ZAGOSPODAROWANIE CIEPŁA ODPADOWEGO

Z BIOGAZOWYCH AGREGATÓW KOGENERACYJNYCH

W OCZYSZCZALNI ŚCIEKÓW

Autorzy: Michał Bajor, Jan Wajs, Dariusz Mikielewicz

("Rynek Energii" - sierpień 2016)

Słowa kluczowe: oczyszczalnia ścieków, odzysk ciepła, ORC, analiza egzergetyczna

Streszczenie. W pracy opisano koncepcję współpracy biogazowych modułów kogeneracyjnych z niskotempera-

turowym obiegiem parowym. Proponowana modernizacja pozwoliłaby na wykorzystanie entalpii fizycznej spa-

lin, tym samym zwiększając sprawność urządzeń wytwarzających ciepło i energię elektryczną. Tego typu roz-

wiązanie umożliwiłoby częściowe pokrycie zapotrzebowania własnego na energię elektryczną, generując

oszczędności w przedsiębiorstwie. W artykule przedstawiono koncepcję wykorzystania ciepła odpadowego

w obiegu Clausiusa Rankine'a z turbiną kondensacyjną. Dodatkowo jako alternatywną formę zagospodarowania

ciepła odpadowego rozważono zastosowanie organicznego obiegu Rankine'a (ORC), w którym jako czynnik

roboczy zaproponowano alkohol etylowy. Dla przedstawionego rozwiązania wykonano analizę termodyna-

miczną i egzergetyczną oraz zaprezentowano wstępną ocenę ekonomiczną i ekologiczną proponowanej moder-

nizacji.

1. WSTĘP

Polska wraz z akcesją do Unii Europejskiej zyskała wiele korzyści, lecz również przyjęła na

siebie szereg zobowiązań. Jako państwo członkowskie musi spełniać unijne standardy zwią-

zane z odprowadzaniem i oczyszczaniem ścieków komunalnych. Dokumentem do tego zo-

bowiązującym jest Dyrektywa Rady (91/271/EWG) [1]. Określa ona warunki zagospodaro-

wania ścieków, ich oczyszczania oraz zagospodarowania powstałych osadów. Podstawowym

instrumentem wdrażania postanowień wspomnianej dyrektywy w Polsce jest Krajowy Pro-

gram Oczyszczania Ścieków Komunalnych (KPOŚK) zatwierdzony przez Radę Ministrów w

2003 roku z późniejszymi aktualizacjami [2]. Polska jest także zobowiązana przez pakiet kli-

matyczny 3x20% do redukcji emisji CO2, wzrostu efektywności energetycznej oraz zwięk-

szenia udziału produkcji energii ze źródeł odnawialnych.

W związku z powyższym w ramach pracy zaproponowano sposób zwiększenia całkowitej

sprawności urządzeń wytwarzających energię cieplną i elektryczną dla potrzeb oczyszczalni

ścieków. Analizie poddano istniejącą instalację pracującą w oparciu o agregaty kogeneracyj-

ne, które są zasilane biogazem produkowanym na terenie oczyszczalni ścieków. Koncepcja

modernizacji zakłada wykorzystanie entalpii fizycznej spalin silników tłokowych. Dla reali-

zacji celu zaproponowano niskotemperaturowy obieg Clausiusa Rankinea'a (C-R). Dodatko-

wo, jako alternatywną formę utylizacji tego ciepła rozważono zastosowanie organicznego

obiegu Rankinea'a (ORC). Obydwie technologie pozwolą na wyprodukowanie dodatkowej

energii elektrycznej, tym samym zwiększając sprawność ogólną jednostki wytwórczej. Przy-

kłady zastosowania obiegów C-R oraz ORC dla zagospodarowania ciepła odpadowego z

agregatów kogeneracyjnych zaprezentowano w [3,4]. Autorzy przywołanych prac poza aspek-

tami ekologicznymi wskazali korzyści ekonomiczne płynące z tego typu modernizacji, po-

nieważ całkowita sprawność wytwarzania energii elektrycznej w module kogeneracyjnym

może wzrosnąć o kilkanaście procent. Dodatkowym wsparciem dla wzrostu efektywności

produkcji energii przy wykorzystaniu odnawialnych źródeł energii jest Dyrektywa UE

(2012/27/UE) [5], obejmująca szereg technologii kogeneracyjnych.

Dla proponowanej modernizacji wykonano analizę termodynamiczną i egzergetyczną. Ponad-

to określono podstawowe wskaźniki ekonomiczne oraz przedstawiono korzyści ekologiczne.

2. CHARAKTERYSTYKA OCZYSZCZALNI ŚCIEKÓW Z

ELEKTROCIEPŁOWNIĄ BIOGAZOWĄ

Projektowa przepustowość oczyszczalni ścieków przyjętej do modernizacji to 180 000 m3/d

(ok. 900 tys. RLM, Równoważna Liczba Mieszkańców). Oczyszczanie ścieków odbywa się w

dwóch etapach: mechanicznym i biologicznym. W skład urządzeń do mechanicznego oczysz-

czania ścieków wchodzą: kraty płaskie, napowietrzane piaskowniki oraz radialne osadniki

wstępne. W dalszym procesie ścieki trafiają na linię biologicznego oczyszczania ścieków, w

której wykorzystywane są reaktory biologiczne oraz osadniki wtórne.

