mikro-orc-energianmuuntimen suorituskyvyn todentaminen
LAPPEENRANNAN TEKNILLINEN YLIOPISTO School of Energy Systems Energiatekniikan koulutusohjelma Diplomityö Timo Koponen MIKRO-ORC-ENERGIANMUUNTIMEN SUORITUSKYVYN TODENTAMINEN JA KAUPALLISTAMINEN Työn 1. tarkastaja: Akatemiatutkija Teemu Turunen-Saaresti Työn 2. tarkastaja: Professori Jari Backman TIIVISTELMÄ Lappeenrannan teknillinen yliopisto School of Energy Systems Energiatekniikan koulutusohjelma Timo Koponen Mikro-ORC-energianmuuntimen suorituskyvyn todentaminen ja kaupallistaminen Diplomityö 2015 103 sivua, 44 kuvaa, 14 taulukkoa ja 5 liitettä. Tarkastajat: Akatemiatutkija Teemu Turunen-Saaresti Professori Jari Backman Hakusanat: ORC, hukkalämpö, suurnopeus, suorituskyky, kaupallistaminen Tässä työssä esitellään yleisesti ORC-prosessi, sen toimintaperiaate ja käyttökohteet. Työn tavoitteena oli todentaa diesel-moottorin savukaasujen lämpöenergian sähköenergiaksi muuntavan mikro-ORC-energianmuuntimen suorituskyky. Suorituskyky pyrittiin toteamaan laskemalla laboratoriomittauksista saadusta datasta koelaitoksen sähköntuotannon hyötysuhde ηe ja vertaamalla sitä mallinnuksessa laskettuun ηe :seen. Esitys käytännöstä suorituskyvyn todentamiseen kuuluu työn sisältöön. Koelaitoksen suorituskykyä ei pystytty toteamaan turbogeneraattoriin liittyvien ongelmien vuoksi. Tarkasteltavaksi tähän työhön jäi koelaitoksen suorituskykyyn olennaisesti liittyvien laitoskomponenttien toiminta niille tyypillisten mittausdatasta laskettujen tunnuslukujen kautta. Koelaitoksella käytettyjen lämmönsiirrinten todettiin olevan kykeneviä siirtämään tarpeeksi lämpöenergiaa 130 kW jarruteholla toimivan diesel-moottorin savukaasujen lämmöstä sähköenergian tuotantoon. Laitoksen kaupallistamista tarkasteltiin asiakkaan ja valmistajan näkökulmasta. Tarkasteluun sisältyi katsaus kaupalliseen versioon kuuluvista ominaisuuksista, alihankinnasta ja säädöksistä, jotka laitoksen on täytettävä markkinoille päästäkseen. ABSTRACT Lappeenranta University of Technology School of Energy Systems Degree Programme in Energy technology Timo Koponen Proofing of performance and commercialization of a micro ORC power plant Master’s thesis 2015 103 pages, 44 figures, 14 tables and 5 appendices. Examiners: Academy Research Fellow Teemu Turunen-Saaresti Professor Jari Backman Keywords: ORC, waste heat, high-speed, performance, commercialization This thesis reviews working principles and possible applications of Organic Rankine Cycle (ORC). Research target of this thesis was to verify the performance of a micro ORC power plant. In order to do so the electrical efficiency ηe was ment to be calculated from the data from laboratory tests and to be compared it to a ηe calculated via modelling. Testing facility was built in a laboratory of the Lappeenranta University of Technology. Due to problems of the turbogenerator any electricity wasn’t produced so it was impossible to calculate the electrical efficiency. Performance of the essential components of the testing facility, which have an effect to ηe were investigated through their typical performance factors. It was verified that components and the process were functioning as planned. Commercialization was investigated from both customer’s and manufacturer’s view. Overview of a beneficial features of a commercial version, outsourcing and legislative questions are included to an investigation. Alkusanat Tämä diplomityö on tehty Lappeenrannan teknillisessä yliopistossa vuonna 2015. Työn ohjaajana toimi TkT Antti Uusitalo. Suuri kiitos kuuluu Suur-Savon Energiasäätiölle, jonka myöntämä stipendi mahdollisti tämän työn tekemisen. Kiitokset kuuluvat myös asiantuntevalle ohjaajalleni, jolta sain aina apua sitä pyydettäessä sekä opiskelukavereilleni, joilta sain apua ja ohjausta minulle tuntemattomissa aiheissa ja joiden kanssa pohdimme yhdessä joskus pieniäkin yksityiskohtia. Juha Honkatukiaa tahdon kiittää tekstin oikoluvusta kuten myös hänen antamistaan hyvistä vinkeistä ja huomautuksista diplomityöhöni liittyen. Perhettäni haluan kiittää heiltä saamastani tuesta ja kannustuksesta opiskeluni aikana ja opiskeluissani. Lisäksi haluan kiittää rakasta avovaimoani siitä, että hän piristi minua kauniilla hymyllään tämän projektin aikana. Lappeenrannassa 10. marraskuuta 2015 Timo Koponen 5 SISÄLLYSLUETTELO Symboliluettelo 8 1 Johdanto 11 1.1 Työn tavoitteet . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 1.2 Työn sisältö . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12 1.3 Työssä käytetyt menetelmät . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13 2 ORC-laitos 14 2.1 Toimintaperiaate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14 2.2 Pääkomponentit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16 2.2.1 Turbiini . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17 2.2.2 Rekuperaattori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18 2.2.3 Lauhdutin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 2.2.4 Pumppu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21 2.2.5 Höyrystin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21 2.3 Lämmönlähteet . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23 2.4 Kiertoaine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 2.4.1 Kyllästyskäyrä ja ryhmäjako . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26 2.4.2 Siloksaanit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27 2.5 Ympäristövaikutukset . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28 2.6 Tunnusluvut . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29 2.6.1 Sähköntuotannon hyötysuhde . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29 2.6.2 Turbiini . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30 2.6.3 Pumput . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 2.6.4 Höyrystin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 2.6.5 Rekuperaattori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33 2.6.6 Lauhdutin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33 3 Mikro-ORC-energianmuunnin 34 3.1 Suurnopeustekniikka . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34 3.2 Käyttökohteet . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37 3.3 Mikro-ORC-energianmuuntimien valmistajat . . . . . . . . . . . . . . . 38 4 Koelaitos ja mittausjärjestelyt 4.1 Kiertoaine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39 40 6 4.2 Prosessiarmatuurit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 4.2.1 Virtausmittarit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 4.2.2 Säätöventtiilit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 4.2.3 Paine- ja lämpötilamittarit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43 4.2.4 Ominaisentalpian laskenta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44 4.3 Lämmönlähde . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45 4.4 Puutteet mittauksissa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46 4.5 Epäjohdonmukaisuudet ja ongelmat mittauksissa . . . . . . . . . . . . 46 4.5.1 Lämpötilojen käyttäytyminen ennen ja jälkeen turbiinin . . . . 47 4.5.2 Vortex-virtausmittarin lukeman häiriintyminen . . . . . . . . . . 48 4.5.3 Ultraääni-mittarin virheherkkyys . . . . . . . . . . . . . . . . . 50 5 Tulosten tarkastelu 5.1 52 Komponenttien toiminta mitoituspisteessä . . . . . . . . . . . . . . . . 53 5.1.1 Esisyöttöpumppu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53 5.1.2 Pääsyöttöpumppu . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55 5.1.3 Höyrystin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56 5.1.4 Rekuperaattori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58 5.1.5 Lauhdutin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59 5.2 Carnot-hyötysuhde . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61 5.3 Prosessiparametrien muuttamisen vaikutus . . . . . . . . . . . . . . . . 62 5.3.1 Höyrystin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64 5.3.2 Rekuperaattori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65 5.3.3 Lauhdutin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66 6 Kaupallistaminen 6.1 6.2 6.3 68 Vaatimukset kaupalliselle tuotteelle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68 6.1.1 Laitoksen konstruktio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68 6.1.2 Tarpeelliset mittaukset . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69 6.1.3 Automatisointi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70 6.1.4 Internet-ohjaus . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71 6.1.5 Kunnonvalvonta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71 6.1.6 Hankinnan helppous . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72 Alihankinta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72 6.2.1 Komponenttien hankinta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73 6.2.2 Alihankintaan liittyvät riskit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77 Säädökset . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 78 7 6.3.1 Painelaitteita koskeva lainsäädäntö . . . . . . . . . . . . . . . . 78 6.3.2 Sähkölaitteita koskeva lainsäädäntö . . . . . . . . . . . . . . . . 80 6.3.3 Ympäristöä koskeva lainsäädäntö . . . . . . . . . . . . . . . . . 81 7 Koelaitteen jatkokehitys 82 7.1 Mittausdatan analysointi ja tiedonkeruu . . . . . . . . . . . . . . . . . 82 7.2 Materiaalien herkkyys kiertoaineelle . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83 7.3 Ejektoripumpun käyttö . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83 8 Yhteenveto 85 8.1 Suorituskyky . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85 8.2 Kaupallistaminen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87 Lähdeluettelo Liitteet Liite I H-lausekkeiden selitteet Liite II Cn H2n -palamiskaasun aineominaisuudet Liite III Tulosten tarkastelu eri prosessiparametreillä Liite IV Suunnittelun kulmakivet Liite V Virtausmittarin valinta 89 8 SYMBOLILUETTELO c̄p cp Ds h ṁ n Ns p P PS Q qv R T u v V keskimääräinen ominaislämpökapasiteetti ominaislämpökapasiteetti ominaishalkaisija ominaisentalpia massavirta pyörimisnopeus ominaispyörimisnopeus paine teho suurin sallittu käyttöpaine lämpövirta tilavuusvirta lämmönsiirtovastus lämpötila kehänopeus ominaistilavuus tilavuus [kJ/kg] [kJ/kg] [-] [kJ/kg] [kg/s] [1/s], [rpm] [-] [bar], [Pa] [kW] [bar] [kW] [m 3 /s] [m 2 K/W] [K], [ ◦ C] [m/s] [m 3 /kg] [l] Kreikkalaiset kirjaimet ∆h ∆hs η ρ φ ominaisentalpian muutos isentrooppinen entalpiamuutos rekuperaatioaste hyötysuhde tiheys lämpövirta Alaindeksit 1 tilapiste ennen turbiinia 2 tilapiste turbiinin jälkeen 3 tilapiste ennen rekuperaattoria, kuuma puoli 4 kiertoaineen tilapiste höyrystimen jälkeen 5 lauhduttimen tilapiste 6 tilapiste ennen pääsyöttöpumppua 7 savukaasun tilapiste ennen höyrystinä 8 savukaasun tilapiste höyrystimen jälkeen 9 tilapiste pääsyöttöpumpun jälkeen 10 kiertoaineen tilapiste ennen höyrystinä 11 lauhteen tilapiste ennen lauhdutinta 12 lauhteen tilapiste lauhduttimen jälkeen [kJ/kg] [J/kg] [-] [-] [kg/m 3 ] [kW] 9 a ennen b jälkeen C Carnot e sähkö esp esisyöttöpumppu f turmeltuminen, likaantuminen gen generaattori häv häviöt höyr höyrystin in tuleva jv jäähdytysvesi l laakeri lauhd lauhdutin m moottori mek mekaaninen orc orgaaninen kiertoaine out poistuva p pumppu psp pääsyöttöpumppu rek rekuperaattori s isentrooppi sat lauhtumispiste sc alijäähtyminen sk savukaasu suht suhteellinen t turbiini TH terminen ymp ympäristö Lyhenteet BNI Barber & Nichols CHP Combined Heat and Power (Sähkön ja lämmön yhteistuotanto) ECM Electrochemical machining (Sähkökemiallinen koneistus) EDM