Småskalig biokraftvärme från externeldad gasturbin - systemstudier, värmeväxling och turbinstyrning

Sven Hermansson, Anders Hjörnhede, Daniel Ryde Per-Olof Sjögren

Christoffer Boman, Jonathan Fagerström, Anders Rebbling Joseph Olwa, Marcus Öhman

Per Nockhammar, Mattias Svensson

SP Rapport 2015:64

SP

Sveriges T

eknis

ka F

ors

kn

ingsin

stitu

t

Småskalig biokraftvärme från extern-eldad gasturbin - systemstudier, värme-växling och turbinstyrning

Sven Hermansson, Anders Hjörnhede, Daniel Ryde, Per-Olof Sjögren, Christoffer Boman, Jonathan Fager-ström, Anders Rebbling, Joseph Olwa, Marcus Öhman, Per Nockhammar, Mattias Svensson

Abstract

Small scale CHP using externally fired hot air turbines - system

integration, heat exchanging and turbine control

Externally Fired Gas Turbines (EFGT) integrated with biomass combustion is a promising method for

small-scale combined heat and power production (CHP). However, for the technology to reach market

ready level, its potential need to be further established and research on system integration, high tem-

perature heat exchanging and turbine development need to be performed. In this project, the potential

of EFGT from 1-10 MWth Swedish woody biomass boilers, using an add-on concept with an under-

sized turbine, was assessed to 100-400 MWe. Furthermore was the use for electricity production from

waste gas of too low quality for gas engines assessed as very potent. The marginal electricity produc-

tion cost (the extra cost associated with the electricity production) would then be 1.1-1.3 SEK/kWh

(0.12-0.14 €/kWh), which is approximately 30-50% lower than other relevant technologies. To reach

the higher indicated levels of potential and the lower levels of production costs, thermodynamic simu-

lations further indicates that that care should be taken to the system integration of heat exchanging and

turbine operation. The exhaust turbine air should preferably be used as combustion air in the biomass

furnace, the turbine cycle should be humidified and the flue gas of the biomass boiler should be recir-

culated. An auxiliary alternative to increase the power output is to support fire the turbine cycle with

natural gas or biogas. This could also be used to modulate the operation of the system to balance for

load changes, which is believed to be of high importance in the future intermittent electricity system.

The experimental trials of the project show that depositions on the high temperature heat exchanger of

the EFGT system fired with stem wood pellets will be dominated by potassium sulfates, with traces of

chlorine. The same trials indicate that the release of the deposition substances potassium and sodium

from the fuel could be reduced with 75 and 95 % respectively, by combining a low combustion tem-

perature with additivation of the fuel. The exposure of materials to synthetic depositions and relevant

heat exchanging temperatures, indicated however that all selected alloys were more or less affected by

corrosion. However, a positive result was that pure potassium sulfate, which was found to dominate

the real depositions, caused little or no corrosion. Weighting these test results with material costs,

253MA was found to be a reasonable first selection. The heat exchanger design calculations then show

that 440 tubes of 2.5 m lengths would be needed for the biomass fired 100 kWe unit specified within

this project. The recommended position of the heat exchanger was found to be the upper part of the

shaft connecting the furnace with the boiler. Here, the temperature levels were found to be in the range

of the design temperature, however should the operational strategy be to maintain nominal load in or-

der to keep this temperature level. Finally were important steps made within the project to the integra-

tion of the gas turbine with a biomass furnace, by the development of a new control system for the tur-

bine cycle, including new software. By this action is the turbine system, with some further minor ad-

justment and completions, basically ready for application on a real process.

Key words: kraftvärme, biokraft, biobränsle, systemintegration, värmeväxling, korrosion, turbin

SP Sveriges Tekniska Forskningsinstitut

SP Technical Research Institute of Sweden

SP Rapport 2015:64

ISBN 978-91-88001-90-0

ISSN 0284-5172

Borås 2015

1

2

Innehållsförteckning

Abstract 0

Innehållsförteckning 2

Förord 3

Sammanfattning 4

1 Bakgrund 6

2 Mål 7

3 Genomförande 8

4 Systemstudier externeldad gasturbin 8 4.1 Objectives and method 8 4.2 Small-scale CHP cycles 9 4.3 The investigated EFTG system 10 4.4 Cost estimates 15 4.5 Thermodynamic model tests - methodology and simulations 19 4.6 Sensitivity analysis of component efficiencies 28 4.7 System power potentials 32

5 Högtemperaturvärmeväxling i rökgaser från biobränslepanna 38 5.1 Mål och genomförande 38 5.2 Experimentella studier av alkaliavgång och beläggningbildning 38 5.3 Experimentella studier av beläggnings- och materialinteraktioner 41 5.4 Designkriterier för värmeväxlare 48 5.5 Drift- och placeringsstrategi för värmeväxlare 51

6 Styrning av turbin samt integrering med befintlig panna 54 6.1 Mål och genomförande 54 6.2 Styrsystemets komponenter och dess uppbyggnad 54 6.3 Kontrollparametrar 55 6.4 Existerande styrsystem 55 6.5 Existerande kraftelektronik 56 6.6 Resultat 56 6.7 Slutsatser, måluppfyllelse och fortsatt arbete 59

7 Slutsatser 60

8 Referenser 64

3

Förord

Projektet har genomförts som ett samarbete mellan ett institut (SP Sveriges tekniska forskningsinsti-

tut), tre universitet (Luleå Tekniska Universitet, Umeå Universitet och Chalmers) och tre företag

(ENERTECH AB Osby Parca, Ecergy AB och MEGTEC Solutions AB). Projektledare har varit SP

Sveriges tekniska forskningsinstitut.

Projektet har finansierats av Energimyndigheten, inom ramen för Bränsleprogrammet Omvandling,

ENERTECH AB Osby Parca, Ecergy AB samt MEGTEC Systems AB.

4

Sammanfattning

Inom närvärmesektorn (< 5 MWth) finns en ökande efterfrågan på biokraftvärme. En av de ledande

tillverkarna, Enertech AB Osby Parca, får kontinuerligt förfrågningar från kunder som köper hetvat-

ten- och ånganläggningar om kraftvärmemöjlighet. Företaget har därför identifierat externeldad

gasturbin (Externally Fired Gas Turbine - EFGT) som en potentiell ny marknadsnisch för det småska-

liga segmentet (< 1 MWe). EFGT innebär att trycksatt luft värmeväxlas mot heta rökgaser inne i

eldstaden i en förbränningsanläggning, varefter luften expanderar genom en turbin kopplad till en ge-

nerator för elproduktion. I enlighet med Osby Parcas analys har tidigare studier identifierat EFGT som

ett ekonomiskt lovande alternativ för småskalig kraftvärme. Dock behövs potentialen för EFGT kart-

läggas mer ingående med avseende på systemintegration för maximal verkningsgrad, samt dess nisch i

det svenska energisystemet utvärderas i konkurrens med andra teknikval. Dessutom behövs teknisk

utveckling, främst inom högtemperaturvärmeväxlingen och turbinutvecklingen. I detta projekt har

därför ett brett konsortium med kompetens inom alla centrala delar i EFGT-systemet tagit sig an de

centrala frågor som rör småskalig kraftvärmeproduktion från biobränsledriven EFGT. Studierna har

genomförts på ett holistiskt sätt där både tekniska, systemmässiga och marknadsmässiga frågeställ-

ningar har undersökts samtidigt. Detta angreppssätt bedöms vara mycket viktigt för att möjliggöra pa-

rallell utveckling av kritiska tekniska komponenter, integrering av kraftcykeln mot värmekällan samt

att kunna identifiera var i energisystemet som tekniken är mest lämplig, utan att oönskade suboptime-

ringar åstadkoms.

Den övergripande genomgång som gjorts inom projektet av biobränsleförbränningsanläggningar i ef-

fektintervallet 1-10 MWth, vilka anses mest relevanta för småskalig biobränsleeldad EFGT, ger be-

dömningen att dessa skulle kunna bidra med ca 100-400 MWe, beroende på val av systemintegrations-

teknik. Kostnadsanalysen för investering i EFGT-cykel och drift visar dessutom på god effektivitet

jämfört med andra aktuella tekniker. Marginalkostnaden för investering i en EFGT-cykel för integre-

ring mot en biomassaanläggning bedöms uppgå till cirka 28-37 kSEK/kWe, beroende på tekniskut-

vecklingsnivå. Detta motsvarar ungefär samma kostnad som för marginalkostnaden för en ångcykel,

men är väsentligt lägre än både ORC, stirlingmotor och gasmotor. I jämförelsen av marginalkostnad

för elproduktion från respektive teknik står sig även här EFTG-tekniken väl. Här bedöms att marginal-

kostnaden för att producera 1 kWh el, förutsatt att behovet finns av att leverera resulterande mängd

värme, uppgår till ca 1,1 – 1,3 SEK/kWhe. Detta är uppskattningsvis 30-50 % lägre än motsvarande

marginalkostnad för ORC, gasmotor eller lågtrycksånga kombinerat med skruvexpander. Vidare visar

en modelleringsstudie av den tekniska systemintegrationen av en 100 kWe EFGT-cykel i 3000 kWth

biobränsleförbränningsanläggning att marginalelverkningsgraden (effektiviten i den extra bränslekon-

sumtion som krävs för att producera elen) kan fås att bli mycket hög, uppemot 70 %. Emellertid blir

det stora skillnader i effektivitet, beroende på hur tekniksystemet byggs upp och systemintegrationen

görs. Störst positiv inverkan visades återföring av turbinluften ha till biobränsleanläggningen som för-

bränningsluft, samt återföring av rökgaser från biobränsleförbränningen till förbränningsanläggningen.

Ett ytterligare intressant alternativ visade sig vara att stödelda turbinen direkt med ett gasformigt

bränsle, exempelvis biogas, efter värmeväxlingen mot biopannan. Då kan turbininloppstemperaturen

ökas över den temperatur som annars begränsas av värmeväxlingen, vilket medför att elverkningsgra-

den ökar. Denna påbyggnadsmöjlighet kan då användas för att modulera driften och leverera extra el

till nätet när det behövs som bäst, vilket är något som tros bli mycket viktigt i det framtida intermit-

tenta elnätet.

De delar av projektet som fokuserat på högtemperaturvärmeväxling och turbinsystemutveckling, visar

bland annat att beläggningarna på högtemperaturvärmeväxlaren vid förbränning av stamvedpellets

förväntas domineras av kaliumsulfater med en mindre mängd klor. Men labbförsöken visar även att

det finns stor potential att minska avgången av de beläggningsdrivande ämnena kalium och natrium

från bränslebädden med så mycket som 75 % respektive 95 %. Detta kan göras genom att använda

kombinationer av optimerade processparametrar (sänkt bäddtemperatur) och bränsleadditiv (kaolin el-

ler ammoniumsulfat). De materialexponeringar som syftade till att undersöka olika legeringars käns-

lighet för korrosion vid den temperatur som värmeväxlingen sker, uppvisade alla någon grad av hög-

5

temperaturkorrosion. Utifrån resultaten anses emellertid 253MA vara ett rimligt val av legering för en

första bedömning och fortsatta design och konstruktionsstudier, m a p kostnadsnivå kontra relativt god

korrosionsbeständighet. Emellertid förutsätts då att KCl inte riskerar beläggas på ytorna, då detta vi-

sade sig ha mycket negativ effekt på alla testade legeringar. En intressant observation i detta samman-

hang var emellertid att korrosionspåverkan för legeringar utsatta för ren K2SO4 var försumbar eller re-

lativt låg. Detta är att betrakta som positivt, med tanke på att beläggningsstudien visade att just K2SO4

dominerar beläggningarna. Slutligen konstateras utifrån givna kriterier för design, att värmeväxlaren

kan konstrueras som en tubvärmeväxlare med rökgaspassagen på insidan av tuberna. Med en tublängd

om 2,5 m krävs då 440 st tuber för att överföra den erforderliga energin till turbincykeln. Temperatur-

mätning i Osby Parcas pannteknik visar dessutom att värmeväxlaren lämpligen bör placeras i de övre

delarna av det vertikala schakt som sammanbinder slutförbränningskammaren och hetvattenpannan.

Den erforderliga temperaturen för värmeväxlingen visade sig uppnås här. Emellertid visar även mät-

ningen att lämplig driftstrategi för förbränningsanläggningen är att den körs på minst nominell drift för

att den erforderliga temperaturnivån ska kunna uppnås. Slutligen har inom projektet viktiga steg tagits

för att praktiskt möjliggöra integrering av hetluftsturbin tillsammans med biobränslepanna. För detta

har ett nytt styrsystem med ny mjukvara tagits fram för tubincykeln. Systemet bedöms med mindre

anpassningar och kompletteringar vara färdigt att applicera på processen.

6

1 Bakgrund

Inom närvärmesektorn finns en ökande efterfrågan på biokraftvärme. En av de ledande tillverkarna,

Enertech AB Osby Parca (EOP) anger att man kontinuerligt får förfrågningar från kunder som köper

hetvatten- och ånganläggningar om kraftvärmemöjlighet. Företaget har därför själv identifierat extern-

eldad gasturbin som en potentiell ny marknadsnisch för det småskaliga segmentet (< 1 MWe). Extern-

eldad gasturbin innebär, något förenklat och illustrerat i Figur 1, att trycksatt luft värmeväxlas mot

heta rökgaser inne i eldstaden i en förbränningsanläggning, varefter luften expanderar genom en turbin

kopplad till en generator för elproduktion.

Figur 1. Schematisk skiss över externeldad gasturbin i kombination med biomassaförbränning.

Värmeforskrapport 1237 [1] indikerar att EOP är inne på rätt väg. I rapporten bedöms att externeldad

gasturbin (Externally Fired Gas Turbin - EFGT) har lägst investeringskostnad och lägst specifik elpro-

duktionskostnad av aktuella teknikval (traditionell ångcykel, ångcykel med omvänd skruvkompressor,

ORC och gasmotor efter uppströmsförgasning) för småskalig kraftvärme från biomassaförbränning.

Alfavärde och elverkningsgrad bedöms dessutom kunna bli högre eller i samma storleksordning som

de jämförbara teknikerna (gasmotor). Det är dock uppenbart att potentialen för EFGT behövs kartläg-

gas systematiskt genom att undersöka i detalj hur systemet ska integreras för att uppnå maximal verk-

ningsgrad, samt dess nisch i det svenska energisystemet utvärderas i konkurrens med andra teknikval

(exempelvis gasmotor), innan större satsningar mot marknadsimplementering kan sjösättas. Det behö-

ver utredas under vilka processmässiga förutsättningar som elproduktionen blir så effektiv som möj-

ligt, och vad som i detta avseende skiljer biomassaeldad EFGT från utnyttjandet av andra processer

(exempelvis VOC, metan och biogas). I litteraturen finns ett flertal teoretiska studier kring systemin-

tegration av EFGT, både för biomassaförbränning och för andra källor, exempelvis [2-12]. Emellertid

är informationen relativt fraktionerad och svårtillgänglig för direkt tillämpning i en industriell appli-

kation. Utöver detta saknas ekonomiska bedömningar av tänkbara systemalternativ. För att svensk in-

dustri skall kunna tillgodogöra sig den existerande kunskapen och självständigt värdera den, krävs där-

för att den tillgängliga informationen sammanfattas och kompletteras, samt att ekonomiska potential-

bedömningar görs. Vidare är den totala potentialen en nyckelfaktor, samt vilka typer av anläggningar

och applikationer som är bäst lämpade för externeldad gasturbin och andra teknikval. I detta saman-

hang är potentialstudien av Bernotat och Sandströms [13] en god utgångspunkt för att komplettera de

källor som idag finns och som skulle kunna utnyttjas för EFGT och andra tänkbara teknikval, samt

7

vilka framtida nyexploateringar som kan förväntas. Externeldade gasturbinapplikationer är emellertid

inte begränsat till biomassaeldning. Slip-strömmar av metan och VOC från industriella processer,

gruvindustri samt bio- och deponigas är andra potentiella områden. Dessa gaser är, liksom bio-

massarökgaser, generellt alltför förorenade för att elda direkt i en gasturbin. Här skulle EFGT och ex-

empelvis gasmotorer kunna bidra till ett tillskott till den svenska elproduktionen samt till utveckling av

nya tekniknischer för svensk industri. Emellertid krävs en fördjupad översyn av vilka potentialer och

utmaningar som finns. De olika teknikvalvens nisch i det svenska energisystemet behövs dessutom ut-

värderas mer ingående, innan större satsningar mot marknadsimplementering kan sjösättas.

Implementering av EFGT på marknaden har, förutom marknadsosäkerheter, hittills hållits tillbaka av

tekniska utmaningar. Dessa är främst kopplade till utvecklingssprång inom:

Värmeväxling,

turbinutveckling.

Turbinutveckling är ett central och mycket viktig utvecklingsarbete. Ett fungerande kommersiellt

gångbart turbinsystem är ett måste för att EFGT skall kunna realiseras på marknaden. Mikroturbiner

för applicering mot EFGT har emellertid varit svårt att finna på marknaden. Emellertid har på senare

tid gjorts viktiga framsteg. Bland annat arbetar det svenska företaget Pomero AB/Ecergy AB, med att

utveckla en turbin i storleksklassen 100 kW specifikt för förutsättningarna vid externeldad gasturbin.

Vidare har Siemens visat intresse för marknaden kring teknik för energiåtervinning av slip-gaser i Au-

stralien. För att en marknadsmässig turbin för EFGT applikationer skall kunna utvecklas behövs emel-

lertid fortsatt dedikerad forskning och utvecklingen inom området, med fokus på säkra och användar-

vänliga styrsystem. I detta projektet har därför ett starkt delfokus varit inom just det området.

Utmaningen i värmeväxling mellan turbincykel och eldstad ligger i att materialmässigt klara den krä-

vande miljön i de heta rökgaserna från en bioeldad närvärmepanna, kombinerat med att kunna designa

en värmeväxlare som är ekonomiskt gångbar. För att elverkningsgraden ska bli tillräckligt högt krävs

att den komprimerade luftens temperatur i turbincykeln når minst 750 °C, vilket motsvarar ca 850 C

på rökgassidan. Detta medför utmaningar materialmässigt, även i rena gaser. Dessa kan till viss del lö-

sas genom att använda sig av temperaturtåliga legeringar, men detta leder lätt till höga totalkostnader. I

applikationer med förbränning av biomassa eller starkt förorenade VOC-strömmar, adderas utmaning-

ar i form av beläggningsbildning och korrosion på de värmeöverförande ytorna. Vid förbränning av

skoglig biomassa är det framför allt kondenserbara gaser och partiklar av alkali (K+Na) som tillsam-

mans med svavel, klor och koldioxid bildar olika typer av saltbeläggningar på värmeväxlarytor. Detta

kan leda till direkt nedsättning av verkningsgraden, reducerad tillgänglighet samt allvarliga materialin-

teraktioner och korrosion. Problemet har tidigare framför allt försökt lösas genom att skapa en pro-

duktgas med lägre halter av dessa oorganiska ämnen, genom att använda sig av specialdesignade för-

bränningssystem eller förgasning istället för direkt förbränning [3-6]. Uppfattningen är emellertid att

varken förgasning eller specialdesignade EFGT-förbränningssystem är i dagsläget kommersiellt gång-

bara för närvärmeskalan. Kraftvärmen bör produceras i en konventionell anläggning, under specifikt

anpassade driftförhållanden, för att bli ekonomiskt lönsam. Därmed kvarstår högtemperaturvärmeväx-

ling i förbränningsrökgaser som en rimlig lösning på kort- och medellång sikt, för att EFGT skall

kunna bli ett attraktivt marknadsalternativ. I det här projektet har därför en riktad satsning gjorts på

tillämpad forskning kring beläggningsbildning (rökgas-vvx interaktioner), materialfrågor och värme-

växlarutformning för EFGT.