Produktem oczyszczania ścieków jest odpowiednio osad wstępny (powstający w procesie

oczyszczania mechanicznego ścieków i wydzielany w osadnikach wstępnych) oraz osad nad-

mierny – pochodzący z procesu biologicznego oczyszczania ścieków.

Schemat technologiczny dla procesu oczyszczania ścieków oraz zagospodarowania osadów

ściekowych przy wytwarzaniu biogazu pokazano na rys. 1. W ramach tzw. gospodarki osa-

dowej, wydzielone osady ściekowe poddawane są procesom mieszania, a następnie trafiają

do zamkniętych komór fermentacyjnych (ZKF), gdzie zachodzi proces metanowej fermentacji

osadów. Powstały podczas fermentacji biogaz, jest spalany w czterech silnikach kogeneracyj-

nych (CHP) wchodzących w skład elektrociepłowni biogazowej. Produkowane ciepło w insta-

lacji CHP wykorzystywane jest do pokrycia zapotrzebowania na ciepło zamkniętych komór

fermentacyjnych (ZKF) oraz potrzeb socjalnych. Wytwarzana energia elektryczna w całości

sprzedawana jest do sieci elektroenergetycznej. Wsparciem dla elektrociepłowni, poza sprze-

dażą energii elektrycznej, jest dochód związany ze sprzedażą zielonych oraz czerwonych

świadectw pochodzenia energii.

Rys. 1. Schemat technologiczny oczyszczalni ścieków [6]

Moduły CHP wchodzące w skład elektrociepłowni biogazowej pracują w oparciu o spalinowe silniki gazowe

firmy (MWM) DEUTZ. Typowe parametry modułów kogeneracyjnych zestawiono w tabeli 1.

Tabela 1 Parametry techniczne modułu kogeneracyjnego [7]

Parametry pracy modułu TCG2016C Jednostka Wartość

Typ spalania – Zapłon iskrowy

Liczba cykli pracy – 4

Liczba i układ cylindrów – 16 V

Nominalna prędkość obrotowa obr./min. 1500

Zużycie gazu (LHV = 6,0 kWh/m3) m

3/h 283,7

Temperatura spalin za w.c. spaliny/woda (ekonomizerem) °C 185

Minimalna temperatura spalin (temperatura punktu rosy) °C 150

Znamionowa moc elektryczna kW 716

Znamionowa moc cieplna przy schładzaniu spalin do 185 °C (temp.

wody 90/70 °C) kW 710

Strumień energii chemicznej paliwa kW 1 702 (± 5 %)

Sprawność produkcji energii elektrycznej % 41,7

Sprawność produkcji energii cieplnej % 42,1

Całkowita sprawność modułu % 83,8

3. KONCEPCJA INSTALACJI ODZYSKU CIEPŁA ODPADOWEGO

Źródłem ciepła odpadowego w analizowanym obiekcie są gazy odlotowe z biogazowych mo-

dułów kogeneracyjnych. Okres pracy instalacji z wykorzystaniem obiegów parowych założo-

no na poziomie 8 000 godzin w skali roku. Aby zapewnić ciągłą pracę układu zaproponowano

połączenie kolektorem zbiorczym cztery ciągi gazów odlotowych oraz posadowienie na

wspólnym ciągu kominowym wymiennika ciepła typu parownik, pełniącego funkcję górnego

źródła ciepła dla obiegu parowego. Schemat proponowanej koncepcji układu odzysku ciepła

odpadowego przedstawiono na rys. 2.

Rys. 2. Schemat koncepcji instalacji odzysku ciepła

Tworzenie instalacji większej mocy jest uzasadnione ekonomicznie i posiada przewagę nad

czterema układami mniejszej mocy. Natomiast odzysk ciepła ze zbiorczego ciągu kominowe-

go pozwoli na pracę układu w kilku konfiguracjach modułów przy zapewnieniu stałego odzy-

sku ciepła. Ciepło skraplania w obiegu parowym będzie uwalniane do otoczenia

w chłodni wentylatorowej.

W celu wyznaczenia ilości ciepła odpadowego wykorzystano sprawozdanie z badań gazów

odlotowych, które zostało wykonane w ramach pomiarów gwarancyjnych instalacji w zakre-

sie emisji zanieczyszczeń. Wydatek objętościowy gazów odlotowych dla jednego modułu

kogeneracyjnego wynosi 1,08 um3/s, a temperatura to ok. 185 ˚C.

