1


D

C

N_tot = N_tot + N_proba

1

Scrie in fisierul

"CONSUMURI CURENTE"



C_h_cb = V_p · 3600 / t

t >= 45

B

NU

N_est = N_est + 1

NU

N_est = N_est - 1t <= 90

A

A


Scrie in fisierul


Stop achizitie ?

END PROGRAM

1

DA

DA

DA

NU

Fig. 15

23

START SRT

d_norm = 110·(V_p·3600) / (C_max·N_est)

imp = 0

timp_total = 0

timp = 0

aparitie impuls

masurare timp

timp > d_norm timp = 0NU

imp = imp +1

DA

d_est = timp · N_est

d_est >= 90

NU

imp >= N_estNU

DA

masurare timp total

t = timp total

END SRT

DAt= d_est

Fig. 16 Subrutina SRT

24

2.4. Sarcina electrica de încărcare a grupului electrogen

Pentru determinarea bilanțului energetic al grupului electrogen pentru diferite regimuri de încărcare a fost necesara proiectarea si realizarea unui grup de încărcare variabil si in trepte. Pentru o foarte buna discretizare a domeniului funcțional a grupului electrogen s-a adoptat soluția realizării unei baterii de 6 termosuflante, fiecare putând funcționa in doua trepte de sarcina: 4,5 kW si respectiv 9 kW.

Prin aceasta soluție, grupul electrogen va putea fi testat la sarcina in trepte de putere de cate 4,5 kW, pornind de la 4,5 kW pana la 45 kW, ceea ce înseamnă ca vor fi folosite in total 5 din cele 6 termosuflante. Fiecare termosuflanta este alimentata la o tensiune trifazata de 400 V. Cea de a 6-a termosuflanta va fi utilizata pentru testarea separata a grupului ORC, după ce acesta va fi realizat in cea de a doua etapa a proiectului.

Cuplarea la grupul electrogen se va realiza prin intermediul unui tablou de comanda cu sigurante tri-polare respectând toate normele de tehnica securității munci pentru lucru cu curent alternativ trifazic de joasa tensiune (400 V). Acest suport oferă avantajul mobilității si amplasării convenabile in standul de încercări.

Pentru determinarea bilanțului energetic al grupului electrogen a fost necesara proiectarea unui sistem de achiziție a parametrilor funcționali, care sa aibă capabilitatea conducerii asistate a sistemului ORC si respectiv a grupului de micro-cogenerare GRUCOHYB ce va fi realizat in cadrul proiectului. In acest sens s-a adoptat soluția echipării grupului hibrid de microcogenerare GROCOHYB cu un sistem PLC (programmable logic controller).

Sistemul PLC proiectat va asigura funcționarea grupului atât iarna cat si vara atât in regim de funcționare clasica fără ORC, cat si in regim hibrid grup cu ORC. In figura 17 se prezintă schema simulării pe bancul de proba a proceselor de lucru comandate prin PLC.

SIM

UL

AR

E I

NC

AL

Z.

IAR

NA

CU

/ F

AR

A O

RC

W P 2 P .2 . A C

F H EVE

NT

A L T E X P

90

grd

. C

26

,4 k

Wt

C O N D 1

S V R

B V R+ 2 8 ,4 kW t

V

T U R B

B L

RA

DIA

TO

R

W P 1 P .1 .

70

grd

. C

C O N D 2

V E N T4 0 g rd . C

5 0 g rd . C

E N G

E M

E R

E L P

A M

C H E

E S V R

V 3 A C

S IM U L A R E A C M

IA R N A / V A R A

C U / F A R A O R C

2 6 ,4 kW t R A D IA T O R

S C H -A P A -A P Asu p lim e n ta r

Fig. 17

25

3. BIBLIOGRAFIE

1. Radcenco Vs., Grünwald B., Dănescu A., Un model de ciclu pentru studiul optimizării

performantelor motoarelor cu aprindere prin comprimare supraalimentate, Bul. Inst. Pol.

Bucuresti, XXXIII,4,1971

2. Radcenco Vs., Termodinamica tehnica si mașini termice. Procese ireversibile, EDP

Bucuresti, 1976

3. Apostol Valentin, Studiul proceselor ireversibile din detentoarele cu piston, Teza de doctorat,

Universitatea Politehnica din București, 1996

4. Moran M.J., Shapiro, Fundamentals of Engineering Thermodynamics, Willey, 2010

5. Vibe I.I, Novoe o rabocem tikle dvigatelei, Masghiz, Moskva, 1962

6. EES-Engineering Equation Solver, http://www.fchart.com/

7. http://www.yanmarengines.co.uk

8. Stoecker W., Design of Thermal Systems, Willey, 1994

9. Sayin C., Hosoz M., Canakci M., Kilicaslan I., Energy and exergy analyses of a gasoline

engine, International Journal of Energy Research, 2006, (www.interscience.wiley.com)

DOI:10.1002/er.1246

10. Dobrovicescu A., Principiile analizei exergoeconomice, Politehnica Press, 2007

proiect 75/2012

Documents