Electrical Discharge machining (Sähköinen koneistus) FIFO First In, First Out GHS Globally Harmonised System 10 GWP Global Warming Potential (Ilmastonmuutospotentiaali) IT Infinity Turbines MTBF Mean Time Between Failure (Keskimääräinen vikaantumisväli) NIST National Institute of Standard and Technology of the United States ODP Ozone Depletion Potential (Otsonikerrosta tuhoava potentiaali) OEC ORMAT Energy Converter (Ormatin energianmuunnin) ORC Organic Rankine Cycle ROT Radial Out-flow Turbine 11 1 JOHDANTO Sähköenergian käyttö lisääntyy nopeimmin maailmassa kaikista energiamuodoista. Jotta sähköntuottajat pystyisivät vastaamaan kasvavaan kysyntään, on vuoteen 2040 mennessä asennettava uutta tehoa 7 200 GW ja käytöstä poistuvat voimalat korvattava uusilla (IEA 2014a, 4). Ympäristön kannalta on tärkeää, että sähköntuotannossa pyritään vähentämään fossiilisten polttoaineiden käyttöä lisäämällä muita tuotantotapoja ja muiden polttoaineiden käyttöä. Eräs ympäristöystävällinen muoto sähköntuotannolle on ORC-prosessi. ORC on lyhenne sanoista Organic Rankine Cycle. ORC-prosessi eroaa Rankine-prosessista vain siten, että kiertoaineena käytetään veden asemesta orgaanista fluidia. Orgaaninen fluidi kiertoaineena mahdollistaa matalan lämpötason lämmönlähteiden käytön. ORC-energiamuuntimella voidaan hyödyntää sähköntuotannossa esimerkiksi geotermistä lämpöä ja hukkalämpövirtoja, joita esiintyy lasi-, sementti- ja terästeollisuudessa sekä savukaasuissa. Vesikiertoisen Rankine-prosessin lämmönlähteeksi edellä mainitut eivät sovellu alhaisen lämpötason vuoksi. Käytettäessä ORC-laitosta esimerkiksi CHP-laitoksen yhteydessä alemman lämpötason kiertoprosessina (bottoming cycle) ei vaikuteta pääprosessin polttoaineen kulutukseen, mutta vähennetään CO2-päästöjä tuotettua sähkötehoyksikköä kohti (Vaja & Gambarotta 2010, 1084). Tällöin laitoskompleksin kokonaishyötysuhde nousee ja voidaan saavuttaa taloudellisia etuja. Muita ORC:n etuja ovat sen yksinkertainen rakenne, varmatoimisuus ja asennuksen helppous myös hajautetun energiantuotannon yhteyteen. (Kang 2012, 514.) ORC-prosesseihin, joissa fluidin paisunta tekee tilavuudenmuutostyötä, on tehty useita tutkimuksia (Peris et al. 2015, 2). Erilaisten hukkalämpövirtojen hyödyntämistä ORCprosessissa on tutkittu kokeellisesti ja mallintaen monilla eri kiertoaineilla ja prosessikytkennöillä (Wang et al. 2013, 343). Liu, Chien & Wang (2004) ovat tarkastelleet eri kiertoaineita hukkalämmön hyödyntämisessä. Kirjallisuudessa on esitelty myös sovelluksia ORC:n hyödyntämiseen aurinko tai valtameri lämmönlähteenä. Vaikka ORC:stä on julkaistu monia eri tutkimuksia vuosikymmenten aikana, teollisuus on kiinnostunut ORC:n sovelluksista hukkalämmön hyödyntämisessä vasta viime vuosina. Syitä kiinnostuksen heräämiselle voivat olla ORC-teknologian kehittyminen, energianhinnan nousu ja tiukempi ilmastopolitiikka. (Campana et al. 2013, 244.) Toistaiseksi asennettujen ORC-laitosten kapasiteetti on vähäinen verrattuna aurinko- 12 ja tuulivoimalaitoksiin. Vuoden 1995 jälkeen ORC-laitoksia on asennettu 2000 MWe. (Colonna et al. 2015, 1). Teho vastaa 250 kpl Vestaksen V164 8 MW tuuliturbiinia, joka lanseerattiin 2014 maailman tehokkaimpana. Vertailun vuoksi 2014 EU:n alueella uutta tuulivoimaa asennettiin 11 829 MW (GWEC 2015). 1.1 Työn tavoitteet Hukkalämpövirtoja on maailmassa merkittäviä määriä. Jotta hukkalämpövirrat saataisiin valjastettua mahdollisimman tehokkaasti sähköntuotantoon, on tärkeää kehittää matalan tehotason ORC-energianmuuntimia. Tämän diplomityön ensisijaisena tavoitteena oli edistää Lappeenrannan teknillisen yliopiston virtaustekniikan laboratorioon rakennetun mikro-ORC-energianmuuntimen kehitystyötä todentamalla koelaitoksen suorituskyky. Toisena tavoitteena oli selvittää mitä koelaitoksen kehittäminen kaupallistettavaksi tuotteeksi vaatii asiakkaan ja valmistajan näkökulmista. Ensisijaiseen tavoitteeseen ei päästy turbogeneraattorin käyttöönottoon liittyvien ongelmien vuoksi. Tässä työssä on kuitenkin esitelty, miten koelaitoksen suorituskyky todetaan ja suorituskyvyn laskentaa varten kehitetty laskentaohjelma auttavat toteamaan koelaitoksen suorituskyvyn nopeasti, kunhan koelaitokselta saadaan oikeanlaista mittausdataa. 1.2 Työn sisältö Mikro-ORC-energianmuuntimen toimintaperiaatteen ymmärtämisen vuoksi ORC-voimalaitosprosessi on työn alkuun selvitetty yleisellä tasolla luvussa 2, jonka jälkeen on tarkasteltu mikro-ORC-prosessin ominaisuuksia ja sovelluskohteita luvussa 3. Tehtävä tutkimus riippui oleellisesti laboratoriomittausten perusteella saadusta datasta. Tutkimukseen tuotiin läpinäkyvyyttä kuvaamalla tarkasti mittausjärjestelyt luvussa 4. Mittauksissa esiintyi epäjohdonmukaisuuksia ja ongelmatilanteita, jotka raportoitiin tähän työhön, jotta ne osattaisiin selittää tai välttää jatkossa. Saadun datan perusteella tehtiin tulosten tarkastelu luvussa 5, jossa esitellään suorituskykyyn vaikuttavien pääkomponenttien toiminta-arvot. Luvussa 6 on pohdittu mikro-ORC:n kaupallistamiseen liittyviä asioita. Luvussa 7 on 13 esitetty ehdotuksia tehtäville lisämittauksille ja koelaitteen jatkokehitykselle. Luku 8 kokoaa edelliset luvut yhteen. 1.3 Työssä käytetyt menetelmät ORC-prosessin esittelyä varten tehtiin kirjallisuuskatsaus. ORC:stä on tehty lukuisia tutkimuksia, mutta monissa tutkimuksen kohteina olleissa mikro-ORC-laitoksissa paisunta oli tapahtunut mäntäkoneessa tai scroll-turbiinissa. Suorituskyvyllä tarkoitetaan tässä tutkimuksessa sähköntuotannon hyötysuhdetta ηe . Suorituskyvyn todentamiseksi koelaitoksen ηe oli tarkoitus laskea laboratoriomittauksista saadusta datasta ja verrata sitä mikro-ORC-prosessin mallinnuksessa laskettuun ηe :seen. Suorituskykyyn vaikuttavien laitoskomponenttien suoritusarvot pystyttiin laskemaan niille tyypillisillä tunnusluvuilla laboratoriomittauksista saadusta datasta. Datan analysointi suoritettiin tätä tutkimusta varten kehitetyllä laskentaohjelmalla. Datasta valittiin tunnuslukujen laskentaan sellainen ajankohta, jossa laite toimi mitoituspisteessään. Tunnuslukujen laskennassa käytettiin REFPROP:in ainekirjaston perusteella laskettuja tilapisteitä ja FluidProp:illa laskettuja savukaasun ominaisuuksia. Lasketuissa tuloksissa esiintyy pientä epätarkkuutta REFPROP:in ainekirjaston epätarkkuuden ja tehtyjen oletuksien vuoksi. REFPROP on Yhdysvaltain Standardien ja Teknologian kansallisen instituutin (National Institute of Standard and Technology of the United States, NIST) kehittämä laskentaohjelma. Tässä diplomityössä on käytetty REFPROPin versiota 9. REFPROP:issa MDM:n eri aineominaisuudet on laskettu Colonan, Nannanin ja Guardonen (2008) esittämien tilanyhtälöiden avulla. (Lemmon, Huber & Mclinden 2010). Fluidprop on tietokoneohjelma, jonka on kehittänyt työntövoiman ja tehon tutkijaryhmä pääasiassa Delftin teknillisellä yliopistolla. Ohjelman aineominaisuudet ovat kirjasta Reynolds, W.C., Thermodynamic properties in S.I., Department of Mechanical Engineering - Stanford University. (Colonna & van der Stelt 2004). Laitoksen kaupallistamista varten tarkasteltiin kilpailevien valmistajien tuotteiden ominaisuuksia. Tärkeinä tarkasteltavina ominaisuuksina pidettiin fyysistä kokoa ja tuotteen ominaisuuksia, joiden perusteella tehtiin vaatimukset kaupallistettavalle versiolle. Kaupallistamista varten selvitettiin myös alihankkijoiden käyttöä kirjallisuuteen nojaten. 14 2 ORC-LAITOS Konventionaalisen energiantuotannon haasteena on fossiilisten polttoaineiden ehtyminen tulevaisuudessa. Nykyään maailmassa tuotetusta primaarienergiasta fossiilisilla polttoaineilla tuotetun energian osuus on 70 - 80 % (Invernizzi 2013, 14). Kun tarkastellaan pelkästään sähköntuotantoa, kivihiilen keskimääräinen osuus tuotannossa vuonna 2015 on 40 % (IEA 2015). IEA:n mukaan vuonna 2012 kivihiilen osuus sähköntuotannossa oli USA:ssa 41 %, Australiassa 73 %, Kiinassa 79 %, ja Intiassa 76 %. Fossiilisia polttoaineita on olemassa rajattu määrä ja niiden poltolla on negatiivisia ympäristövaikutuksia, joten fossiilisia polttoaineita käytettäessä pyritään mahdollisimman korkeaan hyötysuhteeseen. Hyötysuhteen nousun myötä polttoaineen kulutus ja ilmakehään vapautuneen CO2 :n määrä tuotettua energiayksikköä vähenee. On kuitenkin tärkeää pyrkiä kehittämään tapoja tuottaa energiaa sellaisista lähteistä, joita ei aiemmin ole pystytty hyödyntämään teknillis-taloudellisista syistä. ORC-prosessi on yksi tällainen tapa. Tässä luvussa kuvataan kuinka ORC-laitos toimii ja mihin sen toiminta perustuu. ORC-laitoksessa tuotetun sähkön voidaan sanoa olevan ekologista, koska lämmönlähteenä ei käytetä fossiilisia polttoaineita eikä prosessissa synny hiilidioksidipäästöjä. Periaatteessa ORC-laitosten hintaa voidaankin vertailla uusiutuvaa energiaa tuottavien voimaloiden kanssa. 2.1 Toimintaperiaate ORC-laitos on lämpövoimakone, jota voidaan käyttää joko yhdistetyssä sähkön ja lämmön tuotannossa tai pelkästään sähköntuotannossa. Sen etuna verrattuna Rankineprosesseihin on se, että lämmönlähde voi olla matalammassa lämpötilassa. Tämä perustuu siihen, että kiertoaineena on veden asemesta orgaaninen aine. ORC-voimaloiden kyky hyödyntää matalalämpöisiä lämmönlähteitä sähköntuotannossa voidaan perustella kuvalla 2.1, jossa lämmönlähteenä on savukaasu. Kuvasta nähdään, että veteen verrattuna orgaanisen aineen lämpötila noudattelee paremmin lämmönlähteen lämpötilaa. 15 Lämpötila Savukaasu Orgaaninen aine Vesi Kokonaisentalpia Kuva 2.1. Periaatteellinen lämpötiladiagrammi. Orgaanisen aineen ja veden eroavaisuus johtuu latentista lämmöstä. Koska orgaanisen aineen suhteellinen latentti lämpö on pienempi kuin veden, sen höyrystymiseen kuluu vähemmän energiaa. Kuvassa 2.1 orgaanisen aineen ja veden höyrystyminen nähdään horisontaalisena suorana. Vesi vaatii enemmän lämpöä höyrystyäkseen, mikä näkyy pidempänä horisontaalisena suorana verrattuna orgaaniseen aineeseen. Tästä syystä veden loppulämpötila jää alhaisemmaksi kuin orgaanisen aineen ja käyttämällä orgaanista kiertoainetta prosessilämpötila saadaan lähemmäksi lämmönlähteen lämpötilaa (Heinimö & Jäppinen 2005, 11). ORC-prosessi on periaatteeltaan samanlainen kuin Rankine-prosessi. Prosessiin sisältyy lämmöntuonti, paisunta, lauhdutus ja paineen nosto. Ideaalinen prosessi on esitettynä T,s-tasossa kuvassa 2.2, josta nähdään kiertoprosessin vaiheet: 1 - 2 Tulistuneen höyryn paisuminen turbiinissa 2 - 3 Höyryn tulistuksen poisto rekuperaattorissa 3 - 4 Höyryn lauhtuminen nesteeksi 4 - 5 Paineen nosto pumpuissa 5 - 6 Lämmitys höyrystymispisteeseen rekuperaattorissa ja höyrystimessä 6 - 7 Höyrystyminen kattilassa/höyrystymisessä 7 - 1 Tulistuminen kattilassa/höyrystimessä 16 7 Lämpötila 6 1 2 5 3 4 Entropia Kuva 2.2. Prosessi T,s-tasossa. Mitä lähempänä piste 6 on kriittistä pistettä, sitä vähemmän tarvitaan lämpöä kiertoaineen höyrystymiseen. Kriittisen pisteen läheisyydessä väli 6 - 7 lähestyy nollaa. 2.2 Pääkomponentit ORC-voimalan prosessikaavio on esitettynä kuvassa 2.3. Kuvasta käy ilmi laitoksen pääkomponentit, jotka ovat turbiini, generaattori, rekuperaattori, lauhdutin, syöttöpumppu ja höyrystin. Rekuperaattoria käytetään vain hyötysuhteen nostamiseksi; se ei ole prosessin toiminnan kannalta välttämätön komponentti. SKout 1 H T G SKin 2 6 5 3 4 Kuva 2.3. ORC-energiamuuntimen periaatteellinen prosessikaavio. Prosessin pääkomponentit ovat 1: turbiini ja generaattori, 2: rekuperaattori, 3: lauhdutin, 4: syöttöpumppu ja 6: höyrystin. 