Ograniczeniem temperaturowym dla schładzania spalin jest temperatura punktu rosy. Poniżej

tej temperatury z gazów odlotowych zaczyna wykraplać się para wodna, co w obecności

związków siarki wpływa korozyjnie na instalację transportu gazów, aczkolwiek można sobie

wyobrazić nowoczesny wymiennik, w którym odebrane zostanie także ciepło kondensacji

pary wodnej ze spalin. Na chwilę obecną przemysł obawia się wdrożenia tego typu koncepcji

ze względu na potencjalną korozyjność skroplin, niemniej prace w tym kierunku są podejmo-

wane [8]. Rozpatrując takie rozwiązanie można by osiągnąć dwukrotnie większą ilość ciepła

do odzysku. Jednakże dla potrzeb obliczeń założono temperaturę na poziomie 150 °C. Jest to

temperatura zalecana przez producenta silnika, w przypadku zasilania silnika biogazem

oczyszczalnianym [7].

Strumień ciepła możliwy do zagospodarowania z jednego silnika kogeneracyjnego oszaco-

wano na poziomie 50,8 kW. W związku ze zmienną gospodarką biogazu na terenie oczysz-

czalni ścieków założono odzysk ciepła tylko dla 3 z 4 jednocześnie pracujących modułów

kogeneracyjnych. W związku z powyższym maksymalny strumień ciepła odpadowego jaki

można zagospodarować w obiegu parowym to około 152 kW. Dla takiej wartości górnego

źródła ciepła rozpatrzono dwa obiegi parowe: jeden z wykorzystaniem pary wodnej (C-R), a

drugi z alkoholem etylowym (ORC) jako czynnikiem roboczym. Mając za tło klasyczny obieg

C-R, można zauważyć, że zasadniczą różnicę w obiegu ORC stanowi fakt zastosowania orga-

nicznego czynnika niskowrzącego jako czynnika roboczego. Czynnik organiczny wytypowa-

no na podstawie doświadczeń zdobytych przez autorów podczas prowadzenia prac nad proto-

typową mikrosiłownią domową [9]. Dla porównania obu czynników (para wodna, alkohol

etylowy) w tabeli 2 zestawiono ich wybrane właściwości termodynamiczne.

Tabela 2 Wybrane własności czynników roboczych [10]

Para

wodna

H2O

Etanol

C2H5OH

Temperatura

punktu krytycznego, C 373,95 240,75

Ciśnienie

w punkcie krytycznym, MPa 22,064 6,148

Masa molowa, kg/mol 18,015 46,068

Normalny punkt wrzenia, C 99,97 78,24

Ciepło parowania przy ciśnieniu normalnym, kJ/kg 2256,5 850,0

4. ANALIZA TERMODYNAMICZNA

Analizę termodynamiczną przeprowadzono zgodnie ze schematem obliczeniowym dla obiegu

Clausiusa-Rankine’a, z założeniem sprawności wewnętrznej turbiny (85 % [11]) oraz pompy

(80 %). Sprawność mechaniczno-elektryczną turbogeneratora założono na poziomie 90 %.

Do wyznaczenia wartości parametrów kalorycznych czynnika roboczego w punktach węzło-

wych obiegu ORC wykorzystano program Refprop 9.0 [10].

Pierwszym etapem analizy termodynamicznej było wyznaczenie temperatury parowania

czynników.

W tym celu wykorzystano zalecenia metody pinch [12]. Metoda ta pozwala wyznaczyć opty-

malne warunki doprowadzania ciepła, co odpowiada założeniu minimalnej różnicy temperatur

(ΔTmin) między czynnikami wymieniającymi ciepło w wymiennikach. W przypadku prezen-

towanych obliczeń dla obydwu czynników wartość ΔTmin założono na poziomie 10 K. Czyn-

niki robocze przyjęte do analizy zaliczane są do grupy czynników mokrych, czyli takich dla

których ekspansja rozpoczęta na krzywej nasycenia pary czynnika zawsze ma swój koniec w

obszarze pary mokrej [13]. W związku z tym dla zapewnienia odpowiedniego stopnia sucho-

ści pary czynnika na końcu ekspansji (x > 0,85), zadecydowano o przegrzaniu pary czynnika

przed turbiną. Przebieg temperatur dla rozpatrywanych czynników oraz gazów odlotowych,

wykreślony w oparciu o metodę pinch, zaprezentowano na rys. 3. Temperaturę kondensacji

czynnika założono na poziomie 40 ˚C. Kondensat zostanie dochłodzony o 5 K względem

temperatury nasycenia. Temperatury oraz korespondujące z nimi ciśnienia zestawiono w tabe-

li 3.

Rys. 3. Przebieg temperatur w parowniku dla: A - pary wodnej, B - etanolu

Tabela 3 Parametry termiczne parowania / skraplania czynników roboczych w obiegu parowym

Jedn. Czynnik roboczy

Para wodna Etanol

Parowanie(temperatura

i ciśnienie nasycenia)

C 140 152

kPa 362 1033

Przegrzanie czynnika C 35 23

Skraplanie(temperatura

i ciśnienie nasycenia)

C 40 40

kPa 7,4 18,0

Dochłodzenie skroplin C 5 5

Parametry pary wodnej oraz etanolu w punktach węzłowych obiegu obliczono w programie

Refprop i przedstawiono w tabeli 4. Notacja punktów węzłowych w obiegu parowym jest

spójna z rys. 2.