2 Mål

Den övergripande målsättningen med projektet var att generera kunskap och tekniska underlag som är

direkt tillämpbara för utvecklingen av EFGT applicerat på biomassaförbränning och olika processer

och bränslen i det svenska energisystemet.

Specifika mål med projektet var att:

8

Kartlägga marknadsmässiga och ekonomiska potentialen för EFGT från biomassaförbränning

och andra processer, såsom destruktion av flyktiga organiska ämnen eller metan, jämfört med

andra tänkbara teknikval (exvis gasmotor)

Identifiera tekniskt och ekonomiskt fördelaktiga systemintegrationslösningar, vilka för de

olika processerna är applicerbara för värmeväxling och turbincykel för EFGT

Definiera kritiska parametrar och processmässiga strategier kopplat till beläggningsbildning

och korrosion på högtemperaturvärmeväxlare

Bestämma designkriterier (material och dimensionering) och driftstrategier för en värmeväx-

lare i rökgasapplikationer med biobränsleeldad rostpanna, med specifikt fokus på värmeför-

sörjning av externeldad gasturbin

Kartlägga behov för och ta fram nytt styrsystem och kontrollalgoritmer för turbindelen i exter-

neldat gasturbinsystem.

3 Genomförande

Arbetet i projektet har genomförts i tre parallella arbetspaket (AP):

AP 1 Systemstudier externeldad gasturbin

AP 2 Högtemperaturvärmeväxling i rökgaser från biobränslepanna

AP 3 Styrning av turbin samt integrering med befintlig panna

Nedan redovisas arbetet och resultaten från respektive AP i separata kapitel. Delar av materialet redo-

visas på engelska, dels på grund av att vissa medförfattare inte har svenska som modersmål och dels

på grund av att skrivandet på engelska syftat till utbildning i akademiskt författande för de doktorander

som medverkat i arbetet.

4 Systemstudier externeldad gasturbin

AP1 har utförts av Per-Olof Sjögren, doktorand vid Chalmers, och arbetet har handletts av Sven Her-

mansson, SP, och Mikael Odenberger, Chalmers. Stöd har givits från Enertech AB Osby Parca och

Ecergy AB i form av indata och tekniska specifikationer. AP1 har finansierats av Energimyndigheten

och MEGTEC. Här redovisas arbetet och dess resultat i sammanfattad form. Fullständig rapport finns

att tillgå via författaren.

4.1 Objectives and method

The aims and objectives of WP1goals are:

o System integration studies - identify the beneficial integration solutions applicable for the heat

exchanger and the turbine cycle (EFGT).

o Map the potential for EFGT – identify market and the economic potential of the EFGT from

biomass combustion and other processes, as organic compounds and methane compared with

other technology choices.

o In conjunction with WP2 and 3, identify design criteria, critical parameters, operating and

process related strategies linked to corrosion and fouling for the high temperature heat ex-

changer operating in biofuel grate boiler flue gas.

The main focus in AP1 has been to evaluate the implementation of an EFGT system on existing fur-

nace constructions for heat only producers. It is supposed to be implemented with relatively small

modifications and with focus on fuel efficiency and moderate investments. The aim is to produce

power at reasonable costs and low additional fuel consumption where no other more economical alter-

9

native exists today. An evaluation niche for this system approach is the district heating (DH) systems

in Sweden, where a comprehensive set of data exists. For a high utilisation potential, DH-base load

heat only boilers operating on wood fuel in a suitable size range have been used for the evaluation.

With limiting the fuel choice to wood origin may also give a better chance to standardise the high

temperature heat exchanger materials. Based on above criteria, the EFGT systems base load potential

with related efficiencies is evaluated. Also the added power generation potential by dual firing or in-

creased humidification have been simulated, their influence on the fuel efficiency and enhanced power

output calculated and load variability advantages discussed.

4.2 Small-scale CHP cycles

The conventional steam cycle based combined heat and power (CHP) plants are typically cost effec-

tive down to about 20 MW thermal. Smaller plant sizes are to the majority heat only producers due to

the difficulty to justify the increased investment cost and low or reduced electrical efficiencies normal-

ly related to small-scale generation systems.

Among technologies that have been proposed are:

Steam based down sized and simplified concepts like using close to saturated steam with a

simplified steam turbine [14], or with saturated steam and a screw expander [15]. These are

typically designed for thermal powers of > 5 MW. Reciprocating steam engines can be used

for thermal load in the 1 to 10 MW thermal range and supply 100 – 1000 kW e.

Organic Rankine Cycle (ORC) uses a refrigerant type of media (for example HFC’s) for ex-

pansion and condensation at moderate temperature levels. Typically, the heat is extracted with

a hot oil system operating at low pressure and temperature level which reduces design and ma-

terial issues. The technology has been widely applied (several hundreds of plants) for electrici-

ty generation in a range from 200 kW to 10 MWe with the optimal application range in 500

kW to about 2 MWe [16, 17, 18]. Smaller systems are approaching the market as for example

based on screw expanders in the 50 to 500 kW range [19] and a reciprocating engine based

micro system “Craftengine” generating 2 – 10 kW e per unit [20].

Stirling engines typically require a high temperature level in contact with the engine to obtain

a good efficiency. For direct heat transfer this is a challenge material vice and another ap-

proach to obtain the required temperature level is to use a gasifier and combustion chamber.

Practically this increases complexity and considering the relatively small unit sizes of Stirling

engines, typically from single kW’s to 35 kW e it becomes cost intensive per kW.

Externally fired gas turbines (EFGT) using heat for the compressed air instead of a conven-

tional combustion chamber. The heat transfer from the furnace gas to the compressed air is ob-

tained by a high temperature heat exchanger and the turbine airflow is totally isolated from the

flue gas, so the aim is to keep the turbine in clean air for a minimum of wear. A number of

theoretical studies have tested this approach thermodynamically and presented very promising

results [21, 22]. Other studies have found a promising application area for the technology,

considering the reasonable cost level of small scale gas fired turbine systems in the 50 to 200

kW range, or example [23]). Pilot units have to some extent confirmed the studies in short

time tests, but none of the biomass converted pilot units has, to our knowledge in the group,

had any long track record for proving economic viability.

10

Fuel conversion technologies like gasification for direct use in a combustion engine is to some extent

addressed in the economical comparison part of the project, but gasification and conversion to biofuels

have not been included in this study.

4.3 The modelled EFTG system

A short clarification of the three item numbers among the components in Figure 2.

1) The humidifier that reduces the temperature after the compression and makes it possible to

transfer more heat from the flue gas and it is also adding mass and volume flow to the turbine

for increased power-

2) To use parts or all of the turbine exhaust air as combustion air. It can either be done directly

after the recuperator or, if the temperature is too high, after cooling by the water circuit.

3) Heat recovery by pre heating of return water before furnace.

The triple line arrows in the picture below represents both the boiler air and flue gas flows and the tur-

bine air flow after heat uptake from the flue gas.

Figure 2. Flow sheet of the EFGT process

Osby Parca boiler

The furnace data used is based on an Osby-Parca boiler type PB2, illustrated in Figure 3. Osby-Parca

boiler type PBFel! Hittar inte referenskälla., suitable for up to 3 MW thermal load and is fuelled with

pellets of 10% humidity. The excess heat is distributed to water around the furnace, by double-sided

water filled walls and to flue gas cooling downstream the combustion zone. The efficiency is claimed

to be 90.2% (at 130 0C flue gas exhaust temperature).

11

The Osby-Parca boiler is here used as a model of existing district heating (DH) and industrial hot wa-

ter production units, in a common size range (2 – 5 MW), with potential use as heat source for an add-

ed EFGT system. If the demo integration succeeds, it is likely to prepare future furnaces for more easi-

ly and effectively connect such an option or adder. The modelling also explores system possibilities

with more humid wood fuels, for comparison purposes of fuel and humidity influence, the typical

boiler data has been kept for comparison purposes, even if the PB2 boiler is not made for 50 -55% wet

fuel.

Turbec T100 module – description.

The T100 Turbec module consists of the compressor and turbine combined with a recuperator, which

is an internal gas/gas-heat exchanger, preheating the compressed air with the hot air at the turbine out-

let. The combustion chamber (C.C) is to be replaced with connections to an external heat exchanger

(HTHE). The module includes power electronics to force start the turbine and then when heat and

pressure is in excess, produce power through the generator with AC conversion electronics for grid

distribution. The power section of the module is designed for 100 kW e generation at a turbine inlet

temperature (TIT) of 950 0C. A reduction of the TIT to 750

0C will typically give a power decrease of

30 to 40%. To utilize the power section potential at 750 0C TIT, a modified compressor and turbine

would be needed. Theoretically this would typically be done with a lower compression ratio and high-

er mass flow (for optimum efficiency). This design change has not been implemented yet. But there

are other means to boost the power and utilise the potential of the power section. Two options have

been modelled for evaluation. Either by humidification after the compressor, or by co-firing a second

fuel after the HTHE heat up. Theoretically, both can be combined and boost the power above the exist-

ing power electronics capacity or be used as power moderators (adders) at boiler part loads. The mod-

ule also includes ventilation equipment that contributes to the Turbec modules internal consumers

which reduces the net power out from the module. The reductions is approx. 7.5 kW at nominal power

(information from Ecergy) and for simulations a 8% loss of the generator electrical output has been in-

cluded. The heat losses from the turbine module are approximately 35 kW in standard operation with

the using a burning chamber and 950 0C TIT. At a reduced temperature level of 750

0C TIT the losses

are assumed to be 25 kW (for modelling purposes).

Figure 3. Osby-Parca boiler type PB

12

Figure 4. Turbec T100 microturbine

Figure 5. Turbec module in exploded view

High Temperature Heat Exchanger (HTHE)

The high temperature heat exchanger replaces the combustion chamber and transfer heat from the oxi-

dised flue gases to the compressed air after the recuperator to obtain a TIT of 750 0C. The flue gas

temperature to the heat exchanger has been set to 850 0C; maximum permissible pressure drops for the

clean- and flue gas- sides have been given (see the appendix section). Based on these values, heat ex-

changer geometry has been proposed by LTH and the detail data has been calculated. These have then

been used for model evaluations and for a cost estimate. The heat exchanger is designed to be exter-

nally positioned between the furnace and the turbine module, which gives flexibility for retrofits of ex-

isting plants. The EFGT system is at this stage more of a generalised “add on” design, for implementa-

tion on different furnace types and sizes. The input data, design results and a cost estimate can be

found in the appendix section.

A similar integration solution, but in a 10 time larger scale, technically can be found in the study from

Värmeforsk [23]; “Pre-study of an externally fired turbine in combination with a hot water furnace

for solid biomass”.

The system was evaluated for a biomass furnace of 20 MW and with an EFGT system delivering one

MW. One difference is that they have based the study on a turbine without recuperator. The heat loss

13

is avoided by using the turbine exhaust air as combustion air. The high temperature heat exchanger

(HTHE) is here proposed to be sectioned for different temperature levels (wide operation range with-

out recuperator). Materials in standard high temperature pressure coded steel qualities limits TIT to

750 0C. They have quite detailed explanations of how they modify the standard turbine and boiler, the

position of the heat exchanger and alike. The HTHE was designed and cost evaluated by a manufac-

turer and the calculated weight for the HTHE was totally about 35 tons where of about 30% were steel

tubes (10-11 tons). The temperature levels for the flue gas temperature, the TIT, the mass flow to

power relation and the resulting moderate electrical efficiency was similar to this project (in its closest

match of configurations).

Heat recovery of the turbine module exhaust air

The air temperature after the recuperator is typically on the 250 0C level and heat recovery of the air

stream is needed to reach high thermal efficiencies. For the evaluations, it is anticipated that a heat re-

covery module for the hot air after the turbine will be used to preheat the return water from the DH

system. The turbine exhaust air is here anticipated to be cooled to 90 0C to meet a return water of

about 70 to 80 0C. A lower DH system return temperature could potentially be used for low tempera-

ture applications resulting in higher thermal efficiency. Another way to increase the efficiency is to

use the outlet air as oxidation air in the furnace. With all the turbine flow going into the furnace, a sep-

arate stack loss is avoided and the turbine outlet air loss eliminated. However, existing furnaces may

not be easily adapted for supply of hot air as primary and secondary air. So also in this configuration it

could be needed to cool the turbine exhaust air with a water circuit, before using it as combustion air.

Humidification module

The humidification module uses the warm air after the compressor (about 200 0C) to evaporate liquid

water that expands and increases the volumetric flow into the turbine and thus increases the power

generated. The module can be made as a small scrubber, a vessel filled with distribution packing,

which evaporates the liquid in gently and controlled manner (this is the modelled version, with some

pressure drop penalty). The advantage with this evaporative type of humidification is that a lower

quality water can be used than by using atomisation nozzles, but it introduces an extra pressure drop.

A nozzle injection system will be cheaper and give a minimal pressure loss for the compressed air, but

will require higher water quality demands when impurities may get air borne and go through the tur-

bine. If the humidification is only used intermittently for power compensating purposes, this last ver-

sion may be the most cost efficient. In both of these two options there is very little pump work needed

to pressurise the water compared to the volume increase (about a factor 1500), that with the pressure

level adds force in the turbine. The T100 design has been evaluated with an adder of 7.2 % weight

H2O, which can be easily evaporated in all modelled versions. The power increase potential is substan-

tial (>30% to 40%), so the humidification module may substantially increase the power production in

a fixed Turbine geometry. It is interesting when looking at the investment cost to power potential and

can be used for boosting purposes, as a possibility to generate more electricity when the circumstances

are right or as a moderator, to stabilize the output power, when the furnace is operating at part loads.

On should be aware of that the heat input need from the furnace is substantially higher than the power

increase, this due to the energy penalty for vaporisation. If the energy in the water vapour is emitted to

atmosphere without condensation, the heat loss and reduction in thermal and marginal efficiency will

be substantial. If not the fuel is regarded as very cheap or the electricity spot price is very high, humid-

ification has to be combined with condensation for good total and marginal efficiencies.

Condensation module

If we are looking at constantly increased power production by humidification, there have been two dif-

ferent types of cooling modes modelled, this to regain the heat from the vaporised water. One is simp-

ly to cool the air to the 40 to 50 0C level to retain a large part of the humidity as condensate. Especially

14

the combination of using the humidified turbine air as combustion air together with humid wood fuel

gives a high recovery potential already at cooling to 50 0C. A low temperature water circuit can cover

needs as drying or be used in a low DH system (floor heating, DH generation 4 system or alike). As a

second possibility, it is possible to use a heat pump to cool the exhaust further. With an exit flue gas

temperature in the 10/15 0C range, even heat recovery by condensation of dry pellet fuel flue gases or

humidified turbine exhaust air can be done alone or in combination.

The continuously condensed water will keep concentrations of acidity and impurities at moderate lev-

els and the pre cooling by the normal water circuits; will also keep the temperature operation range for

the condensation section (inlet air/gas < 150 0C) at reasonable levels for material or coating selections

of the parts used.

For the efficiency potential estimate, there’s assumed a conventional compressor driven heat pump us-

ing 1 part of electricity for 4 parts of recovered heat. The electricity needed is internally generated by

the EFGT, which in the tables are shown as a decreasing el. efficiency and an increasing heat efficien-

cy.

Top up heat for increased TIT – Dual fuel combustion chamber

The T100 turbine is specified for 950 0C TIT, this without using extreme materials, blade cooling or

any typical high temperature turbine features. There is possibly a small cost reduction possible, proba-

bly very small in relation to total cost of implementation, if optimising the material quality to the low-

er temperature. On the other hand, a higher temperature level will give a higher power and efficiency

potential and the temperature can be increased to the natural gas TIT of 950 0C. The value is not only

the maximum generated power but also flexibility for generating power when needed at reduced boiler

duties. It may however not be possible to use a standard gas turbine burning chamber for this (now re-

ceiving up to 750 0C air after HTHE instead of about 600

0C after the recuperator in standard natural

gas burning mode). The values for the combustion adder in the simulations are related to methane,

which could come from biogas origin for fossil free operation.

15

4.4 Cost estimates

The modelled EFGT system

Table 1. Cost estimate for Turbec EFGT implementation on existing boilers

Cost estimate for EFGT applied Project T100 Modified T100

on existing boilers 100 kW gross

Total system el. output (net*) 64 90 kW

Turbec T100 1 500 000 1 500 000 SEK

HTHE 300 000 400 000 SEK

Adaption furnace with HT valve 250 000 300 000 SEK

Installation & start up 300 000 300 000 SEK

Total Cost est. 2 350 000 2 500 000 SEK

Cost / kW el. output (net) 36 700 27 800 SEK / kWe *) The net power is after reduction for the T100 modules internal consumers and the flue gas fan power adder.

In Table 1 fundamental indata for the cost estimates are given. The 64 kWe net version is based on the

integration of a standard T100 module without modification of the compressor/turbine. The 90 kWe

net version has an assumed modified compressor and turbine for increased mass flow to match the

generator and electronics potential of the turbine module. The modification is not assumed to increase

the serial production cost to ant significant extent. Some further explanation to the data in Table 1:

- Turbec T100 is the complete module for electricity generation and control of the turbine.

- HTHE will need to have a proportionally larger surface area for heat transfer in the modified case,

thus the cost increase. The material is based on a conventional high temperature steel with 1000 C

scaling temperature in air and low risk for grain growth/embrittlement in the HTHE operation temper-

ature range.

- Adaption to the furnace requires a high temperature (HT) -valve for creating resistance so the flue

gas passes the HTHE and will need connecting ducts and an air to water heat exchanger to recover

heat and cool the air before using it as combustion air.

- Even if the T100 system is containerised, there will be site assembly of the HTHE with ducts, some

power and signal cables to connect beside the boiler and start-up of the system.

16

Other comparable small scale CHP technologies

In Table 2. Investment comparison for small-scale biomass CHP technologies, cost estimates for other

comparable small scale CHP systems are given, based on literature values.

Table 2. Investment comparison for small-scale biomass CHP technologies

Technology Comment Size Power Total eff Marg.eff. Investm. Ref. Year

kWe /heat CHP (%) (%) SEK/kWe

Complete systems

Steam boiler & turbine High tech. maturity. 2000 0,20 90 55000 [24] 2007

Steam boiler & turbine Existing plant 2600 0,23 91 97 49000 [1] 2012

Steam boiler & turbine Simplified downscale 1300 0,20 85 - 90 N.A < 49000 [1] 2012

Steam boiler & expander Based on proven tech. 750 0,12 86 62 88000 [1] 2012

Steam boiler & expander Boiler value deducted* 750 0,12 86 62 38000 * 2015

ORC with hot oil furnace Fairly high maturity 689 0,22 86 71 83000 [1] 2012

Boiler value deducted* 689 0,22 86 71 56000 * 2015

Fairly high maturity 2200 0,23 86 72 52000 [1] 2012

Gasif. motor + bio oil (1) Part commercial demo 1000 0,53 95,7 98 N.A [1] 2012

Gasification with motor Commercial size 1768 0,50 93 N.A 76400 [1] 2012

Gasification with motor Boiler value deducted* 1768 0,50 93 98 64000 * 2015

Stirling engine Commercial for clean 35 0,15 No value N.A 43000 [25] 2011

High temp. heat sources

CHP pilot estimate 5 ---- No value N.A 170000 [26] 2014

EFGT Talbott - 3 sizes Estimated values ** 250 0,45 85 76 43000 [1] 2012

Boiler value deducted 250 0,45 85 76 29000 * 2015

50 0,42 85 75 60000 [1] 2012

25 0,31 85 72 80000 [1] 2012

EFGT - Turbec add on (2) Boiler value not included 64 0,06 85/82 (3) 46/34 (3) 37000 * 2015

EFGT - Turbec add on (2) Boiler value not included 90 0,05 89/88 (4) 80/60 (4) 28000 * 2015

*) This report estimate. The boiler value deducted is based on a cost of 6000 SEK/kW for a totally installed boiler system for heating only

without power generation.