17 2.2.1 Turbiini Suurissa voimalaitoksissa turbiini koostuu useista perättäisistä roottori- ja staattorihiloista eli vaiheista. ORC-prosessissa sen sijaan turbiinit ovat pienen tehokokoluokan ja käyttövarmuuden vuoksi usein yksivaiheisia. Käytettävä turbiinityyppi riippuu kiertoaineen ominaisuuksista ja käyttökohteesta. Ominaista ORC-turbiineille on suuri painesuhde ja kiertoaineen pieni ominaisentalpian muutos. ORC-laitoksilla on jo lähtökohtaisesti alhainen hyötysuhde verrattuna Rankine-prosessiin, koska käytettävät lämpötilatasot ovat matalampia. Turbiinin toiminnalla on suuri vaikutus laitoksen hyötysuhteeseen, joten se tulee suunnitella tarkasti sovelluskohteen mukaan (Fiaschi, Manfrida & Maraschiello 2015, 517). Toisaalta pienitehoisilla laitoksilla on jo lähtökohtaisesti heikompi kokonaishyötysuhde, jolloin turbiinin hyötysuhteen vaikutus kokonaishyötysuhteeseen jää vähäisemmäksi kuin suuritehoisilla laitoksilla. Pienikokoisten radiaali- ja aksiaaliturbiinien hyötysuhde on heikompi kuin isokokoisten suurempien suhteellisen pinnankarheuden, suhteellisen kärkivälyksen ja suhteellisen jättöreunan paksuuden vuoksi (Weiß 2015, 4). Käytettäessä radiaaliturbiinia ominaispyörimisnopeuden tulee olla yli 0,3 - 0,5 tehokkaan toiminnan kannalta (Larjola 2011, 218). Kyseisen ehdon täyttämiseksi roottorin pyörimisnopeus kasvaa liiaksi käytettäessä vettä kiertoaineena, mutta orgaanisia aineita käytettäessä pyörimisnopeus pysyy teknisesti hyväksyttävissä rajoissa. Nyrkkisääntönä on, ettei radiaaliturbiinin kehänopeus saa olla suurempi kuin 600 m/s (Larjola 2003, 20). Mitoituspisteessä kehänopeus u riippuu isentrooppisesta entalpianputoamisesta ∆hs yleensä yhtälön 2.1 mukaisesti (Ibid.) q u = 0.69 2∆hs (2.1) Orgaanisilla aineilla on usein matala äänennopeus. Virtauksen nopeuden tulisi kuitenkin olla noin 250 m/s hyvän hyötysuhteen saavuttamiseksi, joten ORC-turbiineissa virtaus on usein ylisoonista siitä johtuvista ongelmista huolimatta (Larjola 2011, 219). Turbiinin läpi kulkevan kiertoaineen massavirran on oltava suuri halutun tehon saamiseksi. Koska tilavuusvirta kasvaa massavirran kasvaessa ja turbiinin siiven suhteellinen korkeus riippuu tilavuusvirrasta, turbiinisuunnittelua voidaan helpottaa kasvattamalla siiven suhteellista korkeutta (Larjola 2011, 218). ORC-turbiineissa tilavuusvirran suhde turbiinin yli voi vaihdella muutamasta tuhanteen. Tilavuusvirtojen suhde on pieni matalilla lämpötilatasoilla tai toimintapisteen 18 ollessa lähellä kriittistä pistettä. Tilavuusvirtojen suhde on suuri, kun toimitaan korkeilla lämpötilatasoilla tai kun kiertoaineen molekyylirakenne on monimutkainen. Suuri tilavuusvirtasuhde yhden vaiheen yli nostaa virtauksen nopeuden korkeaksi staattorin ulostulossa ja aiheuttaa liiallista vaihtelua siiven korkeuteen. Epätavalliset arvot tilavuusvirtasuhteessa estävät konventionaalisten, reaktioasteella 0,5 olevien vaiheiden käytön ja vaikuttavat voimakkaasti nopeuskolmioihin. Jos fluidin paisunta alkaa kriittisen pisteen läheisyydessä, reaalikaasun käyttäytyminen voi vaatia epäkonventionaalisen siiven keskikanavan suunnittelun. (Invernizzi 2013, 135.) ORC-prosessissa lämpötilatasot ovat alhaiset verrattuna Brayton-prosessiin, joten turbiinin lämpötilankestoon ei tarvitse kiinnittää samalla lailla huomiota. Koska turbiinia ei tarvitse valmistaa kuumalujasta metallista tai päällystää, ovat valmistuskustannukset alhaisemmat. Rakenne on yksinkertaisempi verrattuna kaasuturbiineihin, koska siipien sisäisiä jäähdytyskanavia ei tarvitse tehdä. Lisäksi valitsemalla kiertoaine siten, että paisunta tapahtuu kokonaan tulistuneen höyryn alueella kaikissa toimintaolosuhteissa, vältetään kostean höyryn aiheuttama turbiinin kuluminen. 2.2.2 Rekuperaattori Rekuperaattori on lämmönsiirrin, jossa turbiinilta tuleva tulistunut höyry luovuttaa lämpöä höyrystimelle menevään nesteeseen. Rekuperaattorin käyttö nostaa prosessihyötysuhdetta, koska lämmöntuonnin tarve höyrystimessä pienenee. Prosesseissa, jossa kiertoaineen korkeimman ja matalimman lämpötilan ero on suuri ja molekyylirakenne on monimutkainen, rekuperaattorin käyttö nostaa hyötysuhdetta dramaattisesti (Invernizzi 2013, 137.) Rekuperaattorille tulevan lämmittävän höyryn tulee olla tulistunutta. Höyryn kondensoituminen rekuperaattorissa nestefilmiksi lämmönsiirtopinnoille kasvattaa painehäviöitä. Toisaalta lämmönsiirtopinnalle kondensoitunut fluidi voi heikentää lämmönsiirrinmateriaalin rajakerroksen termistä vastusta tehostaen lämmönsiirtoa. Mikäli kondensoitumista voidaan olettaa tapahtuvan, tulisi höyryfaasin virrata ylhäältä alaspäin. Tällöin kondensoituneet pisarat valuvat painovoiman vaikutuksesta rekuperaattorin pohjalle, josta neste voidaan poistaa. Rekuperaattoreissa kaasu- tai höyrypuolen lämmönsiirtokerroin on 1 - 10 % nestepuolen vastaavasta. Jotta molempien puolien kokonaislämmönsiirtokerroin olisi samaa luokkaa, on kaasu- tai höyrypuolella käytettävä ripoja lämmönsiirtopinta-alan kasvattamiseksi. Tyypillisesti lämpöä siirretään kaasusta nesteeseen ripaputkilämmönsiirti- 19 min. (Aoun 2008, 74.) Vastavirtalämmönsiirtimenä toimiva rekuperaattori on termodynaamisesti tarkasteltuna tehokkain rakenne. Tehokas vastavirtalämmönsiirrin on kuitenkin hankala valmistaa, mikäli kahden fluidin tilavuusvirrat ovat hyvin erisuuret. (Invernizzi 2013, 137.) Tutkimuksen kohteena olevassa koelaitoksessa käytetään rekuperaattorina vastavirtaperiaatteella toimivaa levylämmönsiirrintä. Kuuman ja kylmän puolen fluidien tilavuusvirtojen ero näkyy hyvin kuvassa 2.4. Nestefaasissa fluidin vaatima virtauspoikkipinta-ala on pieni, kun taas kaasufaasissa virtauspoikkipinta-alan tarve on suuri. Kuuma höyry paisuu hieman rekuperaattorissa, jolloin sen tilavuusvirta kasvaa tiheyden pienentyessä, joten poistuessaan se vaatii suuremman virtauspoikkipinta-alan. Mikäli virtauspoikkipinta-ala pidettäisiin vakiona, virtauksen nopeus kasvaisi, mikä lisäisi painehäviöitä. Kuva 2.4. Koelaitoksessa käytettävä rekuperaattori. Kylmä fluidi virtaa ohutta putkea vasemmalta oikealle ja kuuma fluidi virtaa taemmasta putkiyhteestä rekuperaattoriin ja etummaisesta ulos. 2.2.3 Lauhdutin Lauhduttimessa kiertoaineesta poistetaan tietty lämpömäärä, jotta turbiinilta tai rekuperaattorista tuleva höyry lauhtuu kylläiseksi nesteeksi. Kiertoaineen lämpö siirtyy 20 matalammassa lämpötilassa olevaan ljäähdytteeseen, joka voi olla kaasua tai nestettä. Tyypillisesti jäähdytteenä käytetään vettä, jota on usein saatavilla runsaasti matalassa lämpötilassa. Tilan- tai vedenpuutteen vuoksi jäähdytteenä voidaan käyttää ilmaa, jonka jäähdytystehoa voidaan lisätä puhaltimin. Carnot-hyötysuhteen maksimoimiseksi turbiinin yli tulisi olla mahdollisimman suuri lämpötilaero, joka lauhduttimen puolelta saavutetaan suurella jäähdytysteholla. On kuitenkin pidettävä mielessä, että suuri jäähdytysteho lauhduttimessa voi johtaa liialliseen kiertoaineen alijäähtymiseen. Alijäähtyneen nesteen lämmittäminen rekuperaattorissa ja höyrystimessä vaatii lämpöä, jolloin höyrystyneen fluidin lämpötila jää alhaisemmaksi. Tällöin systeemistä saatava nettoteho ja prosessihyötysuhde pienenevät. (Wei et al. 2007, 1115.) Vesijäähdytteisissä lauhduttimissa orgaanisia kiertoaineilla kokonaislämmönsiirtokerroin on välillä 300 - 1200 W/m2 K, kun taas höyryllä vastaava on 1500 - 4000 W/m2 K. Pieni lämmönsiirtokerroin vaatii suuren lämmönsiirtoalan. ORC-lauhduttimen kokoa kasvattaa myös turbiinilta tai rekuperaattorilta tuleva suuri tilavuusvirta, joka vaatii suuren poikkipinta-alan. Tarvittavasta poikkipinta-alasta saa käsityksen kuvasta 2.5, jossa rekuperaattorilta tuleva putkiyhde on melkein lauhduttimen levyinen. Lauhduttimen kokoa rajoitetaan käyttämällä evitettyjä putkia, jotka lisäävät lämmönsiirtoalaa. (Invernizzi 2013, 136.) Kuva 2.5. Rekuperaattori ja lauhdutin. 21 Ympäristön lämpötilalla on vaikutus systeemin nettotehoon, mikäli lauhdevesi jäähdytetään ilmalla puhaltimien avulla. Esimerkiksi Wein (2007) tutkimuksessa nettoteho vaihteli 30 % mitoitusarvosta. Systeemin mitoituksessa loppukohteen paikallinen keskilämpötila tulee ottaa huomioon prosessin toiminta-arvoihin vaikuttavana tekijnä. Sovelluskohteesta ja paikallisesta kysynnästä riippuen lauhduttimelta poistuvan jätelämmön energia voidaan hyödyntää absorptiokylmäkoneissa (Wei et al. 2007, 1113). Absorptiokylmäkoneet tarvitsevat lämmönlähteen veden jäähdytykseen. Kylmää vettä voidaan käyttää ilmastoinnissa rakennusten jäähdytyksessä tai teollisuuden prosesseissa. 2.2.4 Pumppu Esisyöttöpumppua käytetään estämään pääsyöttöpumpun kavitointi. Tarvittava paine pääsyöttöpumpun sisääntulossa on tapauskohtainen; aina ei ole tarvetta esisyöttöpumpulle. Esisyöttöpumppua pyörittää oma sähkömoottori. Esisyöttöpumpun kavitointi voidaan estää sijoittamalla se lauhdesäiliön alapuolelle tai käyttämällä ejektoripumppua. Pääsyöttöpumpun tehtävänä on nostaa kiertoaineen paine höyrystimen paineeseen. Pääsyöttöpumppu voi olla samalla akselilla turbiinin kanssa tai sitä voi pyörittää sähkömoottori. 2.2.5 Höyrystin Höyrystimessä savukaasun sisältämä lämpö siirretään kiertoaineeseen. Tällöin kiertoaine lämpenee, höyrystyy ja tulistuu. Lämmönlähteen ja lämmitettävän fluidin välistä pienintä lämpötilaeroa lämmönsiirtimessä kutsutaan pinch point -lämpötilaeroksi. Pinch pointista käytetään myös nimitystä asteisuus, mutta asteisuudella voidaan tarkoittaa myös ainoastaan lämmönvaihtimelta lähtevien virtausten välistä lämpötilaeroa, joten sekaannuksen välttämiseksi tässä diplomityössä käytetään ainoastaan termiä pinch point. Liian pieni pinch point -lämpötilaero johtaa heikentyneeseen lämmönsiirtoon ja suureen lämmönsiirtopinta-alaan, jotka lisäävät lämmönsiirtimen kustannuksia ja massaa. Esimerkiksi 0 ◦ C:en pinch point vaatisi äärettömän lämmönsiirtopinnan. Toisaalta suuri pinch point johtaa vähentyneeseen kokonaislämmönsiirtoon. Kustannustehokkuuden kannalta pinch pointin on oltava noin 15 ◦ C:ta. Joissain tapauksissa vielä 5 ◦ C:en 22 pinch point on taloudellisesti kannattava. (Boyle et al. 2013, 680.) Höyrystimiä on erilaisia erilaisiin tarpeisiin. Yksinkertaisin ja varmatoiminen höyrystintyyppi on astiakiehuntaan perustuva. Tällaisissa höyrystimissä nestetilavuus on suuri, mikä tekee kuivumisvaarasta pienen. Mikäli höyrystimen nestetilavuuden tulee olla pieni, läpivirtaushöyrystin on edullisin vaihtoehto myös alikriittisillä paineilla. (Invernizzi 2013, 136.) Tässä tutkimuksessa höyrystimenä käytettiin kuvassa 2.6 esitettävää vastavirtaperiaatteella toimivaa levylämmönsiirrintä. Ominaista levylämmönsiirtimille on suuri lämmönsiirtopinta-ala pienessä tilassa verrattuna vastaavaan käyttöön tarkoitettuihin putkilämmönsiirtimiin. Kuva 2.6. Koelaitoksessa käytetty höyrystin kahdesta suunasta kuvattuna. Vasemmanpuoleisessa kuvassa näkyy lämmitettävän fluidin yhteet. Oikeanpuoleisessa kuvassa näkyy savukaasun liitos höyrystimeen. Lämmitettävä fluidi virtaa alhaalta ylös ja savukaasu ylhäältä alas. Levylämmönsiirtimet voivat olla vastavirta-, myötävirta- tai ristivirtalämmönsiirtimiä riippuen levyjen asettelusta lämmönsiirtimen sisällä. Levyjen muodostamat primäärija sekundaarivirtauskanavat vuorottelevat levypakassa tehostaen lämmönsiirtoa. Levypuolen virtaus kulkee lämmönsiirtimen läpi levyissä olevien kanava-aukkojen kautta. Vaippapuolen virtaus saapuu lämmönsiirtimeen vaipassa olevan yhteen tai yhteiden kautta. Virtaus johdetaan levypakan läpi virtausohjainten avulla ja poistetaan vaipasta lähtevän yhteen tai yhteiden kautta. Fluidit eivät ole fysikaalisessa kontaktissa keskenään missään vaiheessa. Höyrystin, rekuperaattori ja lauhdutin ovat kaikki lämmönsiirtimiä. Lämmönsiirtopinnat voivat turmeltua fluidin sisältämien epäpuhtauksien, ruostumisen tai jonkin muun fluidin ja lämmönsiirtopinnan välisen reaktion johdosta, mikä lisää lämmönsiirtovastusta Rf (Incropera et al. 2006, 673). Rf :n arvo riippuu toimintalämpötilasta, fluidien nopeudesta ja lämmönsiirtimen iästä (Ibid.). ORC-laitosten lämmönsiirrinten materiaalivalinnat ja mitoitus tulee tehdä siten, että Rf pysyy ajan suhteen suunnilleen va- 23 kiona, jotta huollon tarve olisi mahdollisimman vähäinen. Lämmönsiirtimen suunnitteluun vaikuttavat monet eri lähtöarvot, ilmiöt ja suunnitteluarvojen valinnat, joiden yhteys toisiinsa on esitettynä tarkemmin kuvassa 6.1. 