Tabela 3 Parametry pary wodnej i etanolu w punktach węzłowych obiegu parowego

t, °C p, kPa ρ, kg/m3 h, kJ/kg s, kJ/kgK x, -

Para wodna

1. 175,0 361,54 1,79 2810,3 7,108 –

2. 40,0 7,39 0,06 2303,6 7,394 0,89

3. 35,0 7,39 993,99 146,6 0,505 –

4. 35,0 361,54 994,14 147,1 0,505 –

Etanol

1. 175,0 1033,16 14,35 1414,3 4,088 –

2. 40,0 18,03 0,32 1198,5 4,210 0,99

3. 35,0 18,03 776,84 286,9 1,299 –

4. 35,3 1033,16 777,56 288,5 1,300 –

Wyniki analizy termodynamicznej zestawiono w tabeli 5. Zgodnie z początkowym założe-

niem, okres pracy instalacji parowej w skali roku to 8 000 godzin.

Tabela 5 Wyniki analizy termodynamicznej dla wybranych czynników roboczych

Jedn.

Czynniki

robocze

Para wodna Etanol

Strumień masy czynnika kg/s 0,057 0,135

Teoretyczna

moc turbogeneratora kW 26,03 26,23

Teoretyczna moc pompy kW 0,03 0,22

Teoretyczna moc cieplna skraplacza kW 123,10 123,08

Sprawność teoretyczna obiegu % 17,11 17,11

Sprawność obiegu Carnota % 31,24 31,24

Energia elektryczna

produkowana w skali roku MWh/rok 208,03 208,16

Na podstawie przeprowadzonej analizy termodynamicznej można stwierdzić, że wskazane

czynniki robocze są odpowiednie do zastosowania w instalacji odzysku energii w rozpatry-

wanym zakresie temperaturowym. Oba obiegi, tj. C-R i ORC z etanolem jako czynnikiem

roboczym, prezentują porównywalne sprawności termiczne oraz pozwalają na wyprodukowa-

nie energii elektrycznej w skali roku na poziomie 208 MWh. Warto zauważyć, że obieg ORC

w odniesieniu do obiegu C-R wymaga mniejszego przegrzewu czynnika, jednocześnie za-

pewniając odpowiedni stopnień suchości na końcu ekspansji w turbinie (x > 0,85). Mniejszy

przegrzew ma istotny wpływ na gabaryty wymiennika ciepła typu parownik, a tym samym na

jego koszt. Natomiast wyższy stopień suchości może korzystnie wpłynąć na pracę turbiny,

zmniejszając efekt erozyjny na łopatkach turbiny.

5. ANALIZA EGZERGETYCZNA

Analiza egzergetyczna jest miarą jakościowego wykorzystania dostępnej energii. Sama eg-

zergia jest maksymalną pracą jaką może wykonać układ dążąc do równowagi termicznej z

otoczeniem, tzw. stanu martwego [12], w procesie przemian odwracalnych. Oceny strat eg-

zergetycznych dokonano dla poszczególnych elementów instalacji. Każdy analizowany ele-

ment rozpatrywano jako układ termodynamiczny otwarty, tj.

vpctz BBBBB , (1)

gdzie:

zB – zmiana strumienia egzergii dostarczonego do wytwornicy pary, tB – zmiana strumie-

nia egzergii podczas ekspansji w turbinie, cB – zmiana strumienia egzergii wynikająca z

transportu ciepła skraplania do otoczenia na skutek zainstalowania chłodnicy wentylatorowej,

pB – zmiana strumienia egzergii podczas podnoszenia ciśnienia w pompie, vB – strata egzer-

getyczna związana z wymianą ciepła w wytwornicy pary.

Do wyznaczenia strumieni egzergii konieczna jest znajomość egzergii właściwej w punktach

węzłowych obiegu parowego, którą wyznaczono z zależności:

otiototii ssThhb (2)

gdzie:

bi– egzergia właściwa w charakterystycznym punkcie węzłowym, hi– entalpia właściwa w

charakterystycznym punkcie węzłowym, hot– entalpia właściwa dla temperatury otoczenia,

Tot– temperatura otoczenia, si– entropia właściwa w charakterystycznym punkcie węzłowym,

sot– entropia właściwa dla temperatury otoczenia.

Bilans strumieni egzergii dla poszczególnych urządzeń można zapisać następująco:

turbina

gg BPBB 21 (3)

gdzie: gB - straty generatora,

gP - moc na zaciskach generatora;

skraplacz

cBΔBB 32 (4)

gdzie: cB - straty wynikające z oddawania ciepła do otoczenia;

pompa

spsp BΔBBΔBBN 34 (5)

gdzie: Np - moc potrzebna do napędu pompy,

sB - straty w silniku;

wytwornica pary

vqvz BBBΔBBBΔ 41 (6)

gdzie: zB - strumień egzergii doprowadzony do wytwornicy pary, qB - strumień egzergii do-

starczony do czynnika, vB - straty związane z wymianą ciepła.