**) Little experience base. Value given by manufacturer.

1) The high efficiencies includes both the gas motor and use of the produces bio oil that is used in another system.

2) This project estimate.

3) Pilot configuration with turbine exhaust to air, gross / net – values.

4) Modified turbine package for utilizing the T100 power module at 750 0C TIT. Less heat loss, gross / net – values.

17

Summary of cost estimate for small scale CHP technologies

The approach for the estimate is to isolate the power generation part from the hot water production

(boiler). The approach and arguments for this are:

- The boiler, as an Osby Parca unit, is a mature design that are performing cost efficient for producing

hot water from pellets or wood (in another version). The costs for the heating system only, is constant

in the 2 – 10 MW size and is assumed 6.000 SEK/kW. Taken from a diagram in [1].

- Where heating demands exist, there is a potential to produce electricity integrated or in conjunction

with the existing or planned system. The power generation in such a small scale can be considered de-

pendent on that there is heat production needed for to have any possibility for cost effectiveness and

the power production has to justify its own added cost (marginal added cost) and added fuel use (mar-

ginal fuel use).

- The heating part can be extracted if the added marginal cost for the power part is known and if the to-

tal CHP system cost is known, the heat generation part can be deducted with the market competitive

value.

- The report from Värmeforsk [1] included cost estimates for several CHP systems. These have been

the base for comparison as well as the 15-year time span for paying off the system. Due to the current

situation with interest rates for 10 year loans on the 3% level, a rate of 3.5% for the 15-year span has

been chosen.

The biomass cost was taken from delivery cost of 8 tons’ bulk pellets 2015-09-24 in Sweden [27]. The

fixed maintenance cost is set to 1.7% of investment per year across all technologies and the utilisation

time at nominal power is equivalent to 5000 hours. That is not to be overly optimistic; many boilers

will run less load (& time) in the summer. Operator costs have been reduced from the Värmeforsk re-

port [1], for large systems they used 24/7 attendance (5-man full time cost per year), but small-scale

systems must largely have automatic operation. For the isolated power cost part, it is assumed to be

one full time attendance (2000h/y) for the larger systems and only a tenth (200h/y) for the smaller

EFGT systems, this is almost proportional to the power amount generated. The Turbec T100 system is

designed for unattended operation and remote control possibilities.

For the EFGT system studied in this report, it is assumed that compressor and turbine will be slightly

modified to achieve 100 kW out from the generator at 7500C TIT. The total cost is not assumed to be

changed when in serial production. An argument is that the whole turbine module with generator and

cooling/ventilation is sized for this power already. After internal module losses, the system would the

supply about 90 kW net out on the grid. The configuration is based on the most efficient fuel-efficient

version, with the air from the turbine used fully as combustion air.

18

Table 3. Marginal investment and power generation costs for small-scale bio CHP.

1) Talbott type

2) T100 type add on modified for 100kWe generator

3) Variable maintenance costs are not included.

4) The big systems has 2000 h/y included the small EFGT systems has 200 h/y.

5) Price 2015-09-24 bulk supply of 8 tons in Sweden, not incl tax.(moms).

The marginal cost for electricity production, presented in Table 3. Marginal investment and power

generation costs for small-scale bio CHP., is in the range 20 to 35% less with the EFGT systems, this

despite the factor 3 to 15 times smaller power output. There are of course uncertainties in these esti-

mates. No small scale bio-based EFGT system has to our knowledge track records for 5000 hours/y

operation even for a year or two, then less so for an anticipated 15 year time horizon. One could argue

about the low maintenance cost for such small systems. The fixed 1,7% can probably cover the a year-

ly service visit and some parts, but if the HTHE and turbine has to be replaced once during the 15 year

period, this figure has to be doubled which will increase the marginal cost with about 100 SEK/MWhe.

The moderate marginal efficiency for the smallest EFGT is partly due to that, the figure gives the net

value, after the reduction for internal el. consumers and for the increase in boiler fan power due to the

added pressure drop and heat losses around the turbine with connections. The gross marginal efficien-

cy is very near the efficiency given by Talbott for the integrated EFGT. The difference in el. cost is

mostly dependent on this difference.

Whatever compared between each other or not, the total marginal costs are considerably higher than

the market price or projected costs for new built large-scale fossil or biomass power plants. Therefore,

without subsidies for small-scale bio-power or higher taxes for fossil power it will be difficult to make

this approach economical (this based on pellets as fuel). Moreover, if the authorities’ implements tax

on relatively small-scale biomass or fossil free power production – it will be even harder. As first pri-

ority, internal factory use may be a better option, especially if you are producing during peak cost

hours and have a cheap fuel source (wood waste).

19

4.5 Thermodynamic model tests - methodology and simula-

tions

4.5.1 Methodology and investigated cases

The system modelling and simulations were performed in the software EBSILON®Professional. Plant

parameters for the boiler and EFGT system components have been supplied by Osby Parca, Ecergy

and LTU. These were inserted to the system model that is planned to be materialised in a pilot plant.

Then, an evaluation in respect to power level, efficiencies and sensitivity was performed.

From the evaluation of the initial model, alternative configurations for increased power production and

enhanced efficiency have been tested. Some of these models require modification of the EFGT part,

the heat collection components and/or the boiler/furnace.

EBSILON®Professional has been developed by STEAG Energy Services GmbH - System Technolo-

gies and is a thermodynamic cycle process program that is used for engineering designing, and opti-

mizing plants. It is made to be flexible and universal, so it is possible to simulate a wide variety of

thermodynamic cycle processes. It can be used from feasibility studies on a more general plant scale to

detailed studies and dimensioning of plant parts. Parameters for components and conditions can large-

ly be custom specified but it also includes an extensive component library as well as a material library

for fuels and working fluids.

The Osby-Parca 3 MW furnace was modelled in four version cases of EFGT implementation, see Fig-

ure 6. Schematic flow sheet of Furnace with recuperative turbine, combustion chamber, HTHE and

humidifier with dry or humidified operation and with or without recirculation of turbine exhaust air as

combustion air:

A. The turbine outlet is separated and cooled by the return water.

B. The turbine cycle is humidified with outlet separated and cooled by the return water.

C. The turbine exhaust air is used as combustion air

D. The turbine cycle is humidified and the outlet is integrated

Furthermore, the systems A-D were investigated when also including practical system limitations and

possibilities:

HTHE design temperatures and min delta T (pinch).

Using humid fuel instead of dyr fuel

Dual fuel mode – Support gas fuel added to the turbine cycle

Furnace flue gas recirculation – maximising the mass flow through the HTHE

Heat recovery potential by flue gas condensation (heat recovery only)

For this base configuration for which this equipment is aimed to be tested has a considerable overca-

pacity in mass flow on the flue gas side (about two times the turbine mass flow), so the electrical effi-

ciency will per design/implementation be very low. Practically, this is an advantage for tests, due to

that the furnace can provide flue gas mass flows on the same level as the turbine, even down to half

load. In the simulations, the fuel type, fuel heat value, furnace flows and the turbine air mass flow are

constant. For cases C and D, all the turbine exhaust air is taken into the boiler and replaces then about

half of the combustion air. It is anticipated that the turbine air is cooled by a water circuit to 900C or

less and then mixed with ambient air.

20

Figure 6. Schematic flow sheet of Furnace with recuperative turbine, combustion chamber, HTHE and humidifier

4.5.2 Simulation results

Base case

Table 4. Gross efficiency as Turbine module el. out from generator list the simulated gross efficiencies

based on electrical power out from turbine generator. This does not include the added heat losses from

ducts, pipes and recuperator surfaces in the turbine package and connections to the boiler.

The marginal efficiency is based on the amount of electricity generated in comparison to the extra fuel

value (LHV) needed to produce the same amount of hot water as the heat only case or the extra fuel

needed for the power increase between two cases with electricity production. The boiler base heat effi-

ciency is assumed constant near nominal load (3 MW).

The net efficiencies, listed in Table 5, are considering added electrical consumers as the HTHE extra

pressure drop affecting the flue gas fan, for the internal EFGT power consumers and for the added

EFGT system convective heat losses (as heat loss to air).

Table 4. Gross efficiency as Turbine module el. out from generator

EFGT Integration Tot.heat Heat loss El.prod. El.eff Tot.eff. Marg.eff. Humidif.gr

Fuel = 3000 kW (LHV) kW gr* kW gr. kW gr. % gr. % gr. % marg.eff.%

A.iDry-exh.to Air 2553 153 74 2,5 88 44 Note: 1

B. Hum-exh.to Air 2371 335 101 3,4 82 27 13,4

C. Dry-exh.to furnace 2613 93 74 2,5 89 72 Note: 1

D. Hum-exh.to furnace 2427 279 101 3,4 84 33 13,1

21

Table 5. Net efficiency as Turbine module el. out from the integrated system with power reduction for the increased flue gas

fan power use

EFGT Integration Tot.heat Heat loss El.prod. El.eff Tot.eff. Marg.eff. Humidif.net.

Fuel = 3000 kW (LHV) kW net.* kW net. kW net. % net. % net. % marg.eff.%

A.iDry-exh.to Air 2528 178 59 2,0 86 30 Note: 1

B.iHum-exh.to Air 2346 360 84 2,8 81 21 12,3

C. Dry-exh.to furnace 2588 118 59 2,0 88 45 Note: 1

D.iHum-exh.to furnace 2402 304 84 2,8 83 25 12,0

*) The increased heat loss relates to 3000 kW 10% humid pellets producing 2706 kW water (90,2% eff.) and is representing

a heat loss that has to be replaced with a similar fuel to heat value.

Note 1: The marginal efficiency for humidification calculated as the difference in additional fuel need with and without hu-

midification for generating the same amount of heat.

It can be seen that the base application with the EFGT to a large boiler with a separate outlet without

humidity adder, generates a very moderate amount of electricity at rather low marginal efficiencies.

The reason for the low marginal efficiency is the added stack loss from the turbine, internal power

consumers, extra pressure drops and added convective (heat) losses.

Connecting the EFGT to the furnace results in the same power production but increases the marginal

efficiency considerably. The extra stack loss is avoided but the power loss is similar. The reasons to

that the net electrical efficiencies are quite much lower, reduced with about 17%, than the gross effi-

ciencies in all cases, are due to internal consumers plus that the furnace gas flow, that here is about the

double than in a balanced system, is effected by the HTHE pressure drop. This is increasing the flue

gas fan power relatively more than a flow-balanced system.

It can be seen that the humidification adder volume expansion before the turbine gives a considerable

power increase, but this is to a high fuel cost due to that much of the added heat is ending up in evapo-

ration of water that cannot be recovered without a condensation system. Therefore, the potential of

producing an extra 25 kW of power, has to be paid by an increase of heat consumption and thermal

losses of about 180 kW, resulting in a low marginal efficiency of around 12%.

Considering the HTHE design temperatures and min delta T (pinch).

To utilise the boiler flue gas mass flow to a higher extent than in the standard configurations, increase

the power to heat ratio and to reduce the flue gas fans increased power consumption, we are looking at

minimising the flue gas flows for a given EFGT size.

Two versions with mass- , or more correct enthalpy-, balance over the HTHE has been performed so

the differential temperature between the gases is 100 0C and two versions with all the turbine air fed

into the furnace as the only combustion air source. The results are given in Table 6 and Table 7. To re-

duce the flue gas flow under this value would mean that either the minimum (pinch) temperature be-

tween the flows in the HTHE would be less than 100 0C to achieve a TIT of 750

0C when operating

with max 850 0C inlet temperature to the HTHE. This would steeply increase the needed heat transfer

surface area or one could compensate a smaller flue gas flow with a higher inlet HTHE temperature,

but this could as steeply increase the material quality need and cost for the HTHE. The mass flow of

the flue gas can be slightly lower than the turbine flow due to that the enthalpy per kg gas is higher due

to humidity and temperature level, so the furnace loads below are minimum heat input values tied to

the minimum temperature difference over the HTHE and wanted (limited) design temperatures in the

system.

22

Table 6. EFGT with Enthalpy balanced HTHE – exhaust to air

EFGT Integration Furn.load Tot.heat Loss heat El. prod. El.eff Tot.eff. Marg.eff. Humidif.

HTHE Balance kW (LHV) kW net.* kW net. kW net. % net. % net. % marg.eff.%

A.iDry-exh.to A 1349 1043 171 64 4,8 82 34 Note: 1

B. Hum-exh.to A 1540 1023 353 88 5,7 73 23 12,0

*) The increased heat loss at relates to producing water (with 90,2% eff.) Note 1: The marginal efficiency for the difference in additional heat need with and without humidification.

Table 7. EFGT exhaust to furnace - all air is utilised as the only combustion air source

EFGT Integration Furn.load Tot.heat Loss heat El.prod. El.eff Tot.eff. Marg.eff. Hum. Pow.

Air balanced kW (LHV) kW net.* kW net. kW net.% net.% net. % marg.eff.%

C. Dry-exh.to Furn. 1694 1414 111 63 3,7 87 52 Note:1

D.iHum-exh.to Furn.

1694 1227 298 88 5,2 77 27 11,8

*) The increased heat loss at relates to producing water (with 90,2% eff.) Note 1: The marginal efficiency for the difference in additional heat need with and without humidification.

With the turbine outlet flow fully integrated to the furnace, the average mass flow will be due to that

the fuel weight is added to the airflow and that. The marginal efficiencies then increase, due to a lower

power penalty for the furnace fan (less volume flow with the same assumed resistance) resulting in a

higher net el. generation. This could be compensated by another design for a lower HTHE flue gas

side pressure drop, but this will also result in a larger and costlier heat exchanger.

Using humid fuel instead of dry fuel

These system configurations are identical to previous sections, but the fuel is switched from 10% hu-

mid pellets to wood with 55% humidity. The wood composition is assumed constant so the fuel weight

of the humid wood and components in the wood has been reduced to exactly the half (now 45% dry

substance instead of 90%). The most important effect is then that the mass flow will increase in rela-

tion to heat generated and should, hence, result in a higher flue gas flow in the HTHE in relation to

fuel value and thus increase the power to heat ratio for the EFGT application. Another effect is that the

increased humidity makes condensation of the flue gas for a far driven heat recovery with means of a

low temperature system more feasible.

The simulations with 55% humid fuel, presented in Table 8, give similar marginal efficiencies but

lower heat and total efficiencies than with dry pellets. The reasons should be in that the higher fuel and

air mass flows compared to energy input gives a higher relative stack loss and the increased power to

heat ratio then “costs” in heat and total efficiency. The results indicate that a 1 MW furnace using wet

wood, will give enough mass flow for implementing a T100 module with exhaust to air and a 1,5 MW

furnace could be fully combustion air integrated to a T100 with higher resulting efficiencies and in-

creased power to heat ratio (compared to dry pellet operation). Based on fuel input the power genera-

tion potential is higher for all cases and for the most efficient configuration results in an increase of

about 20% compared to dry pellet operation.

23

Table 8. EFGT configurations with the furnace operating on 55% humid fuel

EFGT Integration Furn.load Tot.heat Heatloss El.prod. El.eff Tot.eff. Marg.eff. Humidif.

Note: 2 kW (LHV) kW net*kW net.kW net.% net. % net. % marg.eff.%

A.iDry-exh.to A 944 644 172 64 6,8 75 34 Note: 1

B. Hum-exh.to f 1078 578 353 89 8,2 62 23 10,6

C. Dry-exh.to f. 1437 1131 111 63 4,4 83 51 Note: 1

D.Hum-exh.to f. 1437 945 297 87 6,1 72 26 11,9

Note 1: The marginal efficiency for the difference in additional heat need with and without humidification.

Note 2: The mass flow and fuel input of the furnace is decided by either using an enthalpy balance over the HTHE or by using the turbine outlet flow as combustion air.

Dual fuel mode – Support gas fuel added to the turbine cycle

The turbine is specified for 950 0C TIT. Therefore, it could be of value to increase or to modulate the

TIT from the design temperature of the HTHE (750 0C) and, thereby, increasing the power output

from the EFGT. Another important factor that can be improved by support firing is the annual utilisa-

tion of the power production unit. The utilisation of base load hot water producing units is typically 30

to 60% on a yearly basis (referred to the nominal load). Both the power and marginal efficiency gener-

ated by the EFGT module drops quickly with reduced TIT temperature, which is a likely scenario at

boiler part load. Therefore, a “boost” in temperature by support firing gas directly into the turbin cycle

could be used for power compensation and the possibility for added operational hours at nominal pow-

er may as well be of value even if a potentially more expensive fuel has to be used for the “make-up”

in power. Here, it has been considered how such method could contribute to the system efficiency. The

following cascade simulation cases have been used to evaluate this possibility:

1. Boiler part loads resulting in a TIT of 550 or 650 0C.

2. Addition of fuel to reach nominal level of TIT 750 0C.

3. Increase from 750 0C with added fuel to 850 or 950

0C for boosting the power output.

The simulation results of Options 1-3 are given in Table 9 and Table 10. The results show that the

power output of the EFGT can be increased by more than 50% by complementary firing from 750 to

950 0C. However, an added pressure loss from the added combustion chamber will reduce the net

power somewhat. Furthermore, the total fuel efficiency of the fuel adder is high. This is due to that the

stack loss is constant (always cooled to 130 0C in the simulation) and the increased heat loss due to the

temperature increase are low compared to the total heat load. This also means that the added fuel is

well utilized when replacing biomass; the total fuel marginal efficiency is increasing with the added

second fuel.

The flexibility with a second fast responding heat source will give the system a higher operative value.

It will also be possible to run the turbine system at low or no heat demand for increasing yearly power

production. The extra cost for the second fuel can to some extent be compensated by the relatively low

added operational cost for a slightly increased investment (compared to no second fuel system). On the

other hand, the results imply that the increased TIT also increases the turbine outlet temperature and

the recuperator increases the preheating of the compressed turbine air before heat exchange with the

flue gas. Therefore, the possible heat input, temperature difference, for the HTHE will be limited and

the biomass part of the input energy will be reduced with higher TIT’s. The biomass heat input would,

however, be more constant in a system without a recuperator (the increased turbine outlet temperature

at the higher TIT will not heat up the compressed air as with the recuperator), but the trade-off will be

that the HTHE has to operate in a larger temperature span, from a lower temperature, in the flue gas.

24

Table 9. Options 1 and 2, EFGT performance when using support gas firing to lift part load TIT to nominal TIT. Red text in-

dicates the support fuel cases. Supply fuel is methane (biogas). Turbine exhaust to Air.