2.3 Lämmönlähteet ORC:lle on ominaista, että periaatteessa mikä tahansa ulkoinen lämmönlähde voidaan hyödyntää, kunhan lämmönlähteen ja lämpönielun välinen lämpötilaero on välillä 30 500 ◦ C (Colonna et al. 2015, 3). ORC-voimalan etuja hukkalämmön hyödyntämisessä ovat joustavuus asennuskohteen mukaan, korkea turvallisuustaso ja vähäinen huollon tarve. ORC-voimala ei vaadi miehitystä, mistä syystä valvomo voidaan sijoittaa etäällekin. Yleisesti ORC:tä on käytetty hyödyntämään geotermistä lämpöä, aurinkoenergiaa, teollisuuden hukkalämpöä tai polttomoottoreiden ja kaasuturbiinien savukaasujen lämpöä sähköntuotannossa. Biokaasu ja -massa soveltuvat myös lämmönlähteeksi. Useimpien teollisuusprosessien ja voimalaitosten savukaasut ovat alle 370 ◦ C lämpötilassa, mistä syystä niiden sisältämää lämpöä ei voida hyödyntää konventionaalisin menetelmin. Teollisuudessa kuitenkin vapautuu merkittäviä määriä ORC-prosessin lämmönlähteeksi sopivaa hukkalämpöä. Esimerkiksi pelkästään Italiaan voidaan asentaa 500 kW - 5 MW ORC-energianmuuntimia metalli-, sementti- ja lasiteollisuuden kohteisiin 130 MW edestä, millä voitaisiin saavuttaa vuodessa jopa 1 TWh:n sähköntuotanto (Invernizzi 2013, 117). Vastaavanlainen tutkimus on tehty Suomestakin. Sen mukaan teollisuuslaitoksissa syntyy vuodessa 54,4 TWh hukkalämpöä, josta olisi huomattava osa hyödynnettävissä (MOTIVA 2015, www-sivut). Voimalaitoksen hukkalämpövirtojen hyödyntäminen nostaa laitoksen sähköntuotannon hyötysuhdetta. Toisin sanotusti saman sähkötehon tuottamiseksi tarvitaan vähemmän polttoainetta. Mitä korkeampi käytettävän polttoaineen hinta on, sitä kannattavammaksi tulee ORC-energianmuuntimen liittäminen prosessiin hukkalämpövirtojen muuntamiseksi sähköenergiaksi (Hung, Shai & Wang 1997, 661). Lisäksi hukkalämmön käyttäminen lämmönlähteenä voimalaitoksissa vähentää haitallisia päästöjä kuten CO2 , NOx ja SOx tuotettua tehoa kohti. (Wei et al. 2007, 1113.) Polttomoottoreiden ja kaasuturbiinien savukaasujen hyödyntäminen nostaa laitoksen kokonaishyötysuhdetta. Suurilla kaasuturbiini- ja polttomoottorilaitoksilla ORC-prosessi voidaan sijoittaa hyödyntämään savukaasuja. Toisaalta mikäli kaasuturbiinin teho 24 on alle 5 - 7 MW tai polttomoottorilaitoksen teho on alle 8 - 12 MW, Rankine-prosessilla on hankalaa saavuttaa hyvä hyötysuhde. Tällöin ORC-prosessi kannattaa sijoittaa pääkierroksi taloudellisempana vaihtoehtona. (Larjola 2011, 209.) Ajoneuvojen polttomoottoreiden hyötysuhteet ovat tyypillisesti 30 - 35 %, jolloin yli 60 % polttoaineen energiasisällöstä häviää hukkalämpönä 300 - 400 ◦ C lämpötilassa savukaasuina ja moottorin jäähdytteen mukana (Tchance et al. 2014, 1192). Yhdysvaltain energiainformaatio-viraston (EIA) mukaan liikenteessä kului vuonna 2014 päivässä noin 92 miljoonaa tynnyriä öljyä (EIA, Taulukko 3d, 34), mikä vastaa noin 179 000 petajoulea vuodessa. Hukkalämpöä vapautui noin 107 000 PJ. Vertailun vuoksi vuonna 2013 koko Suomen primäärienergian kulutus oli 1313,2 PJ (Tilastokeskus 2015) ja vuonna 2012 koko maailman primäärienergiankulutus oli 554 000 PJ (IEA 2014b, 24). Siten hukkalämpöä vapautuu liikenteessä vuoden aikana viidennes koko maailman energiankulutuksesta. Ajoneuvoihin sijoitettavalla mikro-ORC-energianmuuntimella voitaisiin vähentää vapautuvan hukkalämmön määrää ja pienentää polttoainekustannuksia. Hajautetussa energiantuotannossa käytetään nykyisin usein polttomoottoreita tuottamaan sähköä niiden luotettavuuden, matalan ominaishinnan ja korkean sähköntuotannon hyötysuhteen vuoksi. Muutamia ORC-yksiköitä on asennettu hyödyntämään polttomoottoreiden savukaasujen hukkalämpö sähköntuotannossa. (Vaja & Gambarotta 2010, 1084 - 1085.) Mikäli polttoaine sisältää rikkiä, lämmöntalteenottokattilaa suunniteltaessa on otettava huomioon, ettei savukaasun lämpötila saa laskea rikkihappokastepisteeseen asti metallin syöpymisen välttämiseksi. Maakaasukäyttöisellä diesel-moottorilla savukaasut voitaisiin jäähdyttää alhaisempaan lämpötilaan. (Reunanen et al. 2000, 12). Toinen huomioon otettava seikka on että, että raskasta polttoöljyä poltettaessa savukaasun joukossa on voiteluöljyjäämiä ja nokea, jotka likaavaat lämmönsiirtopintoja ja lisäävät nokipalon riskiä (Reunanen et al. 2000, 17). Lisäksi dieselin sykkivä savukaasuvirta voi aiheuttaa väärinmitoitetussa kattilaputkistossa väsymismurtumia (Ibid.). 2.4 Kiertoaine Kiertoaineen valinta vaikuttaa systeemin termodynaamiseen tehokkuuteen ja kaikkiin systeemin komponentteihin. (Colonna et al. 2015, 2). ORC-voimalan tehokkuus riippuu käytettävän fluidin kiehumispisteestä, kriittisestä paineesta ja molekyylipainosta (Lee, Tien & Shao 1993, 409.) 25 Fluidin molekyylimassa vaikuttaa kriittiseen lämpötilaan ja paineeseen. Yleisesti molekyylimassan kasvaessa kriittinen lämpötila kasvaa, mutta kriittinen paine pienenee (Uusitalo 2014, 49). Tästä syystä kiertoaineen valinnassa joudutaan tekemään kompromissi kriittisen paineen ja lämpötilan suhteen. Kumpikaan ei saisi olla korkea, mutta molekyylimassan tulisi silti olla suuri turbiinin koon ja hyötysuhteen vuoksi. Kiertoaineella on tiettyjä ominaisuusvaatimuksia. Colonnan et al. (2015) mukaan ideaalisen kiertoaineen tulee olla kustannustehokas, myrkytön, palamaton, termodynaamisesti ja kemiallisesti vakaa, yhteensopiva prosessikomponenttien kanssa, hyvät lämmönsiirto-ominaisuudet omaava ja sen on toimittava myös voiteluaineena. Ideaalisella kiertoaineella ei saa olla ilmastonmuutospotentiaalia (GWP) tai otsonikerrosta tuhoavaa potentiaalia (ODP), mikä on linjassa Montrealin pöytäkirjan kanssa. Lisäksi jos kiertoainetta käytetään generaattorin jäähdytyksessä, on sen oltava sähköä johtamaton ja yhteensopiva generaattorissa käytetyn hartsin kanssa. ORC:n kiertoaineella tulee olla prosessin lämpötasojen suhteen sopiva höyrystymispiste. Yleisesti ottaen kiertoaineella tulisi olla matala kriittinen paine ja matala lämpötila, jotta kyllästyskäyrä olisi muodoltaan edullinen. Muita hyvän ORC-kiertoaineen ominaisuuksia ovat saatavuus, pieni ominaistilavuus ja matala viskositeetti ja matala pintajännitys. (Maizza & Maizza 2001, 382.) Usein on tingittävä joistain ideaalisen kiertoaineen ominaisuuksista. Valitsemalla molekyylirakenteeltaan yksinkertainen kiertoaine joudutaan turbiinin kierrosnopeus mitoittamaan suureksi ja koko pieneksi, mikä johtaa mahdollisesti heikompaan hyötysuhteeseen. Toisaalta mainitunlaisen kiertoaineen käyttö voi poistaa joissain sovelluksissa rekuperaattorin tarpeen, jolloin lauhduttimesta saataisiin kompaktin kokoinen ja yliilmakehän-paineinen. (Colonna et al. 2015, 3.) Kiertoaine voidaan valita siten, että sen lauhtumispaine lauhduttimen lämpötilassa on lähellä ilmakehän painetta tai korkeampi. Tällä lailla turbiinin siivistä voidaan tehdä lyhemmät eikä ilman tunkeutumisen systeemiin vaaraa ole. Öljyvoidelluissa turbiineissa tiivisteet on suunniteltava huolellisesti, sillä öljyn sekoittuminen kiertoaineeseen heikentää orgaanisen fluidin lämmönsiirtokykyä. Öljy voi myös heikentää fluidin termistä ja kemiallista vakautta. 26 2.4.1 Kyllästyskäyrä ja ryhmäjako Kyllästyskäyrä on kaikkein tärkein kiertoaineen ominaisuus. Kyllästyskäyrän muodosta riippuu systeemin tehokkuus, fluidin käyttökelpoisuus ja prosessissa käytettävien laitteiden ominaisuudet. (Hung et al. 1997, 662.) Kiertoaineet voidaan jakaa kolmeen eri luokkaan niiden T,s-diagrammiin piirretyn kyllästyskäyrän perusteella. Kuivilla fluideilla on positiivinen käyrä, isentrooppisen käyrän omaavat fluidit kuuluvat isentrooppisten fluidien luokkaan ja negatiivisen käyrän omaavat fluidit ovat märkiä fluideja. Kuvaan 2.7 on piirretty esimerkit kunkin luokan kyllästyskäyrästä. b) c) Entropia [kJ/kgK] Lämpötila [°C] Lämpötila [°C] Lämpötila [°C] a) Entropia [kJ/kgK] Entropia [kJ/kgK] Kuva 2.7. Märän (kuva a), isentrooppisen (kuva b) ja kuivan (kuva c) fluidin kyllästyskäyrä T,s-diagrammissa. Höyryfaasissa oleva kiertoaine paisuu turbiinissa. Paisunnassa lämpötila laskee ja entropia kasvaa. Kuivalla fluidilla paisunta päättyy tulistuneelle alueelle, jolloin voimalaitosprosessissa on mahdollista käyttää hyötysuhdetta nostavaa rekuperaattoria. Höyryvoimalaitoksissa käytettävä vesi on märkä fluidi, joten rekuperaattoria ei voida käyttää. Märillä fluideilla on usein pieni molekyylimassa. Lisäksi suhteellinen entalpian muutos paisunnassa on suurempi kuin kuivilla tai isentrooppisilla fluideilla, jolloin turbiinista tulee tehdä monivaiheinen. Kuivilla ja isentrooppisilla fluideilla on korkeampi molekyylimassa ja pienempi entalpianmuutos paisunnassa, jolloin voidaan käyttää yksivaiheista turbiinia. (Hung et al. 1997, 662.) Kiertoaineet voidaan jakaa niiden kemiallisten ominaisuuksien perusteella neljään eri ryhmään. Taulukossa 2.1 on esitelty eräitä positiivisen kyllästyskäyrän omaavia orgaanisia aineita, jotka kuuluvat kolmeen ensimmäiseen ryhmään. Kiertoaineiden neljä ryhmää ovat: – Klooratut hiilivedyt ja halogenoidut hiilivedyt (CFC-yhdisteet), esim R-134a – Hiilivedyt tai osittain korvatut hiilivedyt, esim pentaani, butaani ja tolueeni 27 – Siloksaanit – Muut nesteet Taulukko 2.1. Orgaanisten yhdisteiden nestefaasin ominaisuuksia. Suluissa olevat lukuarvot ovat referenssilämpötiloja (Tref [ ◦ C]). H-lausekkeiden selitteet ovat liitteessä I. R-134a Tolueeni n-Pentaani Orgaaninen yhdiste Molekyylikaava Molekyylimassa Kriittinen paine Kriittinen lämpötila Tiheys Sulamispiste Kiehumispiste Leimahduspiste Itsesyttymispiste Syttymisraja ilmassa Viskositeetti Om.lämpökapasiteetti GWP (100a) ODP Vaarallisuus (H-koodi) 2.4.2 [g/mol] [bar] [ ◦ C] [t/m, 3] [ ◦ C] [ ◦ C] [ ◦ C] [ ◦ C] [mPas] (kJ/kgK] - MDM C7 H 8 C5 H12 C8 H24 O2 Si3 C 2 H2 F 4 92,1 72,1 236,5 102 41,3 33,7 14,2 4,6 318,6 196,6 290,9 101,1 0,63 (20) 0,82 (20) 1,29 (0) 0,87 (20) -95 -130 -82 -101 110,6 36 152,6 -26,5 4 -49 34,4 cc 480 260 350 1,1 - 7,1 1,1 - 8,7 0,224 (25) 0,82 (25) 0,271 (0) 0,56 (25) 2,32 (25) 1,42 - 1,63 (25) 1,34 (0) 1,71 (25) 0 <15 ? 1300 0 0 ? 0 H226 H280 H225, H304, H224, H304, H315, H336, H336, H411, H361d, H373 EUH066 Siloksaanit Tässä kappaleessa on lyhyt esittely siloksaaneista, sillä tutkimuskohteena olleessa mikroORC-laitoksessa käytettiin kiertoaineena MDM-nimistä siloksaania. MDM on esitelty tarkemmin kappaleessa 4.1. Siloksaanit ovat läpinäkyviä, hajuttomia, matalan viskositeetin omaavia ja ei-myrkyllisiä fluideja. Ne koostuvat vuorottelevista happi- ja pii-atomeista, joista jokaiseen piiatomiin on kiinnittynyt kaksi tai kolme metyyli-ryhmää. Siloksaaneja käytetään sekä kosmetiikka- että energiateollisuudessa sekä lämmönsiirtofluideina (Colonna, Nannan & Guardone 2008, 115). Siloksaanit voivat olla syklisiä tai lineaarisia (Fernández 2011, 5240). Vaikka syklisten siloksaanien terminen stabiilius saattaa olla parempi kuin lineaaristen, on lineaarisilla siloksaaneilla muita etuja, jotka puoltavat niiden valintaa kiertoaineeksi. Esimerkiksi Turboden on ORC-energianmuuntimien valmistaja, joka käyttää kiertoaineena lineaarisia siloksaaneja. 