Strumień egzergii doprowadzony do wytwornicy pary określono jako

QT

TB

srspalin

ot

z

1 , (7)

gdzie: Tot - temperatura otoczenia, Tspalin śr - średnia temperatura gazów odlotowych (w wy-

mienniku ciepła typu parownik), Q - strumień ciepła dostarczony do obiegu.

Sprawność egzergetyczną dla obiegu parowego można zapisać jako

z

pg

BB

NP

, (8)

gdzie:

Pg - moc na zaciskach generatora, Np - moc potrzebna do napędu pompy, zB - zmiana stru-

mienia egzergii dostarczonego do układu.

5.1. Zestawienie wyników analizy egzergetycznej obiegów parowych

Egzergię właściwą czynników roboczych w charakterystycznych punktach węzłowych obiegu

wyznaczono z uwzględnieniem następujących założeń:

- sprawność wewnętrzna turbiny ɳT = 0,85,

- sprawność wewnętrzna pompy ɳP = 0,80,

- sprawność generatora ɳG = 0,90.

W obliczeniach założono temperaturę otoczenia na poziomie 9 °C. Jest to średnia temperatura

dla rozpatrywanego regionu [14]. Entalpia oraz entropia właściwa czynników roboczych w

temperaturach otoczenia wynosi odpowiednio hot = 37,82 kJ/kg i sot = 0,136 kJ/(kg·K) dla

pary wodnej oraz hot = 220,90 kJ/kg i sot = 1,075 kJ/(kg·K) dla etanolu. W tabeli 6 zestawiono

poszczególne strumienie egzergii dla obu czynników. Podobnie jak w analizie termodyna-

micznej, wyniki analizy egzergetycznej dla obu czynników roboczych są na porównywalnym

poziomie. Sprawność egzergetyczna obiegów wynosi około 47,6 %. Największą część strat

egzergetycznych (około 42 %) stanowi proces związany z kondensacją pary. Niedoskonałość

procesu wymiany ciepła w wytwornicy pary stanowi 31 % całości. Natomiast udział turboge-

neratora w stratach egzergetycznych szacuje się na około 26 %.

Tabela 6. Strumienie egzergii dla poszczególnych elementów obiegu parowego

Czynnik

Para wodna Etanol

Element insta-

lacji Zmiana strumienia egzergii Oznaczenia Wartość, kW

Wytwornica

pary

strumień egzergii dostarczony do czynnika qB 45,677 45,769

straty związane z wymianą ciepła vB 8,997 8,905

Turbina ekspansja w turbinie tB 33,520 33,779

straty generatora gB 7,491 7,548

Skraplacz straty wynikające z oddawania ciepła do otoczenia cB 12,178 12,170

Pompa podnoszenia ciśnienia p

B 0,021 0,180

straty silnika pompy sB 0,005 0,040

Strumień egzergii dostarczony do obiegu zB 54,674 54,674

Sprawność egz. ηB, %

47,56 47,57

6. ANALIZA EKONOMICZNA

Mając na uwadze porównywalne wyniki przeprowadzonych analiz (termodynamicznej i eg-

zergetycznej) oraz uwzględniając potencjalną dostępność urządzeń na rynku, dla potrzeb oce-

ny ekonomicznej wytypowano obieg C-R. Wstępnego doboru oraz wyceny urządzeń dokona-

no w oparciu o konsultacje z ich producentami oraz dystrybutorami. Całkowity koszt inwe-

stycji (Ki) z podziałem na ceny poszczególnych urządzeń zestawiono w tabeli 7.

Tabela 7. Szacunkowy koszt inwestycji (netto)

Składowa inwestycji Koszt [zł]

Turbina wraz z generatorem 113 700

Skraplacz 35 200

Pompa 5 400

Wytwornica pary 27 900

Armatura, instalacja automatyki 40 000

Dokumentacja techniczna 20 000

Robocizna 55 000

SUMA: 297 200

6.1. Roczny przychód brutto inwestycji

Generowany zysk z inwestycji związany jest ze sprzedażą wyprodukowanej energii elek-

trycznej oraz ze sprzedażą świadectw pochodzenia energii. Oznacza to, że roczny przychód

można zapisać jako:

zceec CCER . (9)

Użyte w powyższym wzorze oznaczenia określa się jako: Ec - wyprodukowaną energię netto

w obiegu C-R z uwzględnieniem zapotrzebowania na zasilanie pompy czynnika, wentylato-

rów w instalacji skraplania oraz zapotrzebowania własnego na poziome 10 % produkowanej

energii. Całkowitą energię elektryczną, którą można wykorzystać do uzyskania przychodu

szacuje się na 187,24 MWh/a.

Dla wykonywanej analizy zakładany okres referencyjny (n) to 15 lat. W modelu wyznaczania

przychodu związanego z produkcją energii elektrycznej przyjęto roczny przyrost kursu ener-

gii elektrycznej oraz wartości świadectw energetycznych na poziomie 1 %.

Szacowany roczny przychód (R) ze sprzedaży energii elektrycznej oraz certyfikatów dla

pierwszego roku wynosi 89 317 zł.