Dual fuel eff. - T to air T bio. TIT by (3)

El. gen. El. eff. Tot.eff Tot. Fuel Fuel 2 Fuel 2

Efficiency net. values Boiler fuel input is 1349 kW

(0C) fuel2(

0C) net.kW net. % net.% m.eff.% el.eff.% tot eff.%

Furnace heat only - no tur-bine

NA NA 0 0 90 NA NA NA

Part load - no fuel adder 550 550 22 1,6 83 18 NA NA

Part load - no fuel adder 650 650 43 3,2 83 27 NA NA

EFGT: HTHE bal, - nom. case 750 750 64 4,7 82 34 NA NA

Fuel adder to nominal power

(1) 550 750 64 4,2 84 33 22 89

Fuel adder to nominal pow-er

(1) 650 750 64 4,4 83 33 22 90

Fuel adder for TIT increase (1)

750 850 86 5,9 83 38 22 90

Fuel adder for max.TIT (1)(2)

750 950 109 7,0 83 42 22 91

Table 10. Option 3, EFGT performance when using support gas firing to lift TIT above nominal TIT. Red text indicates the

support fuel cases. Supply fuel is methane (biogas). Turbine exhaust to Furnace.

Dual fuel eff. - T to furnace T bio. TIT (0C) El. gen. El.eff Tot.eff. Tot.fuel Fuel 2 Fuel 2

Efficiency net. values (0C)

fuel 2 (

0C)

net. kW net.% net. % m.eff.% el.eff.% tot eff.%

Furnace heat only - no tur-bine

NA NA 0 0 90 NA NA NA

EFGT: HTHE bal,-nom.case 750 750 63 3,7 87 50 NA NA

Dual fuel for TIT increase(1)

750 850 89 5,0 87 56 25 85

Dual fuel for max. TIT (1)(2)

750 950 119 6,2 87 59 25 85

Furnace flue gas recirculation – maximising the mass flow through the HTHE

A common assumption for EFGT systems is that the majority of the heat generated can be transferred

to the compressed air. But in practice, there are some obstacles for the heat transfer to consider:

Radiation heat transfer in the combustion zone can absorb a lot of heat before a more conventional

heat exchanger, but reactive particles (reducing atmosphere), slag, fluctuating temperatures make

material selection problematic/expensive, and protective material may limit the heat transfer. Heat

transfer gas to air requires large surface areas compared to heat transfer to water.

25

To create cooling surfaces to close to the combustion zone to obtain a higher flue gas temperature

into the HTHE is problematic; not only for the materials, but also for the emissions (forced cool-

ing too near the combustion zone may stop burn out of fuel, CO and increase soot).

For simplicity, the system can rely on heat transfer by the flue gas mass flow after complete oxida-

tion, which gives a stable atmosphere with a controlled oxygen amount, and possibility for re-

duced slag amounts.

However, the mass flow to heat release ratio for a furnace is small compared to the mass flow to

heat need for an EFGT system. This puts limits to heat transfer based on flue gas mass flow.

This projects EFGT configurations and simulations uses this last conservative (or robust) design which

limits the net electrical efficiency in the range 4 to 8 % based on biomass fuel value, even with bal-

anced mass, or balanced enthalpy flows in the HTHE. To exceed these values one has to take one or

several of the measures:

Radiative heat transfer surfaces “connected” to the compressed air.

Radiative and convective heat transfer in the combustion zone.

Flue gas recirculation to match the compressed air amount at lower boiler heat release.

The last option seems most feasible by means of controlled and modelled. The adder to the earlier

simulation models is a flue gas loop, which includes the recirculated gas’ pressure drop penalty

through the HTHE for the combustion fan.

There is one commercial system that seem to have been custom designed based on this recirculation

approach and that is the “Schmid moving grate UTSR 1200 & EFGT” [28]. I have not found any detail

data about this unit more than Schmid’s data sheet, but it seems to lack the recuperator so the heat ex-

changer would then operate with flue gases from 900 down to 3000C. The turbine air would then be

heated up from 200 (after compression) to 750 0C. They claim to reach 15% electrical efficiency.

For more data on the Schmid unit, see the appendix section.

The recuperator, in an EFGT configuration, operates in almost clean air compared to the HTHE. In

addition, the recuperator increases the efficiency of a gas turbine system, especially in power only

mode where it reduces the exhaust temperature (stack loss) of the system considerably. If the system

operates in CHP mode where there is always need for hot water, the hot exhaust gases from the turbine

can be used for hot water production (with a recuperator or not). In the case of the EFGT application,

the electrical efficiency and power to heat ratio can be increased, without a recuperator, due to that

more heat (a wider temperature range) can be transferred in the HTHE. However, a wider temperature

range in the flue gas for the HTHE may be more challenging from a construction and contamination

(slag) point of view.

To determine the increased el. efficiency potential for the recirculation option, following models were

simulated.

- The Schmid model. Based on the data found a model of the system was run and evaluated in

EBSILON. Schmid uses 50% wet wood fuel (also used in the simulation).

- The Turbec T100 system with the normal data but without the recuperator. The HTHE was ex-

tended downwards in temperature range but with the same supply (850 0C) and minimum dif-

ferential (100 0C) temperature. With 50% wet wood fuel.

- The T100 system as above but with recuperator as the standard system and 10% humid pellets

(for comparison to earlier evaluated models).

The recirculated amount of gas has been set for balancing the mass flows. The recirculated amount is

typically a factor of nearly 2 times the need for combustion air so the flow through the HTHE is al-

most 3 times the amount without recirculation based on the same fuel heat release.

26

Table 11. EFGT models with flue gas recirculation

Data / Item SCHMID SCHMID T100 data Turbec config Unit

/ Efficiency Claimed Simulated Schmid config. and data

Recirc./comb.air Similar--> 1,76 1,87 1,90 kg/kg

Fuel humidity 50 50 50 10 %

Fuel 615 615 467 599 kW

Water heat 350 386 285 407 kW

El. at generator 95-100 95 77 74 kW

El prod. unit net. > 80 82,8 67,3 64,2 kW

El eff. Net 15,0* 13,5 14,4 10,7 %

Thermal eff. 62,0 62,8 61,0 67,9 %

Total eff.** 77,0 // 75 76,2 // 74 75,4 // 73 78,7 // 77 %

Marginal eff. Net Not given 44,6 44,8 43,8 % *) Not known if the value is a real net including all internal consumers or if it only includes the flue gas fan.

**) First value with the turbines outlet air is cooled to 70 0C, // second value, if cooled to 90 0C.

The results are given in Table 11. The net electrical efficiency has a potential to be more than doubled

with flue gas recirculation, but from a total efficiency point of view, there is one drawback. Only about

a third of the turbine outlet flow can be used as combustion air, the rest has to be cooled separately and

the total efficiency depends largely to the cooling temperature and the total stack losses. Even with

cooling of the turbine exhaust air to 70 0C, as in the examples above, the total efficiency is about 10%

lower than the best-integrated simulations found in earlier, and cooling to 90 0C, more in line with ear-

lier examples, would give a further reduction of 2%.

Heat recovery potential by flue gas condensation

It has been demonstrated that humidification after the compressor can maintain the turbine module de-

sign power when decreasing the TIT from 950 0C to 750

0C. This to a reduced total efficiency and to a

very low marginal efficiency. The power increase by humidification is however substantial (about +35

to 40% net) and could be used as a fast way to moderate the power output, either for retaining power at

reduced furnace load or for electricity generation increase. However, also reach acceptable total effi-

ciency the latent heat of the fuel gas moisture has to be. This can be achieved in a flue gas condenser,

which in this project has been investigated by the following options:

Flue gas condenser with a water circuit of 45 0C DH return temperature

Adding a heat pump to lower condensation temperature to 15 0C. The heat pump is applied af-

ter the passive system to deliver heat on the same level. COP of the heat pump is assumed to

be 4 at an upper delivery temperature of 50 0C.

The results of the thermodynamic system simulations are given in . EFGT net output power can be

seen to increase with up to 40%, with potentially high marginal efficiency (> 60%). Furthermore, the

thermal and total efficiency is significantly increased. The positive results are achieved with firing wet

fuel or using humidification of the turbine cycle, and especially when combing the two. When using

dry pellets and no humidification of the turbine cycle (Case A-E), the condensation temperature of the

flue gases will be around 50 0C. There is, hence, no surplus of cooling with a 45

0C media. However,

with humidification of the turbine cycle (Case D), the condensation temperature will be higher than 50 0C. Condensing against a heat sink of 45

0C could then be favorable. The same goes for when using a

wet fuel of 55 % (Case F and H). The results show that the heat recovered with this direct cooling sys-

27

tem is ranging from about 10% up to 30% of the fuel heating value, which results in considerable in-

crease marginal and total efficiency. The power generation is only slightly decreased due to moderate-

ly increased pressure drops and water circuit pump needs.

Even if condensing with a heat sink of 45 0C there is still a significant amount of water vapor left in

the flue gas – the residing latent energy represents more than 10% of the input fuel value. By using a

recovery system with a heat pump, the majority of the latent heat in the flue gas humidity can be re-

covered. With the heat pump in operation, the heat generation and total efficiencies are further in-

creased, according to the simulation results up to 115 % in total efficiency. However, the downside is

a decreased net power generation from the EFGT- system caused by the increased internal use of

compressor power. If there is use for low temperature heat, the EFGT with humidification may act as

the power source for both the heat pump and the flue gas fan when still delivering a high thermal effi-

ciency.

The results, which are presented in Table 12, show that the system this humidified turbine system has

far higher efficiencies in the condensing modes and that the heat is especially easy to recover when fir-

ing a humid fuel. The humidification adder will then be recovered at relatively high condensation tem-

perature. The extra humidity that is added to the turbine system does not only increase the net power

output from the system from 22 to 25 kW, it also delivers this with a heat penalty of only 29 to 39 kW,

equivalent to 71 and 60% marginal efficiency respectively (compared to the earlier estimated marginal

efficiencies of 12 to 13 % in the non-condensing modes).

Table 12. EFTG with flue gas heat recovery, including options with heat pumping technology.

EFGT configuration & Fuel Furn.heat Cond.heat (kW) Tot.heat Net P**

El.eff. Tot.eff.

With 1694 kW fuel (LHV) 10% hum. water (kW)

50O

C 15O

C kW* kWe % %

A Base mode. Dry pellets 1439 63 3,7 89

B Base mode. Dry pellets & Heatpump 1439 0 248 1662 1 0,1 98

C Base mode. Dry p. with humid. oper. 1252 1227 88 5,2 78

D Base m. Dry p. hum. oper.&cond. 1252 209 1436 88 5,2 90

E Base m. Dry pellets humid operation condensation & heat pump

1252 209 195 1631 39 2,3 99

With 1436 kW fuel (LHV) 55% hum.

F Wet fuel, with condensation 1154 332 1461 63 4,4 106

G Wet fuel, with cond. & heat pump 1154 332 201 1662 12 0,9 117

H Wet fuel, with condensation 968 479 1422 87 6,1 105

I Wet fuel, with cond.& heat pump 968 479 211 1633 34 2,4 116

*) In the total heat is included a heat loss of the turbine module of 25 kW **) The internal generated el. is used for the heat pump.

28

4.6 Sensitivity analysis of component efficiencies

The following chapter investigates the sensitivity of the entire EFGT efficiency to changes in the per-

formance of included components.

Compressor, turbine and recuperator efficiencies

Figure 7. Compressor efficiency influence on net power production, at constant turbine efficiency of 87%. Flue gas to turbine

air heat transfer is constant at 286 kW

The compressor and turbine are specified for 77.6 and 87.3 % efficiency, respectively. However, Fig-

ure 7. Compressor efficiency influence on net power production, at constant turbine efficiency of 87%.

Flue gas to turbine air heat transfer is constant at 286 kWindicates that the electrical efficiency is

strongly dependent on the compressor performance. Therefore, the energy loss of the compressor may

be worth to consider as an improvement possibility. For example, a change from 77.6 to 85 % effi-

ciency for the compressor could give 18% in net power increase (from 74 kW 87.5 kW). The reason

for this high potential is that the net power out is the difference between turbine power generated and

the compressor power requirement. For example, if the compressor uses 225 kW and the turbine gen-

erates 300 kW, the positive result in generated power is 75 kW. Any percentage change in compressor

efficiency will affect the difference several times more, calculated in percent. There may, however, be

challenging to obtain such high thermodynamic efficiency, as 85% from a small compressor. It may

be more achievable for larger turbine systems.

Considering the recuperator, a high efficiency is especially valuable in power only mode. The heat loss

after the turbine outlet then becomes critical. When running the cycle CHP operation, the turbine out-

let air can be heat exchanged with the water circuit, meaning that the overall efficiency will compen-

sate for the loss in the turbine section.

Pressure drop in heat exchanger

A critical design factor is the HTHE pressure drop. The pressure drop on the compressed air side is not

critical. However, the pressure drop on the flue gas side can become considerable. Figure 8 illustrates

this clearly.

70,0

75,0

80,0

85,0

90,0

75 80 85

kW el

Compressor efficiency in %

Compressor efficiency (at constant 87% turbine efficiency)

29

The sensitivity to pressure drop on the flue gas side is very high, due to the large volume flow through

the HTHE that has to be extracted by the boiler’s flue gas fan. Already a 1% (3.4 kPa) pressure drop,

related to the pressure increase in the turbine system (about 340 kPa), a power loss of 5% is achieved.

If applied on a larger furnace, the relative mass flow of flue gas will increase and the power loss will

become proportionally higher. Altogether, this means that pressure drop of the heat exchanger will

become an important parameter for evaluating the performance to cost basis when designing the

HTHE.

Figure 8. Power loss due to HTHE pressure drops. The mass flows are balanced, corresponding to a boiler of

about 1.5 MW (thermal) integrated with a 100 kW turbine module.

Turbine part load performance

The data curve from Turbec is included in the appendix section.

However not directly applicable in this project it is informative to see that the power characteristics is

optimised around 90 kW output and that the correction factor for the electrical efficiency only varies

from 1,00 +/- 0,01 in the 70 to 100 kW range.

In the simulations with EBSILON, the machine efficiencies are constant, which can be a reasonable

assumption within a narrow range with the compression ratio optimised for the new TIT, pressure ratio

and mass flow. The influence this would have on the simulations results should then be relatively

small. Also for power variation purposes, it is positive that the electrical efficiency is only moderately

reduced at 60 or even 50% output. The total efficiency correction relates to the Turbec CHP module

and is less informative for this project.

Turbine inlet temperature

In this project the turbine and HTHE is designed for a TIT of 750 0C. A demo or pilot plan unit could,

on the other hand, practically benefit from a flexibility to increase or decrease this parameter. This

will, however, affect the efficiency of the system. To illustrate the effect of such action, the influence

of TIT change on shaft power at a fixed mass flow has been simulated and the results are given in

Figure 9. Turbine Inlet Temperature (TIT) influence on power and efficiency. The power output is

30

seen to increases with increasing temperature. Lowering the temperature has the opposite effect. This

is related to two fundamental factors. With increased TIT, more heat is transferred into the turbine sys-

tem at a given mass flow. Then the efficiency rises due to the fact that the system is 1) optimised for a

higher TIT, and that 2) thermodynamically the efficiency will increase with increased TIT, given an

optimised pressure ratio. The summarized effect of the TIT on the power output and, thereby, the total

efficiency of the system is, therefore, a significant factor that should be included in the total cost-

benefit calculation of the system.

Figure 9. Turbine Inlet Temperature (TIT) influence on power and efficiency

Optimum turbine pressure ratio in relation to the TIT.

The system efficiency depends on the compressor pressure ratio and for a given turbine system there is

an optimum pressure ratio related to each TIT. Using a lower compression ratio than the optimal, a

higher mass flow has to be used to achieve the same power output. On the other hand, a too high com-

pression ratios for a given TIT level will result in an efficiency drop, and at a certain point the generat-

ed power will decrease. The power output will be reduced due to the fact that the compressor is pro-

ducing increasingly warmer air, finally approaching the limit of the recuperator operation range. How-

ever, a more efficient compressor gives room for a more increased pressure ratio.

The Turbec system was originally optimized for 950 0C TIT. This means that the design compressor

pressure ratio of about 4.4:1 logically is not the optimum ratio at 750 0C. An evaluation results instead

in an optimum compression ratio, of something between 2.5:1 and 2.7:1. As a comparison, the Schmid

EFGT system [28] has specified a lower pressure ratio of 3.8:1 and is then likely (detail component

data is not known) to be better positioned from an efficiency point of view at 750 0C TIT. It is there-

fore most possible that the EFGT system has a potential for improvement in efficiency, if the pressure

ratio is reduced, however keeping in mind that this might also affect negatively the power generated.

A fair compromise could be to modify the system for a pressure ratio of 3.5:1. The thermodynamic ef-

ficiency would then increase with about 2% (from a level of 26%). Because of pressure ratio reduc-

tion, the mass flow increase for the same power production would increase with about 5%.

31

A lower pressure ratio also puts less force to the hot pressurized parts so that is a slight advantage for

the total construction. What the HTHE is concerned, it will get a lower need for heat transfer (for a

given power) due to the higher efficiency, but at the same time, a slight mass flow increase is needed.

So the influence here cost wise is probably insignificant (with this examples limited pressure change).

Heat loss and internal electricity consumption in the turbine module.

The anticipated heat loss from the turbine, recuperator and connecting ducts at TIT 950 0C and 750

0C

is 35 kW and 25 kW respectively. This reduces the theoretical marginal efficiency 750 0C with ap-

proximately 20 %. There is, hence, substantial room for improvement; the surface areas are not so

large (except for the HTHE) to insulate with microporous “super” insulation or to run a return water

circuit pipe through a double walled insulation design that can be at 200 0C or more on the inside. In

addition, the internal electricity use within the turbine package is approximately 7.5 kW of the turbine

generated power (107.5 kW gross gives 100 kW e net output). This corresponds to 7% of the produced

electricity.

Outcome from the sensitivity analysis in respect to modification potential.

The comments are related to the parameters and simulation models for the T100 turbine module. To

increase the compressor efficiency gives a significant power generation increase due to that it reduces

the temperature after the compressor, and a second effect is that the optimum pressure ratio can be in-

creased which both is related to a smaller volume flow (less resistance per mass fraction in a given ge-

ometry) and higher thermodynamic efficiency.

TIT increase has a high impact on possible power production at a given mass flow.

The recuperator efficiency has an effect on the HTHE operation range and the possible heat transfer

from the flue gases. A highly efficient recuperator is beneficial if there is no heat production, but it re-

duces the possible heat-transfer from the flue gases to the turbine due to that it is limiting the tempera-

ture transfer range. The recuperator design/strategy should be evaluated based on application and

HTHE construction.

Reducing the compression ratio will give a higher marginal efficiency to a slightly higher mass flow.

However, to reduce the compression ratio all the way to the theoretical optimum may be counterpro-

ductive system wise, due to the reduced power to heat ratio, due to the turbine system reduced power

output in relation to the mass flow.

Heat loss reduction from the turbine system may give the largest single item potential for marginal ef-

ficiency increase. There is a potential for 10 to 20% marginal efficiency increase by reducing the heat

dissipation around the turbine components.

Part load performance in the 50 – 100% is not reducing the efficiency significantly and the 70 to 100%

range is very efficient (“compared to the sweet spot”) which is a positive factor if load changes or de-

liberate power modulations has to be accounted for.

The pressure drop in the system and especially in the HTHE on the low pressure, high volume, flue

gas side has to be considered so not too high parasitic losses is established due to flow restrictions. Es-

pecially if applying a small turbine on a large boiler. When the power module generates a small

amount of power in relation to the flue gas flow, a significant portion of the now limited gross power

generated will have to be used to overcome the extra flow restrictions on the flue gas fan.

The TIT is also critical for the performance. Increase in TIT has a large impact on possible power to

heat values. However, this does not come free, the HTHE material choices has to be affordable and

robust for operation in the temperature level chosen.

Flue gas recirculation increases the electrical efficiency and power to heat potential, but if reducing the

boiler combustion air under the turbine flow, some air has to be emitted in a separate stack, which re-

duces marginal and total efficiencies.

32

4.7 System power potentials

The potential of the EFGT concept for the Swedish market was evaluated for district heating plants

and industrial furnaces. For the district heating system a comprehensive set of data was used from

Svensk Fjärrvärme, which has been further developed by Naturvårdsverket to evaluate the market sec-

tor costs for new emission regulations [29]. During this project, the potential for implementation in the

industrial sector has, however, not been investigated independently, since no database for such instal-

lations have been found. As an assumption, the industrial potential as been approximated as two times

the district heating sector.

As comparison to the Swedish market potential, of comparable climate, fuel range and size, Austria

was selected [30] and, furthermore, other application areas than biomass combustion have been briefly

investigated.

4.7.1 Wood fired base load boilers in Sweden.

The potential for EFGT in the Swedish energy system (DH + industry) was evaluated from three dif-

ferent technological setups, identified within this study:

1) EFGT dry: 10% humid pellets; turbine integrated to the boilers with exhaust air cooled and fed

in as combustion air (3.7% electricity (to boiler fuel) at 52% marginal efficiency and 87% to-

tal efficiency).

2) EFGT humid: As 1) plus a humidification module to increase power. The extra power, in-

creasing from 3.7 to 5.2 % based on fuel (in kW power with about +40%) can be used for var-

iability, but is not fuel efficient, 27% marginal & 77% total efficiencies, unless combined with

flue gas condensation. With flue gas condensation the marginal efficiency may reach > 60%

and the total efficiency become close to 100%.

3) EFGT recirc: Flue gas recirculation with humid fuel (50%), but no humidification. Part of the

turbine exhaust is used as combustion air. The power generated can reach 15%. Without recu-

perator, which achieves 14,4% power to fuel and approximately 44 % marginal and 73 % total

efficiency. (The turbine part air that is not used a combustion air is cooled to 90 0C).

Common assumptions in all three cases:

- Each case is fully utilized for the size of boiler it is integrated with.

- All powers and efficiencies are net values with heat and internal power losses including the

extra power need for the flue gas fan.

- One full load year is assumed to be 4000 full load hours.

The summarized potential for the investigated technology options is given in Table 13 and Table 14.

The power potential is found to be fair – between 99 to 385 MWe (396 – 1538 GWhe) for the small

scale furnaces (1-10 MWth) depending on technological setup. Including also the medium scale fur-

naces (10-40 MWth), another 69 – 269 MWe (275 – 1071 GWhe) could be established.

33

Table 13. Power potential (MWe) for EFGT systems applied on boilers in Sweden

Installed boilers Base load Total Heat EFGT - dry EFGT - humid EFGT – recirc

in range (MW) units* (MW) MW e *** MW e *** MW e****

DH 1 - 5 199 458 17 24 66

DH 5 - 10 83 611 23 32 87

DH* total: 1 to 10 MW 282 1069 40 56 154

Industrial sector** 1 - 10 MW 423 1604 59 83 230

Total est. 1 to 10 MW 705 2673 99 139 385

DH total 10 - 40 MW 44 744 28 39 108

Industrial sector** 10 - 40 MW 66 1116 41 58 160

Total est. 10 to 40 MW 110 1860 69 97 269

Total est. all 1 to 40 MW 815 4533 168 236 655

* District heat (DH) Furnaces of base load type fired with wood fuels.

** The amount of heat generated by industrial furnaces is likely to be two times the DH (1,5 x DH used).

*** Based on the config. with the turbine exhaust air used as comb. air. Gives low P/H ratio but high marginal efficiency.

**** Furnace with recirculated flue gas for increasing the mass transfer to the heat exchanger and increase P/H ratio.

Table 14. Generation potential (GWhe) for EFGT on 1 to 40 MW wood fired boilers in Sweden.

Units in range - installed Production EFGT /y Production EFGT /y Producrion EFGT /y

capacities in ranges (MW) Dry in GWh e * Humid. in GWh e * Recirc. in GWh e

DH 1 - 5 68 95 263

DH 5 - 10 91 123 341

DH total: 1 to 10 MW 158 222 615

Industrial sector** 1 - 10 MW 237 333 923

Total est. 1 to 10 MW 396 556 1538

DH total 10 - 40 MW 110 155 429

Industrial sector** 10 - 40 MW 165 232 642

Total est. 10 to 40 MW 275 387 1071

Total est. all 1 to 40 MW 670 942 2609

*) The estimate assumes an average of 4000 operational hours at nominal power. **) Including up to double amount of heat generated by industrial furnaces, here assumed to be least 1,5 x DH.

34

4.7.2 Wood fired boilers in Austria

The results presented in Table 15 show that the stock of biomass boilers in Austria for the 1 – 10 MW

size range is almost identical to the Swedish stock in total installed heat. However, the average size is

somewhat smaller (about 3MW instead of 4 MW). This results in a potential in the same range as the

Swedish market, however somewhat smaller.

Table 15. Power potential for EFGT systems applied on boilers in Austria. Includes all furnaces both DH and industrial

Sizerange MW Units1 Total heat MW EFGT dry MW EFGT humid MW EFGT recirc. MW

Total 1 - 10 MW 1000 2800 104 146 403

4.7.3 Modified biomass fired EFGT configurations

In the previous sections, several setup possibilities of turbine selection, fuel choice and system integra-

tion have been investigated. Here, some of the more promising options have been evaluated for im-

plementation potential in 1-10 MW biomass furnaces, compared to the reference case.

Reference case:

A) Heat from biomass with 750 0C TIT. Turbine with recuperator and T100 data, exhaust to air as

the proposed T100 pilot configuration. Dry pellets with 10 % humidity and balanced flue gas

to turbine air flows through the HTHE.

Promising options:

B) As A) but with 55% humid wood fuel.

C) As A) but with a combustion chamber after the HTHE for 950 0C TIT.

D) As A) but with humidification after the compressor.

E) As A) but with all turbine air used as combustion air.

F) As A) but with recirculation, about 2/3 of turbine exhaust to air to heat exchanger.

G) As F) with a second combustion chamber after the HTHE for 950 0C TIT.

H) Schmid configuration without recuperator, 50% humid wood fuel, Turbec T100 efficiencies

(data). Recirculated flue gas.

I) As H) but with dry pellets (10% humidity) and second combustion chamber for 950 0C TIT.

The results by means of efficiencies and potential power installation are show in Table 16. EFGT in

modified configurations – possible expanded potential. It is clear that the efficiency and total potential

is to a great deal dependent on choice of system configuration. For example, the option I with a

Schmid turbine and support gas firing shows almost a four time larger potential than the reference

case. However, in these cases where gas is support fired (cases C, G and I), roughly half of the gener-

ated electricity comes from the support fuel. This implies that the electricity generated from biomass is

only half of the total value. However, the possibility to use support firing or humidification to the tur-

bine cycle could be important, since the variable power can be useful as compensating power in an in-

termittent system. If we compare the power potential of the standard case A with the additional cases

of support firing (C) and humidifcation of turbin cycle (D), it is shown that 20% (23 MW) extra elec-

tricity can be added by humidification and 50% (63 MW) extra by the support firing. With the more

optimal configuration of Case F, it is in fact possible to add about 100 MW when support firing (Case

G). It shall however be noted that these figures are small compared to the Swedish stock of gas tur-

bines used for back up or compensating power, that together have an installed capacity of 1500 MWe.

35

Table 16. EFGT in modified configurations – possible expanded potential

EFGT configuration Fuel hum. %

El. Gen (1)

net (%)

Total eff.

(1)

net (%)

Marg. eff. (1)

net (%) P. gen. (MW)** DH / DH + Ind.

A* Exhaust to air. HTHE flows bal-anced. TIT 750 C.

10 4,8 82 34 48 120

B Exhaust to air. Humid fuel. HTHE flows balanced. TIT 750 C.

55 6,8 75 34 68 170

C Exh. to air. HTHE bal. HTHE to 750 C. + Fuel for TIT 950 C

10 (7,3) 83 40 to 42***

73 183

D Exhaust to air. Humidified cycle. HTHE flows balanced. TIT 750 C.

10 5,7 73 23 57 143

E* EFGT outlet air fully utilised as combustion air. TIT 750 C

10 3,7 87 52 37 93

F EFGT outlet air split. Flue gas re-circ. TIT 750 C

10 10,7 79 44 107 268

G EFGT outlet air split. Flue gas rec. HTHE 750 C. + Fuel for TIT 950 C

10 (14,7) 82 58 to 61***

147 368

H Schmid config. T100 data no re-cup. Furnace with rec. TIT 750 C.

50 14,4 75 45 144 360

I Schmid w. T100 data no recup. Furnace recirc. HTHE 750 C. + Fuel for TIT 950 C

10 (18,9) 81 65*** 189 473

1) The net values include the T100 module power generation losses and internal electricity users. Heat losses from the T100

and HTHE is assumed to be 35 kW at TIT 950 0C and 25 kW at TIT 750 0C. The flue gas is cooled to 130 C by water circuit

and turbine outlet air is cooled to 90 0C by water circuit.

*) Case A above is closest to the project EFGT configuration and Case E is with the turbine air used as combustion a

**) DH units from 1 till 10 MW using wood based fuels has a total thermal power of 1000 MW and is used for the first num-

ber. The total thermal power including the industry sector (DH + Ind.) is assumed to be 2500 MW (see table 4.5.1.1).

***) The secondary fuel is added in a combustion chamber to utilize the T100 design TIT of 950 0C.

4.7.4 Alternative sectors of application for EFGT

There are other possible industrial sectors that could benefit from the EFGT technology. Examples are

waste heat recovery of high temperature streams and low concentration streams of combustible gases.

Heat extraction from streams of temperatures of 500 to 1000 0C have the potential 20 to 35% electrical

efficiency in an EFGT system, based on the heat transferred in the HTHE. However, the turbine pres-

sure ratio and internal heat recovery has to be adjusted for the aimed temperature levels. In addition,

the influence from contaminants that can increase high temperature corrosion rates on the selected ma-

terials for the HTHE has to be considered. With this in mind, the total generation cost may end up

high. Nevertheless, the generation cost could still be acceptable if the heat source could be used free of

charge. One possible application area with this prerequisite is direct thermal oxidisers for methane and

VOC destruction from, for example landfill- or sewage gas. For these sources, it is common that flares

are used to reduce emission from old landfills where the methane concentration has declined under

feasible values for gas motors.

36

In summary, factors making this area interesting are:

- The methane, VOC and odor must to be abated by environmental regulations, which means

that an oxidation equipment already paid for and the recovery or power generation part can be

justified by its own cost only.

- The fuel is free and there is normally no fuel tax added.

- The oxidation produces hot air/gas at or above 850 0C, which is directly usable for heat motors

like turbines and sterling engines.

- The generated power can offset other fuels without increasing the CO2 emitted from the al-

ready existing process.

- A covered landfill may have enough volumes to moderate the turbine power for a limited pe-

riod, which may be valuable for power compensating purposes.

A further possibility for the EFGT system is to apply it as a top system in larger furnace/boiler systems

with steam turbines. Due to mass balance reasons, extraction of heat from the flue gases will typically

only give 5 to 10% electricity (for high marginal efficiency). Nevertheless, the temperature level after

the turbine is or can be so high (500 – 600 C) that good steam data still can be achieved and the elec-

trical efficiency of the bottoming steam cycle is not or only marginally influenced. The result is an in-

crease in electrical efficiency on a few % for the total system. This configuration has been preliminari-

ly modelled; the results are however not presented in this work.

37

38

5 Högtemperaturvärmeväxling i rökgaser från

biobränslepanna

AP2 ”Högtemperaturvärmeväxling i rökgaser från biobränslepanna” har genomförts av SP Sveriges

Tekniska Forskningsinstitut, Luleå tekniska universitet, Umeå universitet och ENERTECH AB Osby

Parca. Arbetet har finansierats av Energimyndigheten och ENERTECH AB Osby Parca.

5.1 Mål och genomförande

Målen med arbetspaketet har varit att:

Definiera kritiska parametrar och processmässiga strategier kopplat till beläggningsbildning

och korrosion på högtemperaturvärmeväxlare

Bestämma designkriterier (material och dimensionering) och driftstrategier för en värmeväx-

lare i rökgasapplikationer med biobränsleeldad rostpanna, med specifikt fokus på värmeför-

sörjning av externeldad gasturbin

Arbetspaketet har genomförts i följande fyra delar; 1) Experimentella studier av alkaliavgång och be-

läggningsbildning, 2) Experimentella studier av beläggnings-materialinteraktioner, 3) Designkriterier

för värmeväxlare och 4) Drift- och placeringsstrategi för värmeväxlare.

5.2 Experimentella studier av alkaliavgång och beläggnings-

bildning

Syftet var att studera potentialen att använda processparametrar och bränsleadditiv för att reducera av-

gången av beläggningsbildande ämnen från bädden (främst alkali). Den bakomliggande askkemiska

hypotesen med matrisen var att studera hur processvariabler (bäddtemperaturen) inverkar på bildning

och stabilitet av alkali-karbonater i bädden (rent träbränsle), K/Na-aluminiumsilikater (kaolin tillsats)

och K/Na-sulfater (ammoniumsulfattillsats).

5.2.1 Metod

För studera potentialen att reducera avgången av beläggningsbildande alkali genomfördes förbrän-

ningsförsök i labbaskala, illustrerat i Figur 10. Förbränningsförsöken genomfördes i en rostbrännare

(Ariterm Multijet 40 kW) med primär förbränningskammare (40/100/80 cm B, L, H) och separerad,

eluppvärmd sekundär förbränningskammare. Brännaren var utrustad med separat primär-och sekun-

därluftstillförsel som reglerades via individuella massflödesregulatorer. Den experimentella matrisen

innehöll sex experimentell punkter med additivering av pellets; kall/varm bäddtemperatur, med/utan

kaolin samt med/utan ammoniumsulfat. Genom att variera olika processvariabler (bränsleeffekt, bädd-

lambda, luftförvärmning) kunde två klart skilda driftfall med olika bäddtemperatur uppnås (ca 900

resp ca 1200°C). Tabell 17 visar sammansättningen hos de tre olika pelletssorter som användes. Bas-

råvaran var tall, dels utan additiv, dels med 1% kaolin och dels med 0,4% ammoniumsulfat.

39

Figur 10. Försöksuppställning för rosterförbränning med primär och sekundärdel (vä) och den använda brännaren av typ Ari-

term Multijet 40 kW (hö).

Tabell 17. Askhalt (vikt-% TS) och askbildande element (mg/kg TS) i det rena träbränslet samt i mixar med kaolin och am-

moniumsulfat.

För att kvantifiera avgången av alkali från bränslebädden i de olika studerade fallen samplades de fina

gasburna partiklarna med en impaktor och analyserade med SEM/EDS. För de försök med träpellets

med och utan kaolin provocerades även beläggningsbildning av kondenserbara alkalispecies och små

partiklar fram på en simulerad HT-värmeväxlare. Fokus var här att uppskatta karaktären (kemisk

sammansättning) på dessa korttidsbeläggningar (4 h) i en enrörsvärmeväxlare med invändigt rökgas-

flöde och kontrollerad kylning med provringar placerade vid olika positioner (temperaturer) i vvx-

röret. Delar av rökgasflödet togs ut i den övre delen av sekundärförbränningskammaren och passerade

de 4 kylda ringarna (material 253MA). Rökgastemperaturen var under försöken 930 °C i ingången till

HT värmeväxlaren och 580 °C vid utgången. Yttemperaturen på de kylda provringarna var 900, 780,

650 och 450 °C för respektive provring. Beläggningarna på provringarna skrapades bort och analyse-

rades med SEM/EDS.

40

5.2.2 Resultat

Figur 11 visar resultaten från provtagningen av fina partiklar när ren stamvedpellets, kaolinadditiverad

pellets och ammoniumsulftatadditiverad pellets eldades vid låg och hög bäddtemperatur. Resultaten

visar att avgången av kalium varierade mellan 7 och 29 % av vad som fanns tillgängligt i bränslet.

Motsvarande intervall för natrium var 3-44%. Vidare fanns att kalium vid kaolintillsats bands upp i bot-

tenaska som KAlSiO4 och vid amoniumsulfattillsats till K2SO4. Resultaten visar att det således finns en

stor potential att använda både processparametrar och bränsleadditiv för att reducera mängden belägg-

ningsbildande material vid rostförbränning av träbränslen. Detta kan i sin tur användas för att kraftigt

reducera problembilden för beläggningar och korrosion i högtemperaturvärmeväxlaren. Det är dock

viktigt att beakta båda dessa tillsamman för att maximera önskad askkemisk effekt och därmed und-

vika potentiella oönskade effekter.

Resultaten från beläggningsförsöken med sonden som simulerar miljön vid HT-värmeväxlaen visade

att provringarnas beläggningar dominerades av K, S och O (på Fe- och Cr fri bas) d v s av kaliumsul-

fater. Även Cl kunde skönjas i vissa beläggningar. Dessa resultat har sedan nyttjats i de senare arbetet

vad gäller material- och designkriterier, Kapitel 5.3 och 5.4.

Figur 11. Avgång av K, Na och Zn från bädden beräknat utifrån förekomst av dessa element i fina (<1 µm) partiklar i rökga-

serna.

41

5.3 Experimentella studier av beläggnings- och materialin-

teraktioner

Syftet var att experimentellt bedöma korrosionsmotstånd och interaktion mellan beläggningar och

material för olika stål-/legeringar vid exponering för olika syntetiska saltbeläggningar och temperatu-

rer av relevans för EGT med biomassa-konceptet.

5.3.1 Metod

Experimenten utfördes genom att fyra olika legeringar exponerades under 24 h i luft i en rörugn (Figur

12), vid fyra olika temperaturer; 700, 800, 900 samt 1000 °C. Totalt testades mellan 60-70 fall, i olika

kombinationer av stål/legering-salt. De studerade stålen/legeringarna var:

1. X20; <15% Cr, används här som referensstål

2. Sandvik 253MA; >15% Cr, typiskt austenitiskt

3. Inconel 600; ~15% Cr, (Ni-baserat)

4. Kanthal (för-oxiderat); >20% Cr, FeCrAl-legering

Varje legering försågs med fem olika, och för biomassaförbränning relevanta, saltbeläggning-

ar/saltblandningar. Utifrån i Kapitel 5.2 kring beläggningsbildning samt tidigare forskning, kan ses att

beläggningar från skogsbiomassa till största delen utgörs av kaliumsulfater, med mindre inslag av t ex

K-klorider och -karbonater. Detta avspeglas också i den matris av salter/mixar som här använts:

1. K2CO3

2. KCl

3. K2SO4

4. 0.8K2SO4 + 0.2 KCl

5. 0.3 K2CO3 + 0.2 KCl + 0.5 K2SO4

Figur 12. Rörugn för materialexponeringar samt provhållaren med stålprover och saltbeläggningar.

Efter exponering gjöts proverna in i epoxy och slipades så att ett tvärsnitt av den exponerade ytan fri-

läggs. Därefter polerades ytan med fint slippapper inför efterföljande analys. Efter exponeringarna fo-

tograferades provbitarna med vanlig kamera uppifrån och från sidan. Vidare utfördes kemisk och mor-

fologisk (dvs strukturmässig) analys med svepelektronmikroskopi utrustad med energidispersiv rönt-

genanalys (SEM-EDS). I dessa analyser utvärderas korrosionsmotstånd och interaktion mellan belägg-

ningar och material genom att först visuellt bedöma materialpåverkan och sedan utföra s k linjeana-

lyser med EDS över ett typiskt tvärsnitt av ytan på provmaterialet. Ett exempel på en sådan analys och

de olika ”skikt” i gränssnittet mellan opåverkad legering och beläggning visas i Figur 13. Denna typ av

42

SEM bilder illustrerar tydligt ev materialpåverkan rent visuellt där s k morfologisk information fås.

För den kemiska analysen med EDS, var fokus dels att bestämma från vilket djup i materialet som den

nominella sammansättningen är påverkad vad gäller förhållande mellan Cr-Ni-Fe (d v s reduktion av

något legeringsämne från stålet), och dels hur djupt in i materialet som ämnen från saltet har trängt in

och eventuellt reagerat med stålet. Ett exempel på en sådan kemisk analys i ett linjescan visas i Figur

14.

Figur 13. SEM bild av typiskt tvärsnitt av ett prov där materialpåverkan efter exponering har bedömts genom analys med

EDS-linjescan för att bestämma elementarsammansättning i olika skikt enligt; 1=opåverkat stålmaterial, 2=korrosionsfront,

3=intern korrosion (här typisk korngränskorrosion), 4=korrosionslager, 5=skalning/avlägsnat påverkat material, 6=epoxi för

ingjutning.

Total korrosion var här definierad som summan av tjockleken på korrosionslagret och den interna

korrosionen. I vissa fall uppvisade materialen skalning, d v s att skikt av materialet lossnat från ytan,

vilket då gör uppskattningen av total korrosion mer osäker. Detta har dock inte någon större praktisk

betydelse eftersom det generellt sätt kan anses som mycket allvarlig påverkan om skalning uppträder

efter denna korta exponeringstid.

Figur 14. Exempel på SEM-EDS analys på ett av materialen. Ljusgråa området är legeringsmaterial, mörkgrått är belägg-

ningar/korrosionsrester, och svart är epoxi från ingjutningen.

43

5.3.2 Resultat

Nedan redogörs kortfattat för resultaten i studien tillsammans med en diskussion kring dessa och det

viktigaste slutsatserna. En mer fullständig redogörelse återfinns i ett examensarbete vid Umeå univer-

sitet [31]. I Figur 15 - Figur 19 visas korrosionspåverkan på de olika stålen/legeringarna för respektive

salt/saltblandning.

Figur 15. Total korrosion för de olika stålen/legeringarna exponerade för KCl med fallen med skalning redovisade med

mönstrade staplar.

Figur 16. Total korrosion för de olika stålen/legeringarna exponerade för K2CO3 med fallen med skalning redovisade med

mönstrade staplar.

44

Figur 17. Total korrosion för de olika stålen/legeringarna exponerade för K2SO4 med fallen med skalning redovisade med

mönstrade staplar.

Figur 18. Total korrosion för de olika stålen/legeringarna exponerade för 0.2KCl + 0.8K2SO4 med fallen med skalning redo-

visade med mönstrade staplar.

45

Figur 19. Total korrosion för de olika stålen/legeringarna exponerade för 0.2KCl + 0.3K2CO3 + 0.5K2SO4 med fallen med

skalning redovisade med mönstrade staplar.

För att summera resultaten redovisas här i tabel Y1 korrosionspåverkan i form av en 4-gradig skala för

respektive stål/legering + salt/saltmix exponering.

<30 µm total corrosion

>30 µm total corrosion

Bildning av lösa korrosions skalbitar på vissa delar av provet

Bildning av lösa korrosions skalbitar fördelade över hela provet

Tabell 18. Korrosionspåverkan för de olika salten/saltmixarna på de fyra testade stålen/legeringarna.

46

För X20 uppvisades således en kraftig/mycket kraftig materialpåverkan/korrosion i samtliga fall, även

vid endast luftexponering. Vid beläggningar med alkalisalt, speciellt klorinnehållande, var korrosionen

extremt kraftig. Slutsatsen för denna stålkvalitet är därför att den inte är lämplig att användas i något

scenario i dessa applikationer.

Resultaten för 253MA och Inconel 600 var relativt olika beroende på vilken typ av saltbeläggning

som förekommer, d v s om det är K-klorid, -sulfat eller -karbonat, eller blandningar av dessa. I fallen

med ren KCl eller när KCl förekommer i blandningar, uppvisade båda dessa material kraftig påverkan

i hela temperaturintervallet. En generell, och intressant, slutsats är att Inconel 600 inte tycks klara sig

bättre än 253MA, vilket hade förväntats då Inconel 600 anses ha högre korrosionsmotstånd än

253MA. Den preliminära slutsaten av dessa försök är att om klor generellt finns med i beläggningarna,

är det sannolikt att inverkan är alltför stor på båda dessa materialtyper, vid temperaturer som är rele-

vanta för applikationen.

I försöken med Kanthal och klorinnehållande beläggningar uppvisade även Kanthal kraftig korrosion.

I de flesta fall var korrosionen i nivå med både 253MA och Inconel 600, förutom då saltet med tre

komponenter användes vid höga temperaturer (900 och 1000°C). Här reducerades korrosionen istället

markant. För exponeringar med K2SO4 var korrosionen i nivå med 253MA och Inconel 600, medan

det för exponering för K2CO3 gav lägre korrosion för Kanthal än för de andra stålen/legeringarna. En

intressant iakttagelse är att Kanthal uppvisade lägre total korrosionspåverkan vid 1000°C än vid 800

och 900°C, vilket dock inte är så förvånande med tanke på de förväntade materialegenskaperna för

denna typ av aluminium-innehållande legeringar.

Förutom att X20 visade sig helt olämpligt så kunde vi inte i denna studie påvisa några betydande skill-

nader mellan de övriga tre legeringarna vad gäller korrosionsmotstånd och materialpåverkan vid expo-

nering för kaliumsaltbeläggningar. Skillnaden mellan Kanthal, Inconel 600 och 253MA var således re-

lativt liten. Dock kan man utifrån resultaten göra en generell rangordning vad gäller korrosionsmot-

stånd, enligt följande:

Kanthal > Inconel 600 > 253MA >> X20

Baserat på hittills genomförda experiment samt analyser av exponerade stålmaterial kan vissa slutsat-

ser dras. Beläggning med ren K2CO3 genererade relativt mild, dock tydlig, påverkan för både 253MA

och Inconel 600, särskilt vid 800°C och över. Slutsatsen är att det troligen är olämpligt att exponera

dessa stål för denna typ av beläggningar. Rena karbonatbeläggningar är dock inte sannolikt att det

skulle förekomma vid förbränning av de flesta träbränslena och andra biobränslen. I fallet med endast

K2SO4 var materialpåverkan obetydlig eller relativt låg (mild) för både 253MA, Inconel 600 och

Kanthal. Endast i fallet med 900 och 1000°C med Inconel 600 kunde viss materialpåverkan identifie-

ras. En slutsats från detta är att materialpåverkan för dessa tre legeringar är låg i de materialtemperatu-

rer som är relevanta för applikationen (700-900°C), då beläggningen består av ren kaliumsulfat. Vad

gäller exponeringarna med KCl eller mixar med KCl närvarande är en generell slutsats att det tycks

vara svårt för alla testade legeringarna (inkl Kanthal) att klara kraven på ”låg korrosion” under de re-

levanta temperaturerna. Emellertid finns skäl att misstänka att det kan finnas stora skillnader

mellan dessa initiala och extrema tester i lab-skala med syntetiska beläggningar, och påverkan i verk-

lig panna/rökgasmiljö. En ytterligare faktor att ta i beaktande är att endast Kanthal var för-oxiderat in-

nan exponeringsförsöken. Bildningen av ett oxidskikt under föroxidering har genom erfarenhet visat

sig ha en skyddande inverkan vad gäller senare korrosionspåverkan vid saltexponering. Detta har san-

nolikt gett Kanthal en ”fördel” i denna jämförelse.

Resultaten ger de första, viktiga, indikationerna kring skillnaden i korrosionsmotstånd mellan olika

material vid dessa höga temperaturer. Vad som är mest intressant är kanske att mycket avancerade le-

geringar inte står sig särskilt mycket bättre än det mer traditionella hög-tempstålet 253MA. Korrosion-

en har i försöken, för alla material, visat sig vara generellt sätt väsentligt högre än förväntat. Detta tros

bero på att materialen, i och med påläggningen av salter, utsatts för svårare miljö än den verkliga. Det

är i sammanhanget viktigt att beakta att salterna vid försöken är pålagda för hand medan beläggningar

47

i pannmiljö till stor utgörs del av kondensation av korrosiva ämnen t ex alkaliklorider. För vissa salter,

speciellt kloriderna, reduceras denna kondensation kraftigt vid yttemperaturer över 700°C. Det finns

därför anledning att tro att halterna av korrosiva ämnen tillgängliga på stålytan är lägre i en verklig ap-

plikation än vid ugnsförsöken och att korrosionshastigheten därmed kan vara betydligt lägre. Utöver

detta bör man också undersöka/kartlägga hur de termiska och kemiska förhållandena kan förväntas va-

riera vid positionen för växlaren under drift, med avseende på t ex driftförhållanden, last/intermittent

drift, bränslesortiment/kvalitet, och temperaturer vid värmeväxlaren. Detta kommer påverka vilken

miljö och potentiella variationer i denna som är att förvänta sig, och vad man således ska styra materi-

alvalet emot. Den genomförde lab-studien visar dock att avgörande parametrar tycks vara förekomsten

av klor i beläggningarna samt materialtemperaturen.

Baserat på de utförda experiment och analyser av de exponerade legeringar kan vissa slutsatser dras:

• Legeringarna uppvisade någon grad av högtemperaturkorrosion vid alla studeras exponeringssituat-

ioner. De KCl-innehållande salterna var de mest korrosiva och orsakade s k skalning i de flesta fall.

Det primära målet bör därför vara att förhindra avsättning av KCl på värmeväxlarytorna, eftersom ing-

en av legeringarna visade tillräcklig korrosionsbeständighet mot KCl.

• Legeringarna var även känsliga för korrosion inducerad av ren K2CO3 beläggningar. Rena K2CO3 be-

läggningar är dock inte sannolika vid förbränning av biobränslen i de flesta situationer.

• Korrosionspåverkan var försumbar eller relativt låg för legeringar utstta för ren K2SO4, med undan-

tag för X20, vid de temperaturer som är relevanta för applikationen (700-900 °C).

• X20 ska inte användas vid temperaturer >800 ° C, oavsett miljö.

• Kanthal visade den övergripande bästa korrosionsbeständigheten, följt av Inconel 600, 253MA och

slutligen X20.

• Det kan vara svårt, baserat enbart på denna studie, att ge en särskild rekommendation kring vilken

legering som är mest lämplig att användas för konstruktion av HT-VVX. Men utifrån resultaten här

som pekar på en rimlig korrosionsmotstånd tillsammans med den relativt låga kostnaden utgör sanno-

likt 253MA ett lämpligt val av legering för en första bedömning och fortsatta design och konstrukt-

ionsstudier, förutsatt att KCl inte förekommer i rökgaserna eller hindras från att bilda beläggningar på

HT-VVX ytor.

48

5.4 Designkriterier för värmeväxlare

The objective of this part of the project was to determine fundamental design parameters for the heat

exchanger for an EFGT cycle heated by a biomass furnace and capable of generating 100 kW electric

power.

5.4.1 Methodology

The work has been performed in two steps:

1. Selection of heat exchanger type

2. Determining of heat exchanger design parameters

The selection of heat exchanger type consisted in an initial overview and assessment of available

technologies that could be of interest for EFGT. No commercially available concepts could be found

that withstain the harsh environment of the biomass flue gas in combination the the high

tempererature levels that are needed. This is probably due to the fact that there is today no market for

such application. The most relevant alternatives available were all based on the plate heat exchanger

technology. Due to advanced manufacturing methods, these heat exchangers could be assembled from

high grade alloys and thereby used in high temperature sterams. However, thes channels inside these

heat exchangers are very small, which enables them for EFGT due to the fouling sensitivity and high

pressure drop. The selection of heat exchanger typ therefore resulted in the recommendation of a shell

and tube heat exchanger configuration. This design was selected because of the low pressure drop it

permits, possibilities of mechanical cleaning, and the available construction experties. The flue gases

should preferrably be passed inside the tubes, which faciliates the cleaning of the heat exchanger.

Figure 20. Shell and tube heat exchanger with floating tube sheet.

49

For the tube heat exchanger, tubes of 25 mm outside diameter and length of 2.5 m were selected. A

typical design example is given in .Baffles were included to allow the shell side flow approximate a

cross flow. No bellows were provided with the design. Instead, floating head tube-sheet takes care of

the thermal expansion. The tubes are considered welded to the tube-sheet and by using a floating head

tube-sheet with gasket sealing the equipment can withstand the operating conditions. This also means

the tubes can be withdrawn for routine maintenance. The tubes are arranged at 45° pitch to pitch. As

material for construction, AL800 Stainless Steel was selected. This material is however only capable

of applications up to about 800 ºC continuous operation and here only used as model material to pro-

vide a reasonably correct heat transfer condition.

For the turbine cycle to be able to provide 100 kWe, the heat exchanger according to the turbine

specifications within this project needs to capable of transfering about 300 kW. The design

specifications in order to reach this heat transfer were deterimined from the well known method of

Delaware [32], in combination with recommendations from Tubular Exchanger Manufacturers

Association (TEMA). Details of the required operating and the heat transfer coefficients based on flow

geometry and thermal-hydraulic conditions of the fluid streams involved, which are needed for the

calculations, are shown in Table 19 and Table 20. The logarithmic temperature difference was deter-

mined using the given inlet and outlet stream temperatures and the properties of the gas streams were

calculated using the compositions given in the specifications at the mean values. The shell side heat

transfer coefficient was calculated by first determining the idealized heat transfer coefficient for cross

flow of the fluid in an idealized tube bank bounded by the shell on the sides and two adjacent baffles

on the ends. The coefficient is then corrected for; tube-to-tube, baffle geometry, bundle by-pass ef-

fects, and shell-to-baffle leakages. The calculated heat transfer coefficient was then used with the other

heat transfer coefficients to calculate the overall heat transfer coefficient used to determine the re-

quired heat transfer area. This process was repeated with the moisturized air and the differences in heat

transfer between the dry and moisturized air was not significant.

Table 19. Design requirements used to determine the specification of the EFGT heat exchanger

50

5.4.2 Results

The design calculations using the Delaware method indicates that approximately 440 tubes of 25 mm

diameter and 2.5 meter length will be needed to provide 300 kW to the turbine cycle using a tube-shell

heat exchanger. Details on the results are further shown in Table 20.

Table 20. Thermal-hydraulic conditions and design specifications of the heat exchanger

51

5.5 Drift- och placeringsstrategi för värmeväxlare

De tre viktigaste kriterierna för drift och placering av högtemperaturvärmeväxlare för EFGT-systemet

i denna studie i en biobränslepanna är:

Rökgastemperaturen skall hålla 850 °C

Rökgastemperaturen skall vara så stabil som möjligt

Förbränningsprocesserna skall i största möjliga mån ha avstannat.

Dessa kriterier är framtagna utifrån att turbinen skall förses med så stabil tillförsel av 750 °C luft som

möjligt, samt att överhettning av eller kemisk interaktion med värmeväxlare skall undvikas på rökgas-

sidan. Utifrån dessa kriterier har en position i Osby Parcas biopanna identifierats som potentiellt, se

Figur 21. Den initiala bedömningen är att placering av värmeväxlare längre uppströms i systemet inte

är lämpligt, då man riskerar att hamna i utbränningsflamman. Längre ner i systemet är inloppstempera-

turen till konvektionspannan designad för betydligt lägre temperaturer, ca 500-600 °C, varför en place-

ring i anslutning till denna också bedömdes som olämplig. Det vertikala stråk som förbinder utbrän-

ningskammaren och konvektionspannan ansågs därmed ligga rätt i temperaturintervall, samt även vara

skyddad från en ev flamma. För att närmare undersöka förutsättningar i detta stråk för säker drift av en

värmeväxlare vid olika driftlägen hos förbränningsanläggningen genomfördes en temperaturkartering

vid olika driftlägen.

Figur 21. Potentiell punkt för integrering av värmeväxlare, alternativt extraktion av rökgaser för extern

värmeväxling.

5.5.1 Temperaturkartering i biopanna

Kartering av temperaturen i det vertikal konvektionsstråket genomfördes i olika positioner höjdleds

och sidledes, samt vid olika driftfall. Mätningen genomfördes med en specifikt framtagen sugpyrome-

ter, se Figur 22 och Figur 23, vilken fördes in via en manlucka nedanför mätpositionen. Sugpyrome-

tern möjliggör mätning av gastemperaturen på fyra höjdnivåer och ger även möjlighet att för gradvis

genom manluckan för att variera mätpositionen sidledes.

52

Figur 22. Montering av sugpyrometer för mätning av

gastemperatur i flera höjdnivåer samt steglöst sidle-

des.

Figur 23. Sugpyrometer för mätning av gastempera-

tur, vid aktuell biobränslepanna.

De viktigaste resultaten från mätningen presenteras i Figur 24. Dessa visar att vid nominell last eller

högre last uppnås den önskade temperaturnivån på över 850 °C i större delen av schaktet. Längre ner i

schaktet, samt nära väggarna är emellertid temperturen för låg. Detsamma gäller vid den något lägre

last som undersökts. Här understidger temperaturen 800 °C i alla positioner. Så som biopannan är de-

signad i dagsläget innebär alltså resultaten sammantaget följande strategier behövs anammas:

Driftstrategi: nominell drift eller forcerad drift.

Placering: i den övre delen av det vertikala schaktet.

För att möjliggöra större flexibilitet i drift- och placeringsstrategi är det tänkbart att en överdimens-

ionering av förbränningsanläggningen kan verka positivt, i form av högre gastemperaturer. Ett alterna-

tivt är även att minska på kylande ytor i det vertikala schaktet för att säkerställa att temperaturen upp-

rätthålls även vid partiell drift.

53

Figur 24. Temperaturkartering i vertikalt konvektionsschaktet. Höjdnivå (fallande): svart, grå, brun, blå. De röda pilarna

markerar var i sidled som mätningen genomförts, i centrum av schaktet eller nära den bortre väggen. Den feta svarta lin-

jen illustrerar pannans driftnivå: Nominell nivå, Maxlastnivå, Medellåg lästnivå. De större spikar som syns i diagrammet

härrör från stopp i mätsystemet för kylvattentömning och är alltså inte driftstörningar.

54

6 Styrning av turbin samt integrering med befintlig

panna

AP3 ”Styrning av turbin samt integrering med befintlig panna” har utförts av Ecergy AB. Arbetet har

genomförts självständigt från övriga arbetspaket, undantaget utväxling av vissa randvillkor för att

knyta ihop systemet på ett relevant sätt. AP3 har finansierats av Energimyndigheten och Ecergy AB.

6.1 Mål och genomförande

Målet med AP3 har varit att kartlägga behoven för och ta fram nytt styrsystem och kontrollalgoritmer

för turbindelen i ett externeldad gasturbinsystem.

Arbetet kring styrning och integrering av turbinen har bestått av utveckling av programvara för att

kontrollera och styra externeldad mikrogasturbin i applikation tillsammans med en panna. Kravet var

att programvaran skulle innehålla grundläggande funktion, medan kringfunktioner såsom användar-

gränssnitt har haft mer sekundär betydelse. Eftersom fullskalig implementering inte ingått i projektet

har en del av arbetet har arbetet fokuserats på intern simulering av kringsystem och turbin. Detta möj-

liggör snabbare och effektivare testning och utveckling mjukvaran till lägre kostnader, jämfört med

provning i fullskalig demoanläggning. Projektet ger därmed en god bas och en plattform för vidareut-

veckling av fullvärdig programvara för styrning av turbin ihop med tillämpbar kringutrustning.

6.2 Styrsystemets komponenter och dess uppbyggnad

Gasturbinens styrsystem har till uppgift att styra dess drift, uppstart och stop på ett säkert och kontroll-

lerat sätt. En applikation med turbin består av följande fyra huvudkomponenter:

1. El/Nätanslutning. Nätet används dels som energikälla vid uppstart och dels som mottagare av

el/energi vid normal drift. För att omvandla mellan nätspänning (400V 50Hz) och generator-

spänning (500V, 2333Hz) används kraftelektronik. Energiomvandlingen sker med ett mellan-

steg i form av Likspänning (normalt från 580VDC upp till 750VDC) med hjälp av aktiv/passiv

likriktning och omriktning.

2. Generator. Omvandlar mellan mekanisk energi och elenergi. Används som motor vid start och

som broms vid normal drift, export av el till nätet.

3. Aero/turbin-komponenter. Består av kompressorhjul, turbinhjul (och generator), vilka är för-

bundna av gemensam axel och därmed roterar med identisk hastighet. Komprimerad luft till-

förs värmeenergi och expanderar över turbinen, vilket frigör mekanisk energi. Ofta ingår

också en rekuperator, dvs en intern varmluftsvärmeväxlare, som återvinner värme från turbi-

nens utloppsflöde till det komprimerade inloppsflödet. Detta höjer normalt den totala verk-

ningsgraden.

4. Varmluftkälla. Enheten drivs genom att tillföra värme till den av kompressorn komprimerade

luften. Värmen tillförs antingen genom förbränning av bränsle i en intern brännkammare, eller

som i denna applikation med hjälp av värmeväxlare där primärsidans flöde är ett biflöde från

en extern källa (värmepanna). Turbinens utloppsflöde och värmeinnehåll kan även den inte-

greras och återanvändas.

55

6.3 Kontrollparametrar

Turbinen styrs genom att kontrollera dess in- och utenergi. Vid uppstart innebär det att man tar ele-

nergi från nätet och omvandlar denna till mekanisk energi för att rotera turbinen. Vid en viss bryt-

punkt, ett visst massflöde kombinerat med ett visst tryckförhållande över turbinen, så kommer den

energi som skapas i turbinen att överstiga den energi som krävs att komprimera samma luft. Detta gör

att energiflödet i generatorn kan vändas och istället exportera el till nätet. Baserat på det massflöde

som flödar genom turbinen och den tillförda energin till komprimerade luften kontrolleras mängden

producerad och exporterad energi.

6.3.1 Materialkonstanter

För att kontrollera och styra turbinen och optimera dess verkningsgrad styrs dess arbetspunkt så att

turbinens utloppstemperatur ligger så högt som möjligt, givet vissa materialbegränsningar. Vid normal

drift (ej fastbränsle) begränsas den högsta tillåtna temperaturen av materialet i rekuperatorn. Vid ex-

terneldning från biobränslepanna är möjligheten att styra turbinens inloppstemperatur (och indirekt ut-

loppstemperatur) begränsad. Dessa är då istället i det närmaste konstanta. Turbinen styr istället sin

uteffekt genom att öka eller minska massflödet. Detta görs normalt av en regulator som bestämmer

exporterad effekt till elnätet. Det innebär också att effektregleringen till viss del är omvänd; för att öka

uteffekten måste den initial minska, vilket ökar massflödet vilket därefter resulterar i en ökad uteffekt.

6.3.2 Kapacitet kraftelektronik

Eftersom varvtalet styrs och kontrolleras genom mängden exporterad energi måste kombinationen av

generator/kraftelektronik vid varje möjligt driftfall vara dimensionerad till att kunna bromsa den av

turbinen genererade effekten. Om så inte är fallet, kan följderna bli allvarliga för turbinen, vars varvtal

kan komma att öka över det tillåtna maxvarvtalet och ge mekaniska skador på lager, aero-komponenter

och komponenter i kraftelektroniken. Detta innebär även att någon typ av kompletterande system, ex-

empelvis mekaniskt spjäll som avleder energin från den externa källan, krävs för att garantera enhetens

mekaniska status om kraftelektroniken fallerar. Vidare måste arbetspunkten för turbinen alltså styras

så att ovan beskrivna effektförhållande vidhålls. Det är ju exempelvis möjligt att kraftelektroniken kla-

rar turbinens effekt vid 90% av maximalt massflöde, medan 95% skulle innebära överlast.

6.4 Existerande styrsystem

Existerande styrsystem för turbinen är utvecklat specifikt mot turbinapplikationen under mycket lång

tid. Det innebär att det finns mycket erfarenhet och kunskap inbyggt i systemet. Det innebär också att

det finns en relativt stark koppling mot den existerande hårdvaran. Mest betydande är denna koppling

mot kraftelektroniken. Konstruktionen av kraftelektroniken är till stor del en efterhandskonstruktion

med ett antal speciallösningar för att överbrygga och kompensera inbyggda svagheter i kraftelektroni-

ken. Ett exempel på detta är den passiva likriktningen vilket ger en snäv begränsning av tillgängligt

arbetsområde, beskrivet i Kapitel 0. Härutöver finns fler negativa aspekter med det existerande styrsy-

stemet. En av dessa är att mjukvaran är knuten till existerande hårdvara. Ytterligare en negativ aspekt

att systemet inte är säkerhetsklassat och att funktioner som kräver säkerhetsklassad utrustning därför

måste läggas i externt system, vilket ökar komplexiteten på systemet.

56

6.5 Existerande kraftelektronik

6.5.1 Passiv likriktning – en begränsning

I tidigare enheter används en passiv likriktningsteknik för att omforma generatorns spänning till lik-

spänning. Den passiva tekniken har vissa fördelar, men även nackdelar. Den innebär bland annat att

tillgänglig effekt för att bromsa generatorn är relaterad till aktuellt varvtal. Vid ett visst varvtal finns

alltså en viss maximal bromskapacitet. Därutöver finns dessutom en begränsning vad gäller lägsta till-

låtna bromseffekt. Om denna lägsta begränsning inte följs kan skador uppstå i kraftelektroniken som

följd av hög spänningsnivå. Konsekvensen blir då att turbinens effektkaraktäristik (effekt i relation till

varvtal) måste överensstämma med kraftelektronikens tillgängliga bromskapacitet i samma arbetsom-

råde. Specifikt i kombination med externeldning via biobränsleeldad panna innebär denna begränsning

att det möjliga arbetsområdet bestäms utifrån kraftelektronikens förutsättningar och inte för att maxi-

mera uteffekt och verkningsgrad hos turbinen, vilket är en stor begränsning.

6.5.2 Aktiv likriktning – en möjlighet

För att undvika begränsningar i det tillgängliga arbetsområdet krävs att likriktningen av energin från

enhetens generator istället sker med så kallad aktiv likriktningsteknik. Denna medger ett mycket större

arbetsområde av effektkapacitet relaterat generatorns rotationshastighet (gäller både maximal bromsef-

fekt och lägsta tillåtna effekt).

6.6 Resultat

I samband med att ett nytt styrsystem utvecklats har även höjd tagits för att förnya kraftelektroniken så

att en aktiv likriktningsteknik kan användas. Utvecklingen av en ny kraftelektronik drivs av Pomero

AB med stöd av Energimyndigheten i projekt nummer 36173.

6.6.1 Nytt styrsystem

Initialt beslutades att systemet skall implementeras i IEC 61131-3 (även kallat Codesys). Språket är

standardiserat och tillåter att man med mindre anpassningar kan använda samma mjukvarukod, obero-

ende av hårdvara (givet att den stödjer IEC 61131-3). Systemet tillåter dessutom implementering av

säkerhetsrelaterade funktioner vilket möjliggör framtida användning även i anläggningar där turbinen

drivs olika typer av intern förbränning.

I Codesys finns ett antal olika definierbara grund-element. Dessa är Funktion, Funktionsblock och

Program, dessa kallas POU (Program Organization Unit). Generellt eftersträvas att funktionalitet or-

ganiseras (och till viss del därmed döljs) i dessa funktionsblock, med definierade och synliga gräns-

snitt och väl avdelade funktionsbeskrivningar.

6.6.2 Ny mjukvara

I ett första steg gjordes research på äldre versioner av styrsystem för att identifiera centrala delar. Där-

efter har dessa steg för steg implementeras. Speciell omsorg har lagts vid att skapa en översiktlig

struktur i mjukvaran, vilket inneburit upprepade iterationer och omtag. Strukturen är viktig för att

skapa översikt av koden samt möjlighet att testa varje del av mjukvaran för sig. Följande huvudkom-

ponenter ingår som resultat i mjukvaran:

Tillståndsmaskin

Central för att kontrollera enheten och styra dess beteende. Tillståndsmaskinen kan beroende på enhet-

ens status befinna sig i olika tillstånd. Det aktuella tillståndet styr bland annat hur referensvärden skall

57

ändras och regulatorer skall styras. Exempel på tillstånd är (Stopp, Startar, Tändning, Acceleration,

Drift, Stannar etc.).

Referensvärden

Logiken bestämmer och styr referensvärden (målvärden) för bland annat turbinens varvtal och turbi-

nutloppstemperatur. Dessa är centrala för att styra och kontrollera enheten. Referensvärdena styrs uti-

från olika parametrar, dessa kan bland annat vara önskad uteffekt, önskad inloppstemperatur eller

andra begränsande faktorer. Regulatorerna kan baserat på aktuellt mode arbeta i ”aktivt läge”, ”följ-

ningsläge” eller också ”öppen loop”-läge. Vid följningsläge är regulatorn inte aktiv utan dess referens-

värde (målvärde) följer det aktiva (mät)-värdet (som det normalt är tänkt att påverka). För att undvika

transienter och onaturliga hopp så finns inbyggd logik som ger mjuka övergångar av referensvärdet

vid övergångar till aktivt läge. Detta innebär exempelvis att om varvtalet faller kraftigt vid tidpunkten

för regulatorns aktiverande så kommer referensvärdet inledningsvis att fortsätta falla för att sedan med

en fördröjd mjuk återgång öka (mot referensvärdets målvärde).

Regulatorer, Effekt och Bränsle

Regulatorernas uppgift är att kontrollera enhetens styrparametrar mot sina målvärden. Detta görs ge-

nom att kontrollera in- och ut-energin. Alltså, i förekommande fall genom att tillföra mer eller mindre

mängd bränsle/varm luft, och genom att variera hur mycket generator/kraftelektronik bromsar enheten.

Regulatorerna kan arbeta i följningsläge, aktivt läge samt i så kallat öppen-loop-läge. Öppen loop-läge

innebär exempelvis att man kan tillåta att bromsenergin förändras en vis procentenhet per tidsenhet

(ex. öka 2kW per sekund). Regulatorn tillåter sömlös övergång mellan de olika driftlägena.

6.6.3 Övriga kring- och sidosystem

Utöver de centrala delarna i turbinsystemet finns även kring- och sidosystem, vilka tjänar till att upp-

rätthålla driften av hela systemet. Då funktionen av dessa i hög grad har inverkan på drift och säkerhet

av turbinsystemet är det viktigt att även styrningen av dessa delar tas upp.

Oljesystem

Oljesystemet cirkulerar olja för att trycksätta lagerbanor, men även förse dessa med viss kylning. Olje-

trycket är ytterst viktigt för att garantera lagerbanornas funktion. Frånvaro av oljetryck kan på mycket

kort tid ge totalhaveri vad gäller roterande komponenter, varför oljetrycket övervakas kontinuerligt.

För att oljan skall stanna i lagerbanorna krävs spärrluft. Spärrluften försörjs under drift genom ett kon-

trollerat läckage från kompressorhjulet. Under uppstart ges spärrluft av en motordriven luftkompres-

sor. Spärrluften har också en extra funktion i att kyla själva generator-rotorn.

Befuktningssystem

För att öka massflödet genom turbinen (och därmed öka uteffekten) finns system som kan tillföra fukt

till den komprimerade luften. Systemet består i korthet av en behållare där vatten ”mellanlagras” och

värms upp, därefter trycksättas och tillförs inloppsflödet med hjälp av spridare som ger vattendimma.

Extra viktigt att fukten inte får träffa turbinblad i vätskeform (vilket skulle ge starkt slitage på turbin-

bladen).

Ventilation

Ett konstant ventilationsflöde finns genom turbinens inkapsling för att avleda värmeförluster från en-

heten. Vid applikationer där gasformigt bränsle finns i inkapslingen krävs ett starkt flöde för att säker-

ställa frånvaro och explosiv blandning av luft/bränsle (dimensionering sker genom att ansätta maxi-

malt möjligt läckage/flöde av bränslet). För gas-applikationer är ventilationsflödet alltså en säkerhets-

funktion som kräver övervakning och implementering med säkerhetsklassad styrutrustning för att

kunna tillgodoräknas. Ventilationsflödet leds även genom kylare för både kylvattenkrets och oljekrets

och ser till att temperaturen på dessa system kontrolleras.

58

Gränssnitt mot kraftelektronik/elnät

För att styra koppling mot elnätet krävs ett antal funktioner för att ansluta och säkerställa frånskiljning.

Bland annat så kallat reläskydd (som säkerställer nätets spänning och frekvens). Om reläskyddet inte

kan detektera att nätets spänning och frekvens är inom tillåtet område (vanligtvis procentuellt beräknat

från nominella värden 400V-rms och 50Hz) så får enheten inte kopplas mot nätet. Inkoppling mot nä-

tet av kraftelektroniken sker normalt med hjälp av en huvud brytare (manuellt kontrollerad) och en hu-

vudkontaktor (som kan dras av applikationen).

6.6.4 Nytt alarmsystem

För att skydda enheten och säkerställa personsäkerhet krävs att styrsystemet kan detektera när enhet-

ens beteende avvikelser från det förväntade och stoppa denna.

Alarmvillkor

Dessa kontroller bygger i grunden på att man definierar villkor som evalueras under drift. Varje villkor

kategoriseras på förhand vilket avgör om och på vilket sätt enheten skall agera om villkoret evalueras

som sant. Exempel på alarmkategorier är Information, Varning och Nödstopp. De felvillkor som har

evaluerats som sanna presenteras i en alarmlista med en beskrivande text. Alarmlistan ger också möj-

lighet att kvittera alarm.

Koppling kod/alarm

I utvecklingssyfte finns ett intresse av att koppla detekterat alarm till alarmkod. Vilken modul och vil-

ken programkod var den som utlöste alarmvillkoret? Detta knyter också an till hur alarmvillkoren or-

ganiseras i programstrukturen. Den tänkta strukturen i Codesys är att varje funktion definieras i ett

eget funktionsblock. Därför blir det också logiskt om de feltillstånd som kan sägas vara associerade

med funktionen ”bifogas” i samma funktionsblock. En sådan struktur innebär dock att alarm-villkoren

”sprids ut” och att de därför kan bli svårare att lokalisera. Just kopplingen mellan alarmgränssnittet

och alarmkoden är något som kommer att behöva förbättras i applikationen.

Kontroll av aktiv flamma (flamvakt)

I applikationer där naturgas används som bränsle finns ökade krav på att säkerställa dels att det internt

i turbinen eller i turbinens omslutning/inbyggnad inte föreligger sådan blandning av luft och bränsle

att explosionsrisk föreligger. Dels att inom givna tidsperioder detektera om flamman (i en brännkam-

mare) skulle slockna (så att tillförseln av bränsle omedelbart kan upphöra). Bland annat dessa funkt-

ioner kräver säkerhetsklassade styrsystem. Dessa risker förekommer inte för den externeldade appli-

kationen.

6.6.5 Simulering av implementering med befintlig panna

I syfte att verifiera styrsystemets funktion har simuleringsobjekt skapats. Exempel på simulerade ob-

jekt är bland annat själva gasturbinen tillsammans med generator, även enklare objekt som simulerar

oljesystem och fläktsystem finns definierade. Tanken med de simulerade objekten är inte att de skall

överensstämma med verkligheten till fullo, utan att de skall vara tillräckligt bra. Med tillräckligt bra

avses att exempelvis att enheten skall ha ett liknande tröghetsmoment vid varvtalsförändringar eller att

uteffekten vid en viss definierad arbetspunkt skall vara liknande den som en riktig turbin skulle ge.

För att kunna aktivera simuleringsläge krävs strukturer som kan skifta mellan verkliga mätvärden/in-

och de simulerade motsvarigheterna. Simuleringsobjekten gör det möjligt att testköra styrsystemet och

exempelvis kontrollera att referensvärden rör sig på ett förväntat sätt och att regulatorerna kan styra

turbinens arbetspunkt. Vidare att tillståndsmaskinen med dess olika tillstånd och sekvenser utförs så

som de är tänkta. Det är också möjligt att ”pausa” förloppet och att felsöka steg för steg.

59

Testmode är en specifik mode, där man manuellt har möjlighet att sätta olika utgångar och värden i

syfte att verifiera funktion samt utföra felsökning. Testmode är i dagsläget inte implementerad.

6.7 Slutsatser, måluppfyllelse och fortsatt arbete

Ett nytt styrsystem och ny mjukvara för styrsystemet har tagits fram. Systemet bedöms med mindre

anpassningar och kompletteringar vara färdigt att applicera på externeldning via biobränslepanna. På

grund av avsaknad av demoanläggningar har komponenter testats mot ett simulerat system för extern-

eldning i biobränslepanna. Detta möjliggör snabb och effektiv testning och vidareutveckling mjukva-

ran till låg kostnad. Projektet ger därmed en god bas och en plattform för vidareutveckling av fullvär-

dig programvara för styrning av turbin ihop med tillämpbar kringutrustning.

Även om simulering till viss del minskar behovet av en demoanläggning krävs verklig drift för en full-

ständig verifiering. Därför krävs att man implementerar turbinsystemet mot en värmeväxlare för exter-

neldning i biobränslepanna innan styrsystemet når fullvärdig status.

De delar av styrsystemet som uppfattas behöva komplettering är följande:

Verifiering av verkliga lastförändringar. Hur påverkas enheten och den centrala logiken och

dess regulatorer? Tillse att dessa uppför sig på ett förväntat sätt i samtliga tänkbara körscen-

arion.

Verifiera logiken för respektive kringsystem,

Komplettera med alarmvillkor och förstärka kopplingen mellan alarmpresentation och imple-

mentering.

Implementera kommunikation och hårdvarugränssnitt mot kraftelektronik och övriga kringsy-

stem.

Uppfyllnadsgraden av målen för arbetspaketet bedöms som god. Genom den grundliga genomgång av

den tillgängliga kraftelektroniken och styrsystemet, samt mjukvaran för detta, anses att behovet av nytt

styrsystem inklusive kontrollalgoritmer kartlagts i grunden.

60

7 Slutsatser

Projektet har i ett brett konsortium med kompetens inom alla centrala delar i EFGT-systemet på ett

framgångsrikt sätt tagit sig an centrala frågor för småskalig kraftvärmeproduktion från biobränsledri-

ven externeldad gasturbin (EFTG), för realisering inom det svenska energisystemet. Studierna har ge-

nomförts på ett holistiskt sätt där både tekniska, systemmässiga och marknadsmässiga frågeställningar

har undersökts samtidigt. Detta angreppssätt bedöms vara mycket viktigt för att möjliggöra parallell

utveckling av kritiska tekniska komponenter, integrering av kraftcykeln mot värmekällan samt att

kunna identifiera var i energisystemet som tekniken är mest lämplig, utan att oönskade suboptimering-

ar åstadkoms.

Teknikgrenens position i det svenska energisystemet har undersökts genom en övergripande genom-

gång av de biobränsleförbränningsanläggningar som i dagsläget finns tillgängliga i det aktuella stor-

lekssegmentet. Bedömningen utifrån denna bas är att småskalig biobränsleeldad EFGT inom det mest

relevanta effektintervallet 1-10 MWth skulle kunna bidra med ca 100-400 MWe, beroende på val av

systemintegrationsteknik. Utöver detta ses en god, men svårkvantifierad, potential i att kunna använda

EFGT för elproduktion i termiska destruktionsprocesser med för låga halter av metan eller VOC för att

gasmotor ska vara tillämpbar, exempelvis där man idag facklar deponigas. Kostnadsanalysen för inve-

stering i EFGT-cykel och drift visar dessutom på god effektivitet jämfört med andra aktuella tekniker.

Marginalkostnaden för investering i en EFGT-cykel för integrering mot en biomassaanläggning be-

döms uppgå cirka 28-37 kkr/kWe, beroende på teknikutvecklingsnivå. Detta motsvarar ungefär samma

kostnad som för marginalkostnaden för en ångcykel, men är väsentligt lägre än både ORC, stirlingmo-

tor och gasmotor. Marginalkostnaden för elproduktion för respektive teknik står sig även här EFTG-

tekniken väl. Här bedöms att marginalkostnaden för att producera 1 kWh el, om ändå behovet finns av

att leverera resulterande mängd värme, uppgår till ca 1,1 – 1,3 SEK/kWhe. Detta är uppskattningsvis

30-50 % lägre än motsvarande marginalkostnad för ORC, gasmotor eller lågtrycksånga kombinerat

med skruvexpander.

Modelleringen av den tekniska systemintegrationen av en 100 kWe EFGT-cykel i 3000 kWth biobräns-

leförbränningsanläggning visar att elverkningsgraden, som förväntat, blir jämförelsevis låg, 2-7 % be-

roende på systemkonfiguration och val av bränsle. Däremot kan marginalelverkningsgraden (effektivi-

ten i den extra bränslekonsumtion som krävs för att producera elen) fås att bli mycket hög, uppemot 70

%. Emellertid blir det stora skillnader beroende på hur tekniksystemet byggs upp och systemintegrat-

ionen görs. Störst positiv inverkan har återföring av turbinluften till biobränsleanläggningen som för-

bränningsluft, jämfört med värmeväxling mot ingående luft eller returvatten, samt att uppfukta luften i

turbincykeln. Även återföring av rökgaser från biobränsleförbränningen till förbränningsanläggningen

har potentiellt en mycket god inverkan på elverkningsgraden, då detta kan användas för att späda de

heta rökgaserna och förskjuta en stor del av det annars för heta värmeupptaget från strålningsytor i ef-

terbrännkammaren till acceptabel temperatur för EFGT-värmeväxlaren. Ett ytterligare mycket intres-

sant alternativ är att stödelda turbinen direkt med ett gasformigt bränsle, exempelvis biogas. Då kan

turbininloppstemperaturen ökas över den temperatur som annars begränsas av värmeväxlingen mot

biobränslepannan, vilket medför att elverkningsgraden ökar signifikant. Dessutom kan denna påbygg-

nadsmöjlighet användas för att modulera driften och leverera extra el till nätet när det behövs som

bäst, vilket är något som tros bli mycket viktigt i det framtida intermittenta elnätet.

De delar av projektet som fokuserar på forskning för stödjandet av utveckling av en högtemperatur-

värmeväxlare för EFGT från biomassaförbränning, har resulterat i form av ny information om var

värmeväxlaren bör placeras, vilka driftstrategier som bör tas i beaktande samt vilka oorganiska be-

läggningar och resulterande korrosion som kan förväntas belasta värmeväxlaren. Dessutom har en

övergriplig uppskattning av värmeväxlarstorlek tagits fram. De labbförsök gjorts visar att beläggning-

arna på högtemperaturvärmeväxlaren vid förbränning av stamvedpellets förväntas domineras av kali-

umsulfater. Även en mindre mängd Cl kommer troligtvis att finnas med. Emellertid visar labbförsöken

även att det finns stor potential att minska avgången av kalium och natrium från bränslebädden med så

mycket som 75 % respektive 95 %. Detta kan göras genom att använda processparametrar (sänkt

61

bäddtemperatur) och bränsleadditiv (kaolin eller ammoniumsulfat). Det är dock viktigt att kombinera

båda dessa åtgärder för att uppnå maximal effekt.

De materialexponeringar som syftade till att undersöka olika legeringars känslighet för korrosion vid

den temperatur som värmeväxlingen sker, uppvisade alla någon grad av högtemperaturkorrosion. X20

bör inte användas vid temperaturer över 800 °C, oavsett miljö. Kanthal visade den totalt sett bästa kor-

rosionsbeständigheten, följt av Inconel 600, 253MA och slutligen X20. Utifrån resultaten anses

253MA vara ett lämpligt val av legering för en första bedömning och fortsatta design och konstrukt-

ionsstudier, m a p kostnadsnivå kontra relativt god korrosionsbeständighet. Emellertid förutsätts då att

KCl inte riskerar beläggas på ytorna. De KCl-innehållande salterna visade sig nämligen ha den signifi-

kant högsta korrosionspåverkan, och orsakade även skalning i de flesta fall. Det primära målet bör där-

för vara att förhindra avsättning av KCl på värmeväxlarytorna. Legeringarna visade sig även vara

känsliga för rena K2CO3-beläggningar vid den höga temperatur som här är aktuell. Men då K2CO3 säll-

an uppstår som ren beläggning vid förbränning av biobränslen, anses inte detta ha någon större bety-

delse för den applikation som studerats här. Slutligen var korrosionspåverkan för legeringar utsatta för

ren K2SO4 försumbar eller relativt låg. Detta betraktas som positivt, med tanke på att beläggningsstu-

dien visade att det främst är just K2SO4 som dominerar beläggningarna. Sammanfattningsvis kan där-

för konstateras att med sänkt bäddtemperatur, bränsleadditivering och minimering av klorhalten i

bränslet så finns goda möjligheter att reducera högtemperaturkorrosionen till en rimlig nivå.

Värmeväxlaren bör konstrueras som en tubvärmeväxlare med rökgaspassagen på insidan av tuberna.

Med en tublängd om 2,5 m krävs då 440 st tuber för att överföra den erforderliga energin till turbincy-

keln. Detta kan tillsammans med de inledande rekommendationerna för materialval m a p korrosions-

beständighet direkt användas av avnämare för att uppskatta material- och tillverkningskostnaden för en

värmeväxlare. Vidare bör värmeväxlaren lämpligen i Osby Parcas pannteknik placeras i de övre delar-

na av det vertikala schakt som sammanbinder slutförbränningskammaren och hetvattenpannan, alter-

nativt extraheras från denna punkt för extern värmeväxling. Temperaturkarteringen visar nämligen att

den erforderliga temperaturen för värmeväxlingen uppnås här. Emellertid visar även mätningen att

förbränningsanläggningen bör köras minst på nominell drift för att den erforderliga temperaturnivån

ska kunna uppnås.

Slutligen har inom projektet viktiga steg tagits för att praktiskt möjliggöra integrering av hetluftsturbin

tillsammans med biobränslepanna. För detta har ett nytt styrsystem med ny mjukvara har tagits fram

för tubincykeln. Systemet bedöms med mindre anpassningar och kompletteringar vara färdigt att ap-

plicera på processen. På grund av avsaknad av demoanläggningar har komponenter emellertid testats

mot ett simulerat system för externeldning i biobränslepanna. Detta möjliggör snabb och effektiv test-

ning och vidareutveckling mjukvaran till låg kostnad. Därmed finns en god bas och plattform för vida-

reutveckling av fullvärdig programvara för styrning av turbin ihop med tillämpbar kringutrustning.

62

8 Rekommendationer kring fortsatt arbete

Det främsta behovet kring fortsatt arbete inom området ligger fortsatt inom högtemperaturvärmeväx-

lingen. Trots positiva resultat inom detta projektet är det detta delsystem inom EFGT som ligger längst

ifrån kommersialisering. De rekommenderade insatserna är:

Fortsatta beläggningsförsök i biomassarökgaser, med en simulerad värmeväxlare. I kontrolle-

rade labbförsök och begränsade fullskaleförsök, samt med olika sorters bränslen,

Utformning av en 1) värmeväxlarprototyp och 2) fullstor värmeväxlare för kommersialisering.

Denna del måste vara starkt driven av industriell part med djup kompetens inom värmeväx-

ling, eftersom det till stor del handlar om experimentell utveckling,

Långtidsförsök i fullskala med värmeväxlare enligt punkt 1 och 2 ovan, för att möjliggöra vi-

dare utvärdering av design- och materialkoncept. Här finns inte minst ett viktigt behov av att

kunna testa implementeringen mot turbinsystem.

Demonstration av konceptet, med möjlighet att testa och utvärdera några utvalda potentiella

systemintegrationskoncept.

För systemintegrationen är det fortsatt aktuellt att gå vidare med noggrannare utvärdering av några

identifierade potentiella koncept. Stödeldning, uppfuktning och rökgasåterföring skulle exempelvis

kunna användas för att kompensera för intermittens, både genom industriell tillämpning och mot fjärr-

värmenät. Emellertid har dessa systemintegrationsmöjligheter endast berörts ytligt i denna studie, var-

för en fortsättning behövs för att kunna bestämma optimal utformning. Vidare ses en stor potential i att

kunna använda EFGT till elproduktion från distribuerade högtemperaturvärmekällor. Emellertid har

det i detta projekt varit mycket svårt att kartlägga dessa, varför en er ingående studie kring detta bör

genomföras.

För fortsatt utveckling av styrsystemet för turbinen och dess integration mot biobränsleeldning behövs

följande:

Verifiering av verkliga lastförändringar. Hur påverkas enheten och den centrala logiken och

dess regulatorer? Tillse att dessa uppför sig på ett förväntat sätt i samtliga tänkbara körscen-

arion.

Verifiera logiken för respektive kringsystem,

Komplettera med alarmvillkor och förstärka kopplingen mellan alarmpresentation och imple-

mentering.

Implementera kommunikation och hårdvarugränssnitt mot kraftelektronik och övriga kringsy-

stem.

63

64

9 Referenser

1. Kjellström, B. Kostnad för el från småskalig kraftvärme, Värmeforskrapport 1237, 2012.

2. Charlie Ma, Marcus Öhman, Josef Olwa, Jonathan Fagerström, Christoffer Boman. Utveckling av

förbränningsteknik vid externeldning av gasturbin för småskalig kraftvärme - Etapp 2: Överföring

av alkaliföreningar till rökgaserna vid direktförbränning av biomassa i rosteranläggning (< 300

kW) och beläggnings-/korrosionsstudier i efterföljande enrörsvärmeväxlare. Energimyndigheten

Rapport nr P31396-2, Juni 2011.

3. K.A. Al-attab, Z.A. Zainal, Performance of high-temperature heat exchangers in biomass fuel

powered externally fired gas turbine systems, Renewable Energy, Volume 35, Issue 5, May 2010,

Pages 913-920

4. D. Vera, F. Jurado, J. Carpio, Study of a downdraft gasifier and externally fired gas turbine for ol-

ive industry wastes, Fuel Processing Technology, Volume 92, Issue 10, October 2011, Pages

1970-1979

5. P. Raman, N.K. Ram, Ruchi Gupta, A dual fired downdraft gasifier system to produce cleaner gas

for power generation: Design, development and performance analysis, Energy, Volume 54, 1 June

2013, Pages 302-314

6. Alberto Traverso, Aristide F. Massardo, Riccardo Scarpellini, Externally Fired micro-Gas Tur-

bine: Modelling and experimental performance, Applied Thermal Engineering, Volume 26, Issue

16, November 2006, Pages 1935-1941

7. Martin Kautz, Ulf Hansen, The externally-fired gas-turbine (EFGT-Cycle) for decentralized use of

biomass, Applied Energy, Volume 84, Issues 7–8, July–August 2007, Pages 795-805

8. Alberto Traverso, Aristide F. Massardo, Riccardo Scarpellini, Externally Fired micro-Gas Tur-

bine: Modelling and experimental performance, Applied Thermal Engineering, Volume 26, Issue

16, November 2006, Pages 1935-1941

9. P. Iora, P. Silva, Innovative combined heat and power system based on a double shaft intercooled

externally fired gas cycle, Applied Energy, Volume 105, May 2013, Pages 108-115

10. Paulo Eduardo Batista de Mello, Deiglys Borges Monteiro, Thermodynamic study of an EFGT

(externally fired gas turbine) cycle with one detailed model for the ceramic heat exchanger, Ener-

gy, Volume 45, Issue 1, September 2012, Pages 497-502

11. S. Soltani, S.M.S. Mahmoudi, M. Yari, M.A. Rosen, Thermodynamic analyses of an externally

fired gas turbine combined cycle integrated with a biomass gasification plant, Energy Conversion

and Management, Volume 70, June 2013, Pages 107-115

12. Frank Cziesla, George Tsatsaronis, Zengliang Gao, Avoidable thermodynamic inefficiencies and

costs in an externally fired combined cycle power plant, Energy, Volume 31, Issues 10–11, August

2006, Pages 1472-1489

13. Bernotat K och Sandström T ”Kraftvärme i svenska tätorter – Aktuell och framtida potential för

kraftvärme från småskaliga anläggningar” Institutionen för Industriell Ekonomi och Organisation,

Kungliga Tekniska Högskolan, Stockholm juli 2011

14. Konvertering av hetvattenpannor till kraftvärmeproduktion RAPPORT F2007:01 ISSN 1103-

4092. Avfall Sverige. Av Anders Norin och Marianne Gyllenhammar, Scandinavian Energy Pro-

ject AB.

15. Opcon Energy Systems AB. Flyer: WASTE TO VALUE. Opcon Powerbox WST-CU. 2012-06.

16. Schmid energy solutions. Flyer: Moving grate-firing system with integrated hot air turbine.

Heissluftturbine_Schmid_ENG_635343005651285014.pdf

17. Turboden: Organic Rankine Cycle (ORC) in Biomass-Fueled CHP presentation, Daniel Theuer

(2010).

65

18. Turboden: ORC Tabella Data 200_300 kW small sizes - ING HR 12-COM.B-6-rev.2. (August

2013).

19. E-rational: ORC1000 Data Sheet 02JAN2015

20. Viking engines: Viking Craft engine flyer 20150601

21. Biomass fired hot air gas turbine with fluidized bed combustion. M Gaderer. G Gallmetzer. H

Spliethoff. Technische Universität München, Ins. for Energy Systems. Applied Thermal Eng. 30

(2010) 1594e1600

22. US - EPA: Catalog of CHP technologies. Section 5 Technology Characterization – Microturbines.

03-2015

23. Hetluftturbin i kombination med fastbränsleeldad hetvattenpanna – Förstudie. H.A. Andersson.

W. Hildebrandt. M. Rydén. E. Wahlman. Värmeforsk rapport 430 (1992).

24. ORC för elproduktion i värmeverk. Värmeforsk 2007. ORC for electricity production in district

heating plants. Experience of biomass fired boilers with electricity production based on ORC.

25. Lönsamhet för småskalig biobränslebaserad kraftvärme – förutsättningar och framtidsutsikter.

Profitability of Small-Scale Combined Heat and Power Production Using Biofuels – Conditions

and Future Prospects. Cecilia Sundberg, Ruben Svensson, Maria Johansson. Institutionen för

energi och teknik Rapport/Report 033. Department of Energy and Technology ISSN 1654-9406.

Swedish University of Agricultural Sciences Uppsala 2011. SLU.

26. High Temperature Biomass Fired Stirling Engine (HTBS). A. Kölling1. 2014. International Con-

ference on Renewable Energies and Power Quality (ICREPQ’14).

27. Short survey in September 2015 on the Web for Swedish bulk pellet delivery (5 to 10 tons). Price

excl. VAT (moms).

28. Schmid energy solutions. Flyer: Moving grate-firing system with integrated hot air turbine.

Heissluftturbine_Schmid_ENG_635343005651285014.pdf

29. Produktionsdatabas sammanställning från Svensk Fjärrvärme 2007. Extract from the data based

recieved from Naturvårdsverket 2014.

30. Enhanced Flue gas condensation technology: ANALYSIS OF A 10MW DEMONSTRATION

PLANT. Hebenstreit et al. 21st European Biomass Conference and Exhibition, 3.6.-7.6.2013, Co-

penhagen. 1

31. Kajsa Persson. High temperature corrosion on heat exchanger material exposed to alkali salt de-

posits. Examensarbete för civilingenjörsexamen i Energiteknik vid Umeå universitet, 2015.

32. M.T. Velázquez, P. Q. Diez, J.A. Francis, C.A. Zaragoza, S.R. Galvan, J. A. Francis, A.R. León.

Delaware Method Improvement for the Shell and Tubes Heat Exchanger Design. Engineering

6(2014) 195-204.

66

SP Sveriges Tekniska Forskningsinstitut

Box 857, 501 15 BORÅS

Telefon: 010-516 50 00, Telefax: 033-13 55 02

E-post: info@sp.se, Internet: www.sp.se

www.sp.se

SP Rapport 2015:

ISBN

ISSN 0284-5172

Mer information om SP:s publikationer: www.sp.se/publ

SP Sveriges Tekniska Forskningsinstitut

Vi arbetar med innovation och värdeskapande teknikutveckling. Genom att vi har

Sveriges bredaste och mest kvalificerade resurser för teknisk utvärdering, mätteknik,

forskning och utveckling har vi stor betydelse för näringslivets konkurrenskraft och

hållbara utveckling. Vår forskning sker i nära samarbete med universitet och högsko-

lor och bland våra cirka 10000 kunder finns allt från nytänkande småföretag till inter-

nationella koncerner.

SP Technical Research Institute of Sweden

Our work is concentrated on innovation and the development of value-adding technology. Us-

ing Sweden's most extensive and advanced resources for technical evaluation, measurement

technology, research and development, we make an important contribution to the competitive-

ness and sustainable development of industry. Research is carried out in close conjunction

with universities and institutes of technology, to the benefit of a customer base of about 10000

organisations, ranging from start-up companies developing new technologies or new ideas to

international groups.