28 Siloksaanien termistä stabiiliutta voidaan korottaa kiertoaineen ja ORC-prosessin puhtaudella. Koska ilmassa olevat vesi ja happi voivat toimia katalyyttina aiheuttaen polymerisoitumista, tulee ne saada pois prosessista mahdollisimman hyvin. Ensivaiheessa prosessin pinnat tulee puhdistaa mahdollisimman hyvin, käyttöönotossa ilma tai muut kaasut ja vesi tulee poistaa prosessista ja lopuksi prosessin tiiveydestä on huolehdittava. Siloksaania käytettäessä höyryn lämpötila turbiinin jälkeen on korkea. Vaikka höyry johdetaan rekuperaattoriin, lauhduttimesta vapautuu paljon hukkalämpöä. Suuri hukkalämpövirta lauhduttimessa heikentää sähköntuotannon hyötysuhdetta. 2.5 Ympäristövaikutukset Ihmisten huoli luonnon tuhoutumisesta on kasvanut Elinkeinoelämän valtuuskunnan asennemittauksien mukaan (Rohweder 2004, 24). Konventionaalinen energiantuotanto onkin ympäristöä kuormittavaa, kun taas ORC on kestävän kehityksen mukainen ja ympäristöystävällinen tapa tuottaa sähköenergiaa. Lisäämällä sähkön tuotantoa ORClaitoksilla tarvitaan vähemmän konventionaalista fossiilisia polttoaineita kuluttavaa sähköntuotantoa. Tällöin haitalliset pienhiukkas- ja CO2 -päästöt ilmakehään vähenevät. Lisäksi savukaasujen hukkalämmön voidaan ajatella olevan ympäristöön vapautuvaa lämpösaastetta, jonka määrää voidaan vähentää ORC-prosessilla (Wei et al. 2007, 1113). Käytön aikana ORC-laitos rasittaa luonnon kantokykyä ainoastaan siinä tapauksessa, että kiertoainetta tai muuta prosessissa käytettävää kemikaalia pääsisi vapautumaan ympäristöön. Orgaaniset aineet ovat palavia ja osalla niistä on GWP- ja ODPpotentiaalit. (Reunanen A. 2000, 8.) Ideaalista olisi käyttää myrkytöntä ja palamatonta kiertoainetta, jolloin ympäristö ei kuormittuisi vuodon sattuessa. Kiertoaineelta vaadittuja muita ominaisuuksia on kuitenkin erittäin hankala tällöin saavuttaa, joten käytetyt kiertoaineet ovat usein palavia ja hieman myrkyllisiä (Larjola 2011, 220). Kiertoaineen vuotoon vaikuttaa käyttöturvallisuus, joka koostuu rakenteellisten ratkaisujen ja prosessiaineiden sekä kytkentöjen aiheuttamista riskeistä. Prosessikomponenttien kestävyys, putkiston lujuus ja akselitiivistykset luetaan rakenteellisiksi ratkaisuiksi. (Sarkala 2010, 26.) Laitoksen käyttöturvallisuutta suunniteltaessa lähtökohtana tulisi olla kiertoaineen vuo- 29 don estäminen ympäristöön. Laitoksen eri komponenttien on kestettävä kaikki prosessissa esiintyvät olosuhteet ja täytettävä EU:n asettaman painelaitedirektiivin 97/23/EY mukaisen paineastioita koskevan lainsäädännön vaatimukset. On huomattava, että Euroopan parlamentti ja neuvosto ovat asettaneet direktiivin 2014/68/EU, joka voi aiheuttaa muutoksia direktiiviin 97/23/EY ja siten kansalliseen lainsäädäntöön. Putkivuotoja vastaan eräs ratkaisu on käyttää kaksoisputkirakennetta, jossa kaksi putkea ovat sisäkkäin. Kiertoaine kulkee sisemmässä putkessa ja ulommassa putkessa on ilmatila, johon kiertoaine kerääntyy sisemmän putken rikkoontuessa. Kaksoisputkiratkaisu on kuitenkin kallis ja yksinkertaisilla teräsputkilla on saavutettu riittävä luotettavuus. (Heinimö & Jäppinen 2005, 23.) Kiertoaineen valinta, mahdollinen termoöljypiiri ja suora kytkentä luetaan prosessiaineiden ja kytkentöjen aiheuttamiin riskeihin. Herkästi syttyvää kiertoainetta käytettäessä paloturvallisuuteen on kiinnitettävä huomiota vuototilanteen varalta. (Sarkala 2010, 26 - 27.) 2.6 Tunnusluvut Tunnuslukujen avulla voidaan vertailla eri prosesseja keskenään. Sähköntuotannon hyötysuhde ηe on yksi kiinnostavimmista ja tärkeimmistä tunnusluvuista, sillä sillä voi ilmaista voimalaitoksen suorituskyvyn. Tässä kappaleessa esitellään ne tunnusluvut, joiden perusteella tutkimuskohteena olleen koelaitoksen suorituskykyä voidaan arvioida. Sähköntuotannon hyötysuhteen laskentaa varten tulee selvittää höyrystimeltä kiertoaineeseen siirtyvä lämpövirta ja prosessin nettosähköteho. Tuotettuun sähkötehoon vaikuttaa turbiinin toiminta, generaattorin mekaaniset, sähköiset ja magneettiset häviöt, rekuperaattorin ja lauhduttimen toiminta. Lisäksi määriteltiin turbiinin ominaispyörimisnopeus yleisenä tarkasteluna. Tunnuslukujen laskennassa käytettyjen tilapisteiden paikat prosessikaaviossa ovat esitettynä kuvassa 4.5. Generaattorin toiminta on selvitetty erillisillä mittauksilla, joten sen tarkastelu on rajattu tästä tutkimuksesta pois. 2.6.1 Sähköntuotannon hyötysuhde Sähköntuottohyötysuhde ηe ilmaisee, kuinka monta prosenttia prosessiin tuodusta lämpötehosta saadaan muunnettua sähkötehoksi. Se voidaan laskea termisen hyötysuhteen 30 ja generaattorin hyötysuhteen tulona yhtälöllä 2.2. ηe = ηgen ηTH (2.2) ORC-prosessin terminen hyötysuhde lasketaan saadun tehon ja tuodun lämmön suhteesta yhtälöllä 2.3. ηTH = Pnetto φin,sk (2.3) Nettoteho lasketaan vähentämällä turbiinilta saadusta tehosta pumppujen tarvitsema teho ja laakereiden aiheuttamat häviöt. Pnetto = Pt − Pp − Phäv,l 2.6.2 (2.4) Turbiini Turbiinin teho riippuu höyryn massavirrasta ja sen energiasisällön muutoksesta yhtälön 2.5 mukaisesti. Pt = ṁ∆h (2.5) jossa Pt turbiinin teho [kW] ṁ kiertoaineen massavirta [kg/s] ∆h ominaisentalpian muutos [kJ/kg] Jos massavirta pidetään vakiona, saatavaa tehoa voidaan hallita vaikuttamalla turbiinissa tapahtuvaan ominaisentalpian muutokseen. Ominaisentalpia on lämpötilan ja paineen funktio. Turbiinin hyötysuhteen maksimoimiseksi mahdollisimman suuri osa höyryn lämpöenergiasta tulee muuntaa sähköenergiaksi. Turbiinien suorituskykä kuvataan isentrooppihyötysuhteella ηs , joka lasketaan yhtälöllä 2.6. Mitä lähempänä ηs on 1:tä, sitä vähemmän turbiinissa on entropiaa lisääviä häviöitä. ηs = jossa h1 − h2 h1 − h2s (2.6) 31 h1 h2 h2s kiertoaineen entalpia ennen turbiinia kiertoaineen entalpia turbiinin jälkeen isentrooppisen paisunnan jälkeinen entalpia [kJ/kg] [kJ/kg] [kJ/kg] Turbiinin isentrooppihyötysuhteen vaikutus on havainnollistettu kuvassa 2.8. Todellisessa prosessissa häviöitä esiintyy aina; niitä ei voida välttää. Häviöistä johtuen entropia kasvaa, mistä syystä turbiinissa tapahtuvaa paisuntaa esittävä vektori h1 h2 kallistuu oikealle. Isentrooppisessa paisunnassa entropia pysyy vakiona, jolloin paisuntavektorin suunta on pystysuoraan alas. Isentrooppihyötysuhde on kyseisten kahden vektorin y-komponenttien suhde. Turbiinin tehon ollen riippuvainen entalpian muutoksesta, heikko isentrooppihyötysuhde johtaa vajaaseen tehoon. h p2 h1 p1 h2 h2s s Kuva 2.8. Yksinkertaistettu esitys höyryn paisunnasta turbiinissa. Isentrooppihyötysuhde voidaan määrittää myös ominaispyörimisnopeuden Ns ja ominaishalkaisijan Ds funktiona erilaisille paisuntalaitteille. Tutkimuskohteena olevassa mikro-ORC-laitoksekssa olevan radiaaliturbiinin ominaispyörimisnopeuden tulisi olla välillä 0,4 - 0,7, jolloin isentrooppihyötysuhde on korkeimmillaan. Ominaispyörimisnopeus lasketaan yhtälöllä √ 2πn qv Ns = ∆h0.75 s (2.7) jossa Ns n qv ∆hs ominaispyörimisnopeus [-] pyörimisnopeus [1/s] tulotilavuusvirta [m 3 /s] isentrooppinen entalpiamuutos [J/kg] Tilavuusvirta qv on massavirran ja tiheyden funktio. Massavirta saadaan laboratoriomittauksista ja tiheys voidaan laskea REFPROP:in avulla paineen ja lämpötilan 32 funktiona. Tilavuusvirta lasketaan yhtälöstä ṁ = ρqv 2.6.3 (2.8) Pumput Pumpun teho lasketaan yhtälöllä Pp = ṁ∆h (2.9) Oletetaan, että kiertoaine on kokoonpuristumaton neste. Tällöin ominaistilavuuden muutos paineen noustessa on merkityksettömän pieni. Siten pumpun jälkeinen entalpia ha voidaan laskea yhtälöllä hb = ha + va (pb − pa ) (2.10) jossa ha hb va pb pa kiertoaineen kiertoaineen kiertoaineen kiertoaineen kiertoaineen entalpia ennen pumppua [kJ/kg] entalpia pumpun jälkeen [kJ/kg] ominaistilavuus ennen pumppua [m 3 /kg] paine pumpun jälkeen [kPa] paine ennen pumppua [kPa] Pumpun vaatima sähköteho lasketaan yhtälöllä Pp,e = 2.6.4 Pp ηmek (2.11) Höyrystin Savukaasun luovuttama lämpö höyrystimessä φin,sk voidaan laskea samoin kuin kiertoaineeseen siirtynyt lämpö. φin,sk = ṁsk ∆hsk = ṁsk (h8 − h7 ) (2.12) Toisaalta ominaisentalpia voidaan lausua lämpötilan T ja ominaislämpökapasiteetin cp funktiona h = cp T joten yhtälö 2.12 voidaan esittää muodossa φin,sk = ṁsk c̄p (T8 − T7 ) (2.13) 33 Diesel-moottorin savukaasuista kiertoaineeseen siirtynyt lämpö lasketaan yhtälöllä φorc = ṁ∆hMDM = ṁ(h4 − h10 ) (2.14) jossa φorc ṁ h10 h4 Siirtynyt lämpöteho [kJ] Kiertoaineen massavirta [kg/s] Kiertoaineen ominaisentalpia ennen höyrystintä [kJ/kg] Kiertoaineen ominaisentalpia höyrystimen jälkeen [kJ/kg] Höyrystimen toimintaa voidaan kuvata kattilahyötysuhteen tavoin tuodun ja siirtyneen lämmön suhteena yhtälöllä ηhöyr = 2.6.5 φorc φin,sk (2.15) Rekuperaattori Rekuperaattorin toimivuutta kuvataan rekuperaatioasteella . Käyttämällä prosessikaavion (kuva 4.5) mukaisia pisteitä lämpötilamittauksille rekuperaatioaste lasketaan yhtälöllä T10 − T5 T3 − T5 = 2.6.6 (2.16) Lauhdutin Lauhduttimelta poistuvan lämpövirran tulisi olla samansuuruinen kuin latentin lämmön (Yamamoto et al. 2001, 244). Jos poistuva lämpövirta on suurempi, kiertoaine alijäähtyy. Lauhduttimelta poistuva lämpöteho Qout lasketaan yhtälöllä Qout = ṁjv (h12 − h11 ) jossa ṁjv h11 h12 jäähdytysveden massavirta [kg/s] tulevan veden entalpia [kJ/kg] poistuvan veden entalpia [kJ/kg] (2.17) 34 3 MIKRO-ORC-ENERGIANMUUNNIN Mikro-ORC-energianmuuntimet ovat pienitehoisia ORC-voimalaitoksia. Standardi SFSEN 50438 on määritellyt mikrotuotantolaitoksen suurimmaksi kooksi 11 kVA, mutta vakiintunutta tehorajaa sille, milloin käytetään etuliitettä "mikro" ei ole. Tyypillisesti valmistajat käyttävät etuliitettä "mikro" tehokokoluokaltaan 1 - 50 kWe olevista laitoksista. Mikro-ORC-energianmuuntimia on valmistettu jo 1960 -luvun alkupuolella. Harry Zvi ja Lucien Bronicki rakensivat useita Rankine-moottoreita, joissa oli kiertoaineena monoklooribentseeniä. Teholtaan moottorit olivat 2 - 10 kW (Invernizzi 2013, 121). Tässä luvussa esitellään nykyaikaisessa mikro-ORC-energianmuuntimessa käytettävää tekniikkaa, mahdolliset käyttökohteet ja katselmus valmistajista. 3.1 Suurnopeustekniikka Tyypillistä mikro-ORC-laitoksille on yksinkertainen kytkentä ja alhainen hyötysuhde. Kiertoaineen valinnalla ja käyttämällä suurnopeustekniikkaa hyötysuhde saadaan korkeammaksi (Larjola 2011, 213). Suurnopeustekniikaksi luetaan konstruktiot, joissa sähkökone ja toimilaite ovat kytkettynä samalle akselille ja missä akselin pyörimisnopeus on selvästi suurempi kuin 3 000 rpm. Tyypillisesti suurnopeuskoneissa akselin pyörimisnopeus on yli 10 000 rpm. (Larjola, Arkkio & Pyrhönen 2010, 20). ORC-prosessissa sähkökoneena on generaattori ja toimilaitteena turbiini. Käyttämällä turbiinin kierrosnopeutena yli 10 000 rpm saavutetaan korkeampi turbiinin hyötysuhde ja kompaktimpi rakenne verrattuna matalan kierrosnopeuden turbiineihin. Tarkasteltavassa koelaitoksessa toimilaitteena käytetään radiaaliturbiinia, vaikka usein alle 10 kW mikro-ORC-energianmuuntimissa paisunta tapahtuu ruuvia pyörittäen tai mäntää liikuttaen sylinterissä (Branchini, De Pascale & Peretto 2013, 136). Tilavuudenmuutostyöhön perustuvilla toimilaitteilla on kuitenkin heikkoutena niiden geometriasta johtuva rajallinen paisuntasuhde, joka on tyypillisesti alle 10 (Lemort et al. 2013, 3). Sovelluskohteissa, kuten ORC-laitoksissa, joissa lämmönlähteeltä saapuva pieni lämpövirta yhdistyy suureen lämpötilaeroon, toimilaitteen korkea painesuhde voi johtaa parempaan hyötysuhteeseen (Weiß 2015, 2). Esimerkiksi tarkasteltavassa koelaitoksessa radiaaliturbiinin yli suunniteltu painesuhde on noin 120. Käytettäessä kiertoainetta laakereiden voiteluun ei voiteluöljyä ei tarvita, jolloin kier- 35 toaineen terminen vakaus suurempi ja systeemi on mahdollista rakentaa hermeettiseksi (Larjola 1988, 63). Etuna ovat myös vähäiset huoltokustannukset (Larjola 1995, 227). Hermeettisyyden takaamiseksi mahdollisimman moni liitos tulee tehdä hitsaamalla ja höyrypuolen venttiilit on varustettava asianmukaisilla tiivisteillä (Reunanen et al. 2000, 16). Kuvassa 3.1 on esitetty suurnopeustekniikkaan perustuvan ORC-voimalan prosessikaavio, joka on samankaltainen kuin tavallisen ORC-voimalan vastaava. Kuten kuvasta 3.1 nähdään, pääsyöttöpumppu on kytketty suoraan turbiinin akseliin, joten usein tarvitaan esisyöttöpumppu estämään pääsyöttöpumpun kavitointi. Turbiinin ja pääsyöttöpumpun akselivuoto ei ole kyseisessä ratkaisussa ongelma, vaan se suuntautuu labyrinttitiivisteiden läpi suunnitellusti laakerilinjaan. SKout 1 H SKin T G 5 8 2 7 6 3 4 Kuva 3.1. Suurnopeus-ORC:n periaatteellinen prosessikaavio. Prosessin pääkomponentit ovat 1: turbiini, 2: rekuperaattori, 3: lauhdutin, 4: esisyöttösyöttöpumppu, 5: pääsyöttöpumppu, 7: höyrystin ja 8: generaattori. Pääsyöttöpumppuna on osittaisemissiopumppu, jossa käytetään kuvassa 3.2 esitettyä Barske-tyyppistä impelleriä. Barske-pumpun erityispiirteenä on pystysuorat siivet. Epätyypillisen geometrian etuna on se, että suurella pyörimisnopeudella Barskepumppu kykenee nostamaan väliaineen paineen korkeaksi pienelläkin tilavuusvirralla. Kavitoinnin vähentämiseksi impellerin imupuolelle on asennettu spiraalimainen virtauksenohjain, joka on niin ikään esitettynä kuvassa 3.2. 