6.2. Finansowanie oraz koszty związane z inwestycją

W analizie ekonomicznej proponowanej modernizacji założono, że nakłady inwestycyjne

zostaną pokryte w 60% z kapitału obcego (Ko) i 40% kapitału własnego (Kw). Koszt kapitału

obcego związany jest z oprocentowaniem bankowym, które założono na poziomie 6%, nato-

miast koszt kapitału własnego to 7%. Całkowite roczne koszty bieżące związane z inwestycją

można określić jako

sec KKK . (10)

Powyższy zapis określa całkowite roczne koszty jako sumę kosztów eksploatacyjnych i sta-

łych. Koszty eksploatacyjne związane są z utrzymaniem jednego etatu przy obsłudze urzą-

dzeń oraz kosztem ubezpieczeń i serwisu. Ich wartość ustalono na podstawie poniższego wzo-

ru

iee KrK , (11)

gdzie współczynnik re dla proponowanej inwestycji został założony na poziomie 0,05. W mo-

delu ekonomicznym założono dodatkowo roczny przyrost kosztów eksploatacyjnych na po-

ziomie 1 %. Szacunkowe koszty eksploatacyjne dla pierwszego roku zakłada się na poziomie

14 860 zł.

Koszty stałe związane są z finansowaniem inwestycji i określa się je jako:

AKKOKWS KVKKK , (12)

gdzie:

KKW – koszt kapitału własnego wKW KK %7 ,

KKO – koszt kapitału obcego oKO KK %6 ,

VK – rata kapitałowa nKV oK / ,

KA – amortyzacja liniowa w okresie 15-letnim, nKK iA / .

Roczne koszty stałe szacuje sie na poziomie 42 797 zł. Natomiast całkowite roczne koszty

bieżące w pierwszym roku prognozuje się w wysokości 57 657 zł.

Koszt jednostkowy produkowanej energii elektrycznej dla proponowanej inwestycji wynosi

308 zł/MWh dla pierwszego roku pracy instalacji i maleje do 270 zł/MWh dla roku piętnaste-

go. Koszt ten wyznacza sie na podstawie poniższej zależności:

c

c

jE

KK (13)

6.3. Dochód roczny i okres zwrotu inwestycji

Zysk operacyjny (EBIT) - GP, jest to zysk nie uwzględniający podatku dochodowego. Okre-

ślany jest jako różnica rocznych przychodów i całkowitych kosztów

cKRGP . (14)

Podatek dochodowy wynosi 18% i wyliczany jest na podstawie zysku operacyjnego jako

GPD 18,0 . (15)

Rzeczywisty dochód związany z inwestycją określa się jako

DGPNP . (16)

Dla proponowanej modernizacji szacowany okres zwrotu inwestycji to ok. 10 lat. Dla wyko-

nania pełnej analizy ekonomicznej inwestycji wyznaczono zaktualizowaną wartość netto

(NPV). Dla przyjętej stopy dyskonta na poziomie 6%, wartość bieżąca inwestycji jest dodat-

nia i wynosi około 16 tys. złotych. Oznacza to, że suma zdyskontowanych wpływów w okre-

sie referencyjnym jest wyższa niż początkowe nakłady. Dodatkowo wyznaczono wewnętrzną

stopę zwrotu IRR, która dla założonych kosztów oraz przychodów szacuje sie na 6,78 %.

Na podstawie przeprowadzonej analizy można stwierdzić, że proponowana modernizacja ma

uzasadnienie ekonomiczne. Okres jej zwrotu jest krótszy niż przewidywany okres referencyj-

ny, a końcowa wartość inwestycji jest dodatnia. Warto zauważyć, że tak korzystne wyniki

prezentowanej analizy związane są z dodatkowymi dopłatami podczas sprzedaży energii elek-

trycznej. W przypadku braku dopłat związanych z certyfikacją pochodzenia energii, inwesty-

cja staje się nieopłacalna. Powodem takiej sytuacji jest wysoki jednostkowy koszt wytwarza-

nia energii elektrycznej, który przewyższa cenę sprzedaży energii elektrycznej. Jednakże w

przypadku rozpatrywanej modernizacji, dla której podstawowym paliwem jest biogaz, poten-

cjalnemu inwestorowi przysługują prawa do czerpania korzyści z certyfikacji produkowanej

energii.

7. OCENA EKOLOGICZNA INWESTYCJI

Produkcja energii elektrycznej z energii odpadowej korzystnie wpływa na środowisko natu-

ralne, nie emitując dodatkowych szkodliwych zanieczyszczeń. W prezentowanej ocenie eko-

logicznej określono stopień emisji zanieczyszczeń generowanych w trakcie produkcji energii

elektrycznej z wykorzystaniem konwencjonalnych źródeł energii.

Jedną z metod oceny środowiskowej jest metoda LCA (Life Cycle Assesment), pozwalająca

określić potencjalny wpływ inwestycji na środowisko począwszy od pozyskania produktów,

przez produkcję, użytkowanie, aż do likwidacji. Zasady i wymagania określające wykorzysta-

nie metody LCA zostały szczegółowo opisane przez Międzynarodowy Komitet Normaliza-

cyjny w normie PN-EN ISO 14040:2009 [16].

Dla potrzeb prezentowanej analizy z pracy [17] zaczerpnięto wskaźniki emisji zanieczyszczeń

wyznaczone przy użyciu metody LCA. Określają one emisję zanieczyszczeń przypadającą na

każdy kilowat zainstalowanej mocy elektrycznej dla różnych form wytwarzania energii. Emi-

sję głównych gazów cieplarnianych podczas produkcji energii elektrycznej, zaprezentowano

w tabeli 8. Zestawiono w niej również potencjalną oszczędność dla środowiska naturalnego

podczas produkcji energii elektrycznej z energii odpadowej. Dla przypomnienia moc turboge-

neratora w instalacji odzysku ciepła wyniosła około 26 kW, a okres pracy instalacji w skali

roku to 8 000 godzin.

Na podstawie wykonanej analizy środowiskowej oszacowano korzyści związane z redukcją

emisji szkodliwych zanieczyszczeń generowanych do środowiska wykorzystując energię od-

padową. Autorzy są świadomi, że dla pełnej zgodności z metodą LCA należy dodatkowo

uwzględnić wpływ na środowisko etapu związanego z produkcją oraz utylizacją modułu od-

zysku ciepła. Jednakże ze względu na wstępny charakter oceny ekologicznej dopuszczono

takie odstępstwo.

Tabela 8. Wyniki analizy ekologicznej

Źródło energii pierwotnej

wykorzystane do produkcji

energii elektrycznej

Emisja gazów cieplarnianych,

g / 1 kWel

Redukcja emisji przy wykorzystaniu

energii odpadowej

CO2 CH4 N2O CO2,

t/rok

CH4,

kg/rok

N2O,

kg/rok

Węgiel kamienny

(kogeneracja - 40 %) 714,844 2,002 0,034 148,7 416,4 7,1

Węgiel kamienny 1191,408 3,337 0,057 247,8 694,1 11,9

Węgiel brunatny

(kogeneracja - 40 %) 784,877 0,042 0,056 163,3 8,7 11,6

Węgiel brunatny 1308,131 0,070 0,093 272,1 14,6 19,3

Gaz ziemny

(kogeneracja 37,5 %) 376,519 0,230 0,010 78,3 47,8 2,1

Gaz ziemny 602,432 0,367 0,017 125,3 76,3 3,5

Biogaz

(kogeneracja 68,3 %) 28,154 0,372 0,005 5,9 77,4 1,0

Biogaz 88,835 1,173 0,015 18,5 244,0 3,1

8. PODSUMOWANIE

W artykule przedstawiono oryginalną koncepcję zagospodarowania energii odpadowej w

elektrociepłowni biogazowej. Zakłada ona wykorzystanie ciepła odpadowego pochodzącego z

modułów kogeneracyjnych do produkcji energii elektrycznej. Dla odzysku ciepła rozważono

zastosowanie obiegu Clausiusa Rankine'a oraz (jako alternatywę) organiczny obieg Rankine'a

z etanolem jako czynnikiem roboczym. Dla rozpatrywanej modernizacji wykonano analizę

termodynamiczną, egzergetyczną, ekonomiczną oraz wstępną ocenę środowiskową.

Podstawowe wskaźniki analizy termodynamiczej oraz egzergetycznej przy założonych tempe-

raturach górnego i dolnego źródła ciepła są na porównywalnym poziomie i wynoszą odpo-

wiednio: sprawność termiczna (ok. 17 %), produkowana energia elektryczna w skali roku (ok.

208 MWh) oraz sprawność egzergetyczna (ok 48 %). Na podstawie wykonanej oceny ekono-

micznej rozważaną modernizację można uznać za opłacalną. Jej wstępny koszt netto wyniósł

około 297 tysięcy złotych, a planowany okres zwrotu inwestycji (przy rocznym zysku na po-

ziomie 26 tysięcy złotych) szacuje się na około 10 lat. Powodem tak korzystnej oceny jest

ciągła praca instalacji w skali roku (8 000 godzin) oraz dodatkowe źródło przychodu związa-

ne z certyfikacją pochodzenia energii elektrycznej. Wstępna ocena ekologiczna określiła po-

tencjalną redukcję emisji gazów cieplarnianych do atmosfery poprzez zmniejszenie zużycia

paliw pierwotnych na przykładzie innych konwencjonalnych źródeł energii.

W opinii autorów zastosowanie odzysku energii w rozpatrywanej oczyszczalni może przy-

nieść nie tylko profity finansowe dla potencjalnego inwestora, ale także korzyści dla środowi-

ska naturalnego.

LITERATURA

[1] Dyrektywa Rady 91/271 EWG, dotycząca oczyszczania ścieków komunalnych, 21 maj

1991.

[2] Ministerstwo Środowiska, Krajowy Program Oczyszczania Ścieków Komunalnych, War-

szawa, grudzień 2003.

[3] Szwaja S.: Produkcja energii elektrycznej z ciepła spalin agregatu kogeneracyjnego,

Rynek Energii Nr 6 (115), 2014.

[4] Cieśliński A., Kosowski K., Piwowarski M., Stępień R., Włodarski W.: Analiza obiegów

kogeneracyjnych z silnikami tłokowymi i mikroturbinami, Rynek Energii Nr 6 (121), 41-

46, 2015.

[5] Dyrektywa Parlamentu Europejskiego i Rady 2012/27/UE, w sprawie efektywności

energetycznej, 25 październik 2012.

[6] Charakterystyka Oczyszczalni Ścieków Gdańsk Wschód, strona internetowa:

http://www.sng.com.pl/Portals/2/dok/Ulotki%20i%20foldery/Zielona_oczyszczalnia_fold

er_31_10_2013.pdf, pobrana dnia 10.12.2015r.

[7] Karta charakterystyki silnika MWM TCG2016C, strona internetowa:

http://powrmgt.com/wp-content/themes/sliding-

door/img/us_mwm_tcg2016c_60hz_0912%5B1%5D-1.pdf, pobrana dnia 15.12.2015r.

[8] Szulc P., Tietze T., Wójs K., Kudela H., Kozłowski T.: One-dimensional mathematical

model of a flue gas/water condensing heat exchanger with steam condensation for a

900MW brown coal fired power unit, Journal of Energy Science, vol. 1, No. 2, 93-102,

2012.

[9] Wajs J., Mikielewicz D., Woźnowska M.: Gazowy kocioł kogeneracyjny - badania proto-

typu, Instal Nr1 (369), 11-17, 2016.

[10] NIST Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties – REFPROP w wersji

9.0, 2010.

[11] Stępień R.: Wybrane zagadnienia projektowania wielostopniowych mikroturbin osio-

wych, Instytu Maszyn Przepływowych PAN, 2013.

[12] Szargut J.: Analiza egzergetyczna procesów cieplnych, ITC Politechniki Śląskiej, 1996.

[13] Mikielewicz D., Mikielewicz J.: A thermodynamic criterion for selection of working fluid

for subcritical and supercritical domestic micro CHP. Applied Thermal Engineering,

vol. 30, 2357-2362, 2010.

[14] Dane klimatyczne IMiGW, strona internetowa: http://www.imgw.pl/klimat/, pobrane

dnia 10.01.2016 r.

[15] Prezes Urzędu Regulacji Energetyki: Informacja Nr 3 / 2013, w sprawie zwaloryzowanej

jednostkowej opłaty zastępczej jaką należy stosować celu obliczenia opłaty zastępczej

przy realizacji obowiązku, o którym mowa w art. 9a ust. 1 ustawy – Prawo energetyczne

za rok 2015, 16 luty 2015.

[16] Norma PN-EN ISO 14040:2009, Zarządzanie środowiskowe - Ocena cyklu życia - Zasa-

dy i struktura, 2009

[17] Namyślak Ł.: Ocena obciążenia środowiska przy produkcji energii elektrycznej przy po-

mocy metody LCA, Inżynieria Rolnicza Nr 4 (139), 285-293, 2012.

WASTE HEAT UTILISATION FROM COGENERATION SET IN SEWAGE PLANT

Key words: sewage treatment plant, heat recovery, ORC, exergy analysis

Summary. In the paper the idea of combined operation of the biogas CHP module with the low-temperature

cycle is presented. The proposed modernization would allow utilization of exhaust gases enthalpy to increase

efficiency of thermal and electrical energy production. This solution allows partial covering of the local electrici-

ty demand and at the same time causes savings and unloads the electrical power system. The article presents the

concept of the waste heat utilization in Rankine cycle with a condensing turbine. Additionally, Organic Rankine

Cycle (ORC) with ethanol as a working fluid was considered as an alternative form of waste heat. For the mod-

ernization thermodynamic and exergy analyses were carried out. Some basic economical and ecological indica-

tors were also discussed.

Adnotacja: Referat przedstawiony na konferencji: Energetyka Gazowa 2016, Zawiercie 20-22

kwietnia 2016

Michał Bajor, mgr inż., doktorant Politechniki Gdańskiej na Środowiskowym Studium Dok-

toranckim ”Współczesne Technologie i Konwersja Energii”, e-mail: Michal.Bajor@pg.gda.pl

Jan Wajs, dr inż., adiunkt w Katedrze Energetyki i Aparatury Przemysłowej na Wydziale

Mechanicznym Politechniki Gdańskiej, członek sekcji Termodynamiki Komitetu Termody-

namiki i Spalania PAN, e-mail: janwajs@pg.gda.pl

Dariusz Mikielewicz, prof. dr hab. inż., kierownik Katedry Energetyki i Aparatury Przemy-

słowej na wydziale Mechanicznym Politechniki Gdańskiej, członek Prezydium Komitetu

Termodynamiki i Spalania PAN oraz Komitetu Problemów Energetyki przy Prezydium PAN,

e-mail: Dariusz.Mikielewicz@pg.gda.pl