36 Kuva 3.2. Barske-tyypin impelleri ja virtauksenohjain osina ja kokoonpantuna. Turbogeneraattorit kytketään sähköverkkoon taajuusmuuttajan välityksellä, sillä turbiinin ja generaattorin välissä ei käytetä alennusvaihdetta (Reunanen et al. 2000, 5). Tyypillisen suurnopeusturbogeneraattorin akselin "yksinkertaisuus" on esitettynä kuvassa 3.3. Hermeettisessä prosessissa vaihteistoa ei voitaisikaan käyttää. Vaihteisto vaatisi toimiakseen voiteluöljyn käytön, sillä orgaanisten fluidien viskositeetti on liian alhainen käytettäväksi vaihteiston voiteluaineena (Larjola 1988, 67). Riittävän tiukan akselitiivisteen valmistaminen on erittäin hankalaa turbiinin suuren kierrosnopeuden vuoksi, joten voiteluöljy ja orgaaninen fluidi pääsisivät sekoittumaan. Kuva 3.3. Erään suurnopeusturbogeneraattorin poikkileikkaus. Suurnopeustekniikkaan perustuvan turbogeneraattorin akseli voidaan asettaa vertikaalisesti, jolloin minimoidaan radiaalisten laakereiden aloituskuorma. Samalla aksiaali- 37 laakereiden aloituskuorma on helppo kompensoida sopivalla painejakaumalla. Öljyttömässä systeemissä on kolme perusvaihtoehtoa laakereille: kiertoaineella voideltavat hydrodynaamiset laakerit, kaasulaakerit tai aktiiviset magneettilaakerit. (Larjola 1995, 228.) 3.2 Käyttökohteet Suurnopeustekniikkaa hyödyntäviä mikro-ORC-laitteita käytetään kohteissa, joissa hyödynnettävissä olevaa termistä tehoa on alle 200 kW. Alhaisen hyötysuhteen vuoksi mikro-ORC-laitoksia on käytetty aikaisemmin vain erikoiskohteisiin, muun muassa syvänmeren sukellusveneen akkujen lataukseen. Koska tuotetun sähkön määrä on vähäinen, myös laitoksen hinnan tulee olla matala laajemman asiakasryhmän kiinnostuksen herättämiseksi. Hyötysuhteen noustessa ja hinnan laskiessa laitoksen mahdollisten sovelluskohteiden määrä noussee myös. Etenkin alhaisen lämpötason ORC-prosesseissa suurin haaste onkin vähentää laitoksen ominaiskustannuksia (Invernizzi 2013, 119). Hintatason ollessa sopiva toinen tärkeä ominaisuus on luotettavuus. ORMATin valmistamissa mikro-ORC-laitteissa on saavutettu yli 200 000 h keskimääräräinen vikaantumisväli (MTBF). (Larjola 2011, 213). Korkea luotettavuus korostuu haastavissa loppukäyttökohteissa kuten miehittämättömillä öljynporauslautoilla tai öljyputkien varrella erämaassa. Kirjallisuudessa usein esiintyviä mikro-ORC-prosessin käyttökohteita ovat toimiminen CHP-laitoksen alemman lämpötilatason kiertoprosessina, kompressorien jäähdytysnesteen lämmön hyödyntäminen, maatiloilla syntyvän biomassan ja -kaasun poltto ja työkoneiden sekä mikrokaasuturbiinien savukaasun lämmön hyödyntäminen. Erääksi mahdolliseksi käyttökohteeksi mikro-ORC-laitokselle on esitetty toimiminen kotitalouksissa CHP-laitoksena. Polttoaineena voisi käyttää paikallista biomassaa tai -kaasua. MikroORC-laitosta on ehdotettu myös käytettäväksi avaruusasemilla (Hung et al. 1997, 661). 100 kW mikro-kaasuturbiinin savukaasun hyödyntäminen ORC-prosessilla voi lisätä tuotettua sähköä noin 30 %, mikä voi nostaa kokonaissähköntuottohyötysuhteen jopa 40 %:in (Invernizzi 2007, 100). Pienitehoiset mikrokaasuturbiinit hyötyvät ORC:n liittämisestä prosessiin prosentuaalisesti enemmän kuin tehokkaammat. (Mago & Luck 2013, 1332). Ajoneuvoihin tai työkoneisiin soveltuvalla mikro-ORC-energianmuuntimella voitaisiin vähentää polttoaineenkulutusta tuottamalla osa tarvittavasta käyttövoimasta sähköllä. 38 Moottorilta vapautuvan savukaasun sisältämästä lämmöstä riippuen voidaan käyttää korkeampitehoista ORC-energianmuunninta tai kytkeä useampi pienitehoinen laitos rinnan. Työkoneisiin asennettavien ORC-yksiköiden määrää tai kokoa rajoittaa kuitenkin mahdollinen tilanpuute. Tuotettaessa osa ajoneuvon tai työkoneen vaatimasta käyttövoimasta sähköllä voidaan moottorikokoa pienentää, mikä myös vähentää polttoaineen kulutusta. Polttoaineen kulutuksen vähentyessä myös syntyvät hiilidioksidipäästöt vähenevät. 3.3 Mikro-ORC-energianmuuntimien valmistajat Ympäri maailmaa on lukuisia ORC-voimaloiden valmistajia, jotka mainostavat tuotteitaan kestävän kehityksen mukaisina vihreän energian tuottajina. Useilla valmistajilla on samantapaiset tuotteet, mutta kiertoaineet vaihtelevat valmistajakohtaisesti. Mikro-kokoluokan ORC-laitosten valmistajia ei kuitenkaan ole kovin montaa maailmassa. Mikro-kokoluokan laitokset ovat haastavia saada kustannustehokkaiksi, joten usein valmistajan keskittyvät yli 500 kWe laitoskokoon. Taulukossa 3.1 on esitelty turbiinikäyttöisten ja alle 50 kWe tuottavien ORC-voimaloiden valmistajia. Taulukko 3.1. Mikro-ORC-voimaloiden valmistajia. Tiedot valmistajien www-sivustoilta. Valmistaja Barber-Nichols Enogia Infinity Turbines Verdicorp Cogen Microsystems Toimilaite Turbiini Turbiini ROT Turbiini Mäntä Pe,min [kWe] ηe [%] 15 5 10 20 1 7 10 - 15 0.65·ηc Infinity Turbinesin www-sivustolla turbiinityypiksi mainitaan ROT, joka on lyhenne sanoista Radial Out-flow Turbine. Cogen Microsystems on taulukoitu vertailukohteena. Cogen lupaa verkkosivuillaan ORC-energianmuuntimelleen sähköntuotannon hyötysuhteeksi jopa 65 % Carnot-hyötysuhteesta. Luku on korkea, sillä usein ORC-voimalat saavuttavat vain noin 50 % Carnot-hyötysuhteesta (Termiset virtauskoneet 2013). Korkeaan osuuteen Carnot-hyötysuhteesta päästään, koska paisunnan painesuhde on korkeampi kuin scroll- tai screw-turbiineissa. Korkeamman painesuhteen ansiosta isompi osa kiertoaineen sisältämästä energiasta saadaan hyödynnettyä. Huomion arvoista on, että mäntäkoneissa painesuhteet ovat usein 6 ja 14 välissä (Lemort et al. 2013 3), kun taas radiaaliturbiineilla painesuhde yhden vaiheen yli voi olla yli 100. 39 4 KOELAITE JA MITTAUSJÄRJESTELYT Seuraavissa kappaleissa on esitelty koelaitoksessa käytettävä kiertoaine, lämmönlähde ja prosessiarmatuurit. Laskennan kannalta mittausjärjestelyissä esiintyi puutteita, jotka on listattu. Luvun lopussa on pohdittu mittauksissa esiintyneitä epäjohdonmukaisuuksia ja ongelmia. Mikro-ORC-energianmuuntimen prosessin toiminnan ja suorituskyvyn laskemiseksi vaadittavat mittaukset suoritettiin Lappeenrannan teknillisen yliopiston virtaustekniikan laboratoriossa kuvassa 4.1 olevalla koelaitoksella. Kuva 4.1. Koelaitos. Lämmönlähteenä toimiva moottori on maalattuna mustalla ja mikroORC-energianmuunnin on pääosin värjäämätöntä metallia. (Kuva: Timo Mikkola, LUT) 40 4.1 Kiertoaine Tässä tutkimuksessa kiertoaineena käytettiin MDM-nimistä orgaanista kemikaalia, joka on normaaliolosuhteissa kirkas, väritön neste. MDM on lineaarinen siloksaani, jota käytetään muun muassa Turbodenin ORC-laitoksissa. Koska kyseessä ei ole uusi sähköntuotannossa käytettävä kemikaali, tulisi markkinoiden hyväksyä MDM:n käyttö kiertoaineena. MDM:ää käytetään yleisesti valvotusti teollisissa olosuhteissa ja laboratorioissa. MDM:ää käytetään myös terveydenhoitotuotteissa. MDM:n valmistus tai käyttö ei aiheuta minkäänlaista riskiä ihmisille tai ympäristölle, mikäli tuotetta käytetään annettujen ohjeiden ja käyttöturvallisuuskortin mukaisesti. (Dow Corning 2015). MDM:n GWP- tai ODP-arvoja ei ole vielä tarkalleen saatu määritettyä, mutta Dow Corningin (2015) mukaan ne ovat vähäiset. MDM:n faasimuutos nesteestä höyryksi on esitetty kuvassa 4.2. Neste on kylläisessä tilassa normaalipaineessa lämpötilan ollessa 152 ◦ C:ta. Kuvasta 4.2 voidaan todeta, että REFPROP:issa on asetettu kyseinen piste ominaisentalpian nollapisteeksi. Kun kylläiseen nesteeseen tuodaan lisää lämpöä, ominaisentalpia kasvaa ja neste rupeaa höyrystymään lämpötilan pysyessä muuttumattomana. Tämä näkyy kuvassa vaakasuorana viivana. Lämpötilan alkaessa taas nousemaan voidaan todeta, että fluidi on kokonaan höyryfaasissa. MDM:llä on veteen verrattuna alhainen latentti lämpö, normaalipaineessa 152 kJ/kg. Vedellä vastaava latentti lämpö on 2260 kJ/kg. 450 400 350 T [C] 300 250 200 150 100 50 0 -200 -100 0 100 200 300 400 500 600 700 h [kJ/kg] Kuva 4.2. Lämpötilan nousu entalpian mukaan, p = 1 bar. 800 41 Kuvaan 4.3 on piirretty MDM:n kyllästyskäyrä paineen ja lämpötilan funktiona. Käyrän alapuolella MDM on alijäähtyneenä nesteenä ja yläpuolella tulistuneena höyrynä. Mitoituspisteessä MDM saapuu turbiinille noin 8 barin paineessa, jolloin sen lämpötilan tulee olla yli 254 ◦ C. Liian korkea lämpötila johtaa kuitenkin MDM:n pilkkoutumiseen lyhyempiketjuisiksi molekyyleiksi, mikä johtaa muun muassa heikentyneeseen hyötysuhteeseen ja lauhdutinpaineen nousuun. MDM:n paisunta tapahtuu turbiinissa tulistuneella alueella sen ollessa kuiva fluidi. 300 250 T [°C] 200 150 100 50 0 0.001 0.01 0.1 1 10 p [bar] Kuva 4.3. MDM:n logaritminen kyllästyskäyrä paineen ja lämpötilan funktiona. Erhart & al. (2015) tutkivat MDM:n pilkkoutumista seitsemässä eri voimalaitoksissa ajan suhteen. MDM:n joukkoon sekoittuneella voiteluöljyllä todettiin olevan voimistava vaikutus MDM:n pilkkoutumiseen. Samoin todettiin ajan vaikutuksesta pilkkoutumiseen, vaikka hajonta tarkasteltavissa tapauksissa oli suurta. Tutkimuksessa todettiin MDM:n pilkkoutuvan korkeamman ja matalamman kiehuntapisteen omaaviksi molekyyleiksi jokaisessa voimalaitoksessa. Korkeamman kiehuntapisteen molekyylit eivät välttämättä höyrysty, vaan ne voivat joutua turbiiniin pisaroina aiheuttaen turbiinin siipien kulumista. Matalamman kiehuntapisteen molekyylit sen sijaan saattavat höyrystyä ennenaikaisesti aiheuttaen syöttöpumpun kavitointia ja heikentäen lämmönsiirtoa lämmönvaihtimissa. (Erhart & al. 2015 ,2.) MDM:ää niin kuin muitakin siloksaaneja käytettäessä on huomioitava matalat lauhduttimen paineet 50 Celsius-asteen lauhtumislämpötilassa. MDM:n lauhtumispaine 50 Celsius-asteen lämpötilassa on 0,02 bar, mutta esimerkiksi D4:llä vastaava paine on 0,0065 bar. Erittäin matala lauhtumispaine edesauttaa ilman tunkeutumista systeemiin tiivisteistä huolimatta. 42 4.2 Prosessiarmatuurit Prosessiarmatuureilla tarkoitetaan prosessin hallintaan vaikuttavia laitteita. Laitteilla on suuri merkitys prosessin toiminnan kannalta: väärintoimiva laite tai puutteellinen mittausdata voi johtaa prosessin häiriintymiseen ja jopa laiterikkoon. Seuraavissa on esitetty turvallisen käytön kannalta oleelliset armatuurit. 4.2.1 Virtausmittarit Alustavissa mittauksissa massavirta mitattiin putkistosta kahdesta eri kohtaa: esi- ja pääsyöttöpumppujen jälkeen. Esisyöttöpumpun jälkeen käytettiin ultraäänen avulla virtausnopeuden mittaavaa Controlotron 1010P -virtausmittaria. Mittari lähettää putkeen ultraäänisignaalin ja vastaanottaa paluusignaalin. Kun mittarin asetuksiin syötetään putken sisähalkaisija, virtaava fluidi ja sen tiheys, laite laskee massavirran ultraäänen kulkuajan perusteella (Konwell 2015). Pääsyöttöpumpun jälkeinen massavirta mitattiin Grundfosin VFI 0.6-12 vortex-mittarilla, jonka valmistajan mukainen mittausalue 0,6 - 12,0 m3 /h. Mittarin tunnistama pienin tilavuusvirta riippuu fluidin kinemaattisesta viskositeetistä ja putkipaksuudesta. Valmistajan internet-sivuilta löytyvän taulukon mukaan vortex-mittari oli lähellä toimintaalueen alarajaa. Suoritetuissa mittauksissa tilavuusvirta oli noin 0,78 m3 /h. 4.2.2 Säätöventtiilit Säätöventtiileillä HV1 ja HV5 voidaan hallita prosessin painetasoa ohjaamalla virtaus joko turbiinille tai sen ohi. Venttiilien sijainti on esitettynä kuvassa 4.4. Venttiilejä ohjataan hallintapaneelilta, jolta voi asettaa venttiilille prosentuaalisen aukioloasennon. Venttiileinä ovat pneumaattiset Konwellin istukkaventtiilit, joissa on lineaarinen säätökäyrä. Viesti hallintapaneelilta venttiilille on virtaviesti, jonka vaihteluväli on 4 - 20 mA. Turbiiniventtiili HV1 on normaalikäytössä kokonaan auki. Venttiili on ulospäin täysin hermeettinen ja läpäisysuunnassa sillä on tavanomainen tiiveys. Normaalikäytössä avautumis- ja sulkeutumisaika on noin 20 sekuntia, mutta pikasulku tapahtuu kahdessa sekunnissa. Pikasulkua varten on magneettiventtiili, joka päästää venttiiliä operoivan paineilman riittävän nopeasti ulos. 43 HV1 HV5 SKout H SKin Kuva 4.4. Säätöventtiilien sijainti. Prosessikaavio on esitettynä alustavien mittausten mukaisena ilman turbogeneraattoria. Ylipaine- ja ohitusventtiili HV5 on normaalikäytössä kiinni. Mikäli turbiinin tulopaine nousee liiaksi, HV5 avautuu päästäen ylipaineen lauhduttimeen. HV5:ttä käytetään laitoksen käynnistyksessä kehittämään tuorehöyrylle riittävä lämpötila ja paine turbogeneraattorin käynnistämiselle. Niin ikään HV5:ttä tarvitaan laitoksen alasajossa. 4.2.3 Paine- ja lämpötilamittarit Paine ja lämpötila ovat keskeisiä suureita tarkasteltaessa eri prosessien toimintaa. Suunnittelulämpötilaa tai -painetta matalammalle tai korkeammalle alueelle ajautuminen voi johtaa hyötysuhteen romahtamiseen ja pahimmassa tapauksessa laiterikkoon. Turbokoneissa on usein hyvin korkea lämpötila, joten rakennemateriaalinen lämpötila on kyettävä mittaamaan tarkasti. Paine- ja lämpötilamittareiden sijoittelu on esitettynä kuvassa 4.5. Osa painemittareista on sijoitettuna "pussiin", jossa vallitsee kokonaispaine. Osa mittareista sen sijaan on virtauksessa, jolloin ne mittaavat staattista painetta. Tämä näkyi mittaustuloksissa virtauksen virtaamisesta matalammasta paineesta korkeampaan paineeseen. Mittausdatan analysoinnissa kaikki paineet oletettiin kokonaispaineiksi, koska fluidin matalasta virtausnopeudesta johtuen dynaamisen paineen osuus kokonaispaineesta oli merkityksettömän pieni. 44 P4 P1 T4 T1 P11 P9 SKout T8 H T G P10 SKin P3 T3 T7 P6 T10 T11 T5 P5 T12 Kuva 4.5. Paine- ja lämpötila-antureiden sijainnit. Lämpötilan mittaus tapahtui Pt100-mittareilla ja termoelementeillä useasta eri kohtaa prosessia. Vastuslämpömittarin tarkkuus on ±0,5 ◦ C ja termoelementin ±0.25 ◦ C. Anturit ovat asennettuna putkistoon siten, että niiden antama lukema on lähellä kokonaislämpötilaa. 4.2.4 Ominaisentalpian laskenta Laitoksen suorituskyvyn laskennassa tarvittujen entalpioiden sijainti prosessikaaviossa on esitettynä kuvassa 4.6. Entalpiat laskettiin REFPROP:in avulla lämpötilan ja paineen funktiona seuraavasti: – h1 (T1 , p1 ) – h3 (T3 , p3 ) – h4 (T 4, p4 ) – h5 (T5 , p5 ) – h6 (T5 , p6 ) – h7 (T7 , p10 ) – h8 (T8 , p11 ) 45 – h9 (T5 , p9 ) – h10 (T10 , p9 ) – h11 (T11 , pymp ) – h12 (T12 , pymp ) h4 h1 h9 SKulos h8 H G T SKsis h3 h7 h6 h10 h11 h5 h12 Kuva 4.6. Ominaisentalpioiden pisteet. 4.3 Lämmönlähde Lämmönlähteenä toimi AGCO Power SG275 diesel-moottorin pakokaasu. Moottoria ohjattiin tietokoneelta hallintaohjelman kautta. Moottori oli yhdistettynä generaattoriin, jonka toiminta-arvot tulostuivat tietokoneelle. AGCO POWER:lta saadun taulukon mukaan savukaasun massavirta ja lämpötila ovat verrannollisia moottorin tuottamaan tehoon. Mittausten aikana todettiin, että todellisuudessa savukaasun lämpötila on hieman korkeampi kuin mitä taulukossa on ilmoitettu. Ero valmistajan antamiin lukuarvoihin voi johtua erilaisista laboratorio-olosuhteista. Mittaukset suoritettiin ilmatilavuudeltaan verrattain pienessä laboratoriossa, jonka ilman lämpötila kohosi ajon aikana. Tällöin 46 moottorin imuilman lämpötila on noussut, mikä nostaa savukaasun lämpötilaa. Dieselmoottorin käydessä kuumempana se kuluttaa enemmän polttoainetta, jolloin myös savukaasun massavirta kasvaa. Laskennassa on kuitenkin käytetty savukaasujen massavirralle valmistajan ilmoittamia lukuarvoja, mistä syystä savukaasun luovuttama lämpövirta on laskennan perusteella todellista pienempi. 4.4 Puutteet mittauksissa Eräitä mittapisteitä oli jätetty pois joko tilanpuutteen vuoksi tai muista syistä. Vaillinaisista mittapisteistä johtuen seuraavia paine- ja lämpötilaeroja ei saatu laskettua tarkasti: – Paine-ero höyrystimen yli kiertoaineen puolelta – Paine-ero rekuperaattorin yli kylmältä ja kuumalta puolelta – Paine-ero lauhduttimen yli kuumalta ja kylmältä puolelta – Lämpötilaero lauhduttimen yli kuumalta puolelta – Lämpötilaero rekuperaattorin yli kuumalta puolelta Puutteiden vuoksi laskennassa esiintyy epätarkkuuksia. Puutteita on korvattu olettamalla paine- ja lämpöhäviöt merkityksettömiksi eri prosessikomponenttien yli ja laskemalla puuttuvia lämpötiloja energiataseiden avulla. 4.5 Epäjohdonmukaisuudet ja ongelmat mittauksissa Mittausten alkuun esiintyi muutamia ongelmia mittalaitteiden rajoitusten tai vikojen vuoksi. Mittauksissa esiintyneet ongelmat viivästyttivät koelaitteen saamista toimintakuntoon. Seuraavat epäjohdonmukaisuudet ja ongelmat esiintyivät: – Lämpötila pisteessä 4 on pienempi kuin pisteessä 3, mutta turbiinin ohitusventtiilin tukkeutuessa lämpötilaero kääntyy. – Ultraäänimittari häiriöityy herkästi. – Vortex-virtausmittarin lukema häiriöityy höyrystymisen alkaessa. 47 4.5.1 Lämpötilojen käyttäytyminen ennen ja jälkeen turbiinin Ensisilmäyksellä lämpötilat BT3 ja BT4 tuntuivat rikkovan termodynamiikan periaatteita. Lämpötila turbiinin jälkeisessä pisteessä oli mittausdatan perusteella korkeampi kuin höyrystimen jälkeen. Suljettaessa turbiinin ohitusventtiili HV5 lämpötila BT4 kohosi nopeasti, jolloin lämpötilat kääntyivät niin sanotusti oikeinpäin, mikä näkyy kuvassa 4.7. 350 300 T [°C] 250 200 150 100 50 0 1000 2000 3000 Aika [s] 4000 5000 6000 Kuva 4.7. Höyrystimen jälkeisten lämpötilojen vertailu. Sininen käyrä kuvaa BT3:a ja punainen BT4:ä. Lämpötiloja tarkastellessa tulee muistaa, että höyrystyminen endotermisena reaktiona sitoo lämpöä ympäristöstä. Todennäköisin selitys lämpötilojen käyttäytymiselle on se, että mittapisteessä BT4 virtaava fluidi on kahdessa faasissa. Höyrystimeltä fluidi saapuu putkistoon BT3:a kuumempana höyrynä ja BT4:ää viileämpänä nesteenä. Paine putkessa on matalampi kuin höyrystimessä, jolloin neste rupeaa höyrystymään. Tällöin kanavassa on sekaisin kuumaa höyryä ja höyrystyvää nestettä, joka jäähdyttää ympäristöä pitäen lämpötilan anturin kohdalla BT4:n lukemassa. Vaikka BT4 näyttää matalampaa lämpötilaa kuin BT3, jossa fluidi on pelkästään höyryfaasissa, höyryn lämpötila höyrystimessä on korkeampi kuin BT3:n lukema. Höyryn lauhtuminen nesteeksi on eksoterminen reaktio. Suljettaessa HV5-venttiili paine kasvaa nopeasti, jolloin kylläinen höyry lauhtuu nesteeksi luovuttaen lämpöä ympäristöön. Lisäksi höyrystin puskee koko ajan lisää kuumaa kaasua mittapisteeseen. Tämä näkyy lämpötilan BT4 nopeana kohoamisena. 48 4.5.2 Vortex-virtausmittarin lukeman häiriintyminen Vortex-virtausmittari antoi tasaisen lukeman tasaisessa ajossa, mutta fluidiin ilmaantuessa paineheilahteluja mittarin toiminta lakkasi. Paineheilahtelu näkyi paineesta ennen ja jälkeen höyrystimen. Paineheilahtelun amplitudi oli noin 5 kPa, minkä voi todeta kuvasta 4.8. Fluidin höyrystyminen alkoi ajassa 2000. Aikavälillä 2000 - 3000 paineessa näkyy fluidissa esiintyvä tärinä. Kuvasta nähdään myös, että fluidin alkaessa höyrystyä höyrystimen aiheuttama painehäviö kasvaa. 4.0 3.5 3.0 p [bar] 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0.0 1000 1500 2000 2500 3000 Aika [s] Kuva 4.8. Fluidin paine höyrystimen ympärillä. Sininen käyrä on ennen höyrystintä ja punainen väri jälkeen. Kuvassa 4.9 on virtausmittarin lukema ajan funktiona ja fluidin tiheys ennen höyrystintä. Kuvan perusteella höyrystymisellä ja virtausmittarin virhetilalla on selvä yhteys. 900 1.4 800 1.2 700 ρ [kg/m3] 500 0.8 400 0.6 300 ṁ [kg/s] 1 600 0.4 200 0.2 100 0 1000 2000 3000 4000 5000 0 6000 Aika [s] Kuva 4.9. Virtausmittarin lukeman ja fluidin tiheyden yhteys. Vortex-mittarin lukema on kuvattu sinisellä ja fluidin tiheys punaisella värillä. 49 Vortex-mittarin toiminta perustuu Karman-pyörteilystä aiheutuvan paineenmuutoksen mittaukseen. Fluidin virtausnopeuden kasvaessa Karman-pyörteilyn taajuus kasvaa, toisin sanoen anturin tunnistaman painevaihtelun taajuus kasvaa. Höyrystymisen aiheuttaman paineheilahtelun alettua mittarilukema kohosi noin 10-kertaiseksi. Vääristynyt lukema ei ylitä mittarin mittausaluetta. On mahdollista, että vortex-mittarin anturi tunnistaa höyrystymisen aiheuttamat pienet paineiskut Karman-pyörteilystä johtuviksi, mikä näytti sotkevan mittarin toiminnan. Standardin SFS 5059 mukaan mitatessa vortex-mittarilla nestevirtausta putken tulee olla täynnä nestettä, jossa ei saa esiintyä kuplia tai vaahtoa. Mittari ei saa olla sijoitettuna paikkaan, jossa esiintyy putkistotärähtelyä tai paineenvaihtelun aiheuttamaa virtauksen sykkimistä. Mittarin sijoittaminen tärisevään putkeen kielletään valmistajan asennusohjeessakin. Vortex-mittarin tulo- ja jättöpuolelle on jätettävä kuvan 4.10 mukaiset etäisyydet häiriölähteistä. Vortex-mittari oli standardin suosittelemaa etäisyyttä lähempänä häiriölähdettä sekä tulo- että lähtöpuolelta. L1≥40di L2≥30di L3≥25di L4≥20di L5≥15di L6≥5di V Sulkuventtiili täysin auki Kuva 4.10. Standardin mukaiset suojaetäisyydet vortex-mittarille. Virtaussuunta vasemmalta oikealle. (SFS 5059, 2007-12-17). Prosessiarvojen laskentaa varten massavirta tuli kyetä mittaamaan luotettavasti, joten vortex-mittari päädyttiin vaihtamaan toisentyyppiseen. Liitteessä V on ABB:n vuokaavio virtausmittarin valinnalle. Vuokaavion mukaan valittava virtausmittari olisi tyypiltään ultraääni-, vortex- tai turbiinimittari. Turbiini-mittarit eivät tarvitse toimiakseen ulkoista virtalähdettä ja ne soveltuvat koville paineille ja lämpötiloille. Käyttöä rajoittavina tekijöinä ovat niiden herkkyys värinälle ja virtausprofiilille sekä käytössä kuluminen. (ABB 2011, 270.) Vortex-mittarin tilalle vaihdettiin syrjäytysperiaatteella toimiva tilavuuslaskuri. Tilavuuslaskurin pyörähtäessä kerran ympäri tietty volyymi siirtyy mittarin läpi. Tilavuus- 50 laskurien toiminta ei häiriinny virtauksen turbulenssista, ne eivät tarvitse ulkoista voimanlähdettä tai häiriöttömiä putkiosuuksia ennen tai jälkeen mittarin ja ne voidaan kytkeä tietokoneeseen kiinni. Lisäksi niillä on pitkä elinaika, korkea mittaustarkkuus ja vähäiset käyttökustannukset. Tilavuuslaskurit aiheuttavat kuitenkin kohtalaisen painehäviön (Räsänen 1994, 67). Soikioratasmittarin valmistaja Kytölä Instruments Oy toimitti kaavion, jossa painehäviö oli esitettynä viskositeetin funktiona. Tarkasteltavassa prosessissa painehäviö oli kaavion mukaan noin 10 kPa. Useiden virtausmittareiden toiminta perustuu paine-eron mittaamiseen. Tällöin mittari on herkkä putkiston tärähtelylle ja virtauksen paineheilahteluille. Vaikka tilavuuslaskuri aiheuttaakin painehäviön virtaukseen, on sen toiminta muuten varmaa, minkä perusteella se oli sopiva virtausmittarityyppi vortex-mittarin tilalle. Laboratoriomittauksissa Kytölä Instruments Oy:n toimittava soikioratasmittari osoittautui varmatoimiseksi mittariksi. Toisin kuin vortex-mittarilla, sen antama lukema ei häiriinny fluidin alkaessa höyrystymään. Soikioratasmittarin antama lukema kuitenkin heilahteli 0.02 kg/s, mikä on selitettävissä laskentataajuudella, jolla tiedonkeruu laskee massavirran soikioratasmittarin lähettämästä viestistä. Soikioratasmittari lähettää 39.6 pulssia tiedonkeruulle mittarin läpi virrannutta yhtä litraa kohti, jolloin yksi pulssi vastaa 0.02 kg kiertoainetta, kun tiheys on 792 kg/m 3 . Tiedonkeruu laskiessa vain tietyllä aikavälillä saapuneet pulssit, tulostuva lukema heilahtelee herkästi yhtä pulssia vastaavan lukeman verran. Samasta syystä mittauslukeman askelväli on 0.02 käytetyllä järjestelyllä. Tarkempaa massavirran mittausta varten tiedonkeruun laskentataajuutta tulisi harventaa, vaikka mittauksen reaaliaikaisuus kärsiikin siinä. 4.5.3 Ultraääni-mittarin virheherkkyys Ultraäänimittari oli vortex-mittaria herkempi häiriöille. Mittari ei kestä tärinää eikä liian suurta aukko-osuutta virtauksessa. Ensimmäisissä mittauksissa kiertoaineen joukossa oli ilmaa ja putkistossa oli tärinää jatkuvasti, mistä syystä mittari oli vikatilassa suurimman osan mittauksiin käytetystä ajasta. Putkiston ilmaamisen jälkeen ultraäänimittari toimi testiajoissa melko luotettavasti. Koska ultraäänimittari on herkkä häiriöille, tulisi se pyrkiä asentamaan valmistajan ja standardien ohjeiden mukaisesti. Valmistaja suosittelee, että asetettaessa anturi vertikaaliseen putkeen virtaussuunta olisi ylöspäin. Virtaussuunnan ollessa alaspäin tulisi varmistua siitä, että putki pysyisi täynnä virtaavaa nestettä. (Controlotron 2005, esite 125.) 51 Kuvassa 4.11 on standardin SFS 5059 ohjeelliset pituudet häiriöttömille putkiosuuksille mittarin tulo- ja jättöpuolelle. Anturin tulisi sijaita mahdollisimman kaukana venttiileistä, T-haaroista, putkimutkista tai muista häiriölähteistä (SFS 5059). Laboratorioon rakennetussa laitteessa virtausmittari on standardin suosittelemaa etäisyyttä lähempänä häiriölähdettä sekä tulo- että lähtöpuolelta. L ≥ 15di L ≥ 40di L ≥ 20di L ≥ 40di L ≥ 5di 2 putkikäyrää eri suuntiin pumppu venttiili Kuva 4.11. Standardin mukaiset suojaetäisyydet ultraäänimittarille. Virtaussuunta vasemmalta oikealle. (SFS 5059, 2007-12-17). Ultraääni-mittari antoi lukeman melko luotettavasti, kunhan prosessi oli kunnolla ilmattu. Koska ilmaus vaikuttaa myös prosessin toimintaan, yksi vaihtoehto mittarin vaihtamisen asemesta oli ilmata prosessi aika-ajoin. Ultraääni-mittarin tilalle päädyttiin kuitenkin asentamaan laippamittari. Laippa-mittarin toiminta perustuu paine-eroon ennen ja jälkeen kuristeen. Kuristukseen perustuvia virtausmittareita voidaan käyttää vain turbulenttisella virtausalueella (Räsänen 1994, 71). Laippa-mittarin käytettävyyttä rajoittaa kuitenkin se, että sekin vaatii pitkät häiriöttömät putkiosuudet ennen ja jälkeen mittarin. Tästä huolimatta laippamittarilla saavutettiin niin tasainen mittaustulos massavirralle, että sitä päädyttiin käyttämään prosessin massavirtana tunnuslukujen laskennassa. 52 5 TULOSTEN TARKASTELU Tämän luvun tarkoituksena on todentaa mikro-ORC-laitoksen suorituskyky. Suorituskykyyn vaikuttaa osakomponenttien toiminta, jota on tarkasteltu kappaleessa 2.6 esitettyjen tunnuslukujen avulla. Kappaleessa 5.1 esitetyt tunnusluvut ovat laskettu 4.11.2015 tehdyistä mittauksista mitoituspistettä parhaiten kuvaavalta ajanhetkeltä 4920. Tunnuslukujen tarkasteluun valittiin vain yksi piste, sillä muiden pisteiden katsottiin poikkeavan liiaksi mitoituspisteestä. Taulukossa 5.1 on esitetty kunkin komponentin toiminta-arvot ja niiden suhde prosessilaskennassa käytettyyn lukuarvoon. Osa taulukossa esitetyistä tunnusluvuista on lisätty tarkasteluun lisäinformaationa komponenttien toiminnasta. Mitoituspisteen läheisyys saavutettiin käyttämällä moottorin jarrutehona 140 kW:a. Taulukko 5.1. Prosessin tunnusluvut. Oikeanpuoleisin sarake on vertailu suunnitteluarvoihin. Prosessi Yksikkö % Carnot-hyötysuhde Pumput ηC 41.6 % - Esisyöttöpumpun sähköteho Pääsyöttöpumpun teho Höyrystin Pesp Ppsp 17.5 444.0 W W 17.0 108.3 Pinch-point Lämpövirtojen suhde Lämpövirta MDM:ään Rekuperaattori ηC φMDM 2.7 84.6 50.0 C % kW 95.5 Rekuperaatioaste Pinch-point Lämpövirta Lauhdutin φrek 0.55 94.7 33.5 C kW 92.1 99.0 Lämpövirta Alijäähtyminen Lämmönlähde φlauhd Tsc 38.7 39.3 kW ◦ C - Pakokaasun luovuttama lämpö Pakokaasun lämpötila höyrystimeen Pakokaasun lämpötila höyrystimestä Pakokaasun massavirta Kiertoaineen tila-arvot φsk T7 T8 ṁsk 59.1 393.2 174.1 0.24 kW ◦ C ◦ C kg/s 113.0 91.2 82.9 110.8 Massavirta Lämpötila höyrystimen jälkeen Paine höyrystimen jälkeen Lauhduttimen paine Lauhtumislämpötila ṁMDM T4 p4 p5 Tsat 0.14 286.1 7.6 0.15 92.5 kg/s ◦ C bar bar ◦ C 70.7 107.8 94.4 486.3 163.7 ◦ ◦ 53 5.1 Komponenttien toiminta mitoituspisteessä Prosessilaskennan mukaiset arvot näyttävät eroavan osin reilustikin mittausdatan perusteella lasketuista arvoista. Seuraavissa kappaleissa on käsitelty laskettuja arvoja, niiden vaikutusta prosessiin ja mahdollisia syitä eroavaisuuksiin prosessilaskennan perusteella saatuihin arvoihin. 5.1.1 Esisyöttöpumppu Esisyöttöpumpun vaatima sähköteho pienentää prosessista saatavaa tehoa, joten se, että esisyöttöpumppu kuluttaa laskennan perusteella suunniteltua reilusti vähemmän tehoa, on positiivinen tulos. Pumpun tekemä työ kiertoaineeseen laskettiin massavirran ja entalpian muutoksena yhtälön 2.9 mukaisesti. Esisyöttöpumpun jälkeinen entalpia laskettiin yhtälöllä 2.11. Esisyöttöpumpun näyttölaitteesta luettiin sen ottamaksi sähköteho 189 W, josta laskettiin yhtälöllä 2.12 mekaaniseksi hyötysuhteeksi 4 %. Alhaisen mekaanisen hyötysuhteen voi selittää sillä, että pumppu ilmoittaisi tehonkulutuksensa pyörimisnopeuteen perustuen. Pyörimisnopeudeksi oli asetettu 100 %, mutta koska vääntömomentti oli alhainen pienestä paineennoususta johtuen, todellinen tehonkulutus on ollut alhaisempi. Esisyöttöpumpun tehon laskennassa mekaaniselle hyötysuhteelle on käytetty arvoa 30 %, jonka oletettiin olevan lähempänä todellista arvoa. Esisyöttöpumpun tarkan sähkötehonkulutuksen selvittäminen vaatisi oman mittalaitteen. Toteutuneen pumpun tuottaman tilavuusvirran ja pumpun näyttölaitteelta luetun tilavuusvirran suhteen todettiin myös olevan virheellinen. Näyttölaitteen mukaan pumppu tuotti 6.1 m 3 /h, kun toteutunut tilavuusvirta oli 0.74 m 3 /h. Lauhdesäiliön lämpötilalla ja kiertoaineen epäpuhtaudella vaikutti olevan vaikutus esisyöttöpumpun toimintaan. Koeajotilanteessa, jossa pienestä jäähdytystehosta johtuen lauhdesäiliön lämpötila oli yli 60 ◦ C, esisyöttöpumpun paineennostokyky häiriintyi kuvassa 5.1 esitetyllä tavalla. Esisyöttöpumpun paineennosto heilahteli merkittävästi koko ajan, minkä lisäksi paineennostokyky romahti täysin noin neljän minuutin syklillä. Mittaustulosten valossa on mahdollista, että esisyöttöpumpun imuun muodostui jatkuvasti höyrykuplia, jotka häiritsivät paineennostokykyä. Täydellinen paineennostokyvyn romahdus taas saattoi johtua prosessiin päässeen veden tai MDM:n hajoamistuotteiden höyrystymisestä imussa lauhdesäiliön tavallista korkeamman lämpötilan johdosta. 54 0.30 65 0.25 Δp 64 T5 0.15 63 0.10 62 0.05 0.00 T5 [°C] Δpesp [bar] 0.20 61 -0.05 -0.10 4000 4500 5000 60 6000 5500 Aika [s] Kuva 5.1. Esisyöttöpumpun paineennoston ja lauhdesäiliön lämpötilan välinen yhteys. Aikaisemmissa mittauksissa lauhdesäiliön lämpötila on pidetty reilusti alle 60 Celsiusasteessa, jolloin esisyöttöpumppu on toiminut hyvin. Samoin mittauksia seuranneessa kylmäajossa esisyöttöpumppu toimi jälleen moitteetta. Kylmäajoa seuranneessa kuuma-ajossa esisyöttöpumpun toiminta häiriintyi, kun lauhdesäiliön lämpötila nousi yli 58 ◦ C:ksen. Piste on merkattu kuvaan 5.10. Lauhdesäiliön lämpötila käännettiin laskuun lisäämällä jäähdytysveden massavirtaa, mikä rauhoitti pumpun toiminnan. Lauhdesäiliön lämpötilan tuli kuitenkin laskea alemmalle tasolle kuin millä pumpun toiminta häiriintyi, mikä on nähtävissä kuvasta 5.2. 0.6 60 58 0.5 56 54 52 0.3 Δp T5 0.2 50 T [°C] p [bar] 0.4 48 46 0.1 44 0 -0.1 1000 42 2000 3000 Aika [s] 4000 5000 40 6000 Kuva 5.2. Esisyöttöpumpun paineennostokyvyn palautus lauhdesäiliön lämpötilaa alentamalla. Koska nestelaakerit vaativat toimiakseen jatkuvan voitelun, esisyöttöpumpun paineennostokyvyn romahtaminen aiheuttaisi massavirran tyrehtymisen myötä mikro-ORC- 55 energianmuuntimen toiminnan pysähtymisen ja turbogeneraattorin vioittumisen. Sen estämiseksi esisyöttöpumpun toimintakyky tulee määrittää tarkasti eri lämpötiloilla matalassa paineessa, jotta kriittiset pisteet osattaisiin välttää. Lisäksi tulisi pyrkiä siihen, että kiertoaineen hajoamistuotteet pysyisivät mahdollisimman vähäisinä. 5.1.2 Pääsyöttöpumppu Koska turbogeneraattori ei toiminut, pääsyöttöpumppuna käytettiin prosessiin erikseen liitettyä sähkömoottoritoimista syrjäytysperiaatteella toimivaa pumppua, jonka kierrosnopeutta hallittiin taajuusmuuttajalla. Pääsyöttöpumpun tehon laskennassa käytettiin samoja yhtälöitä kuin esisyöttöpumpun laskennassa. Pumpun tekemä työ kiertoaineeseen oli lähellä mitoituspistettä 133 J. Olettamalla mekaaniseksi hyötysuhteeksi 30 %, pumpun tehontarve oli 443 W, mikä on lähellä suunnitteluarvoa. Pumpun tuottama massavirta oli 70.7 % mitoituspisteen massavirrasta, jolloin mitoituspisteessä pumpun tehontarve olisi hieman suurempi. Barske-pumpun mekaanisesta hyötysuhteesta riippuu, mikä sen toteutuva tehontarve on. Mittauskerralla, jolla tapahtui kuvassa 5.2 esitetty esisyöttöpumpun paineennostokyvyn romahdus havaittiin, että pääsyöttöpumpun jälkeinen painetaso säilyi lähes muuttumattomana pelkästään pääsyöttöpumpun toimiessa (kuva 5.3). Massavirtaan esisyöttöpumpun toimintahäiriö aiheutti ainoastaan 0.02 kg/s notkahduksen. 10 0.20 0.18 0.16 0.12 1 0.10 0.08 P9 P6 HG3 0 2000 2500 3000 3500 Aika [s] 4000 4500 ṁ [kg/s] p [bar] 0.14 0.06 0.04 0.02 0.00 5000 Kuva 5.3. Pääsyöttöpumpun paineennostokyvyn ja massavirran säilyminen esisyöttöpumpun paineennostokyvyn romahtaessa. Esisyöttöpumppua tarvitaan prosessin ylösajon aikana lauhdesäiliön paineen ollessa pieni, mutta stationaaritilassa, jolloin lauhdesäiliön paine on lämmenneen kiertoaineen 56 vaikutuksesta noussut, esisyöttöpumppu voitaneen mahdollisesti ohittaa. Pääsyöttöpumpun paineennostokyky lauhdesäiliön paineen ja lämpötilan suhteen ilman esisyöttöpumppua tulee kuitenkin selvittää vielä erillisillä mittauksilla. Ainakin yritettäessä nostaa kierrosnopeutta pääsyöttöpumpun havaittiin kavitoivan kiertoaineen lämmittyä käyttölämpötilaan. Pumpuissa tapahtuva entalpianmuutos laskettiin myös siten, että pumpun jälkeinen entalpia määritettiin REFPROP:illa paineen ja lämpötilan funktiona. Tällöin entalpianmuutos pumppujen yli oli noin 50 % pienempi kuin yhtälön 2.11 avulla laskettuna, mutta entalpianmuutoksen pumppujen yli ollessa joka tapauksessa alle 1 kJ/kg on vaikeaa arvioida REFPROP:in ainekirjaston arvojen epätarkkuutta MDM:lle. 5.1.3 Höyrystin Höyrystimen tehokkuutta tarkasteltiin savukaasun luovuttaman lämpövirran ja kiertoaineen vastaanottaman lämpövirran suhteena. Lämpövirtojen suhteeksi laskettiin 84.6 %. Lämpövirtojen suhteen laskennassa savukaasuiksi oletettiin Cn H2n :n palamiskaasut, jonka aineominaisuudet ovat liitteenä II. Palamiskaasun tilapisteet on laskettu Fluidprop:in avulla lämpötilan ja paineen funktiona. Paineeksi oletettiin 1 bar. Höyrystimessä MDM:n lämmittäminen kylläiseksi nesteeksi vaatii eniten lämpöä, mikä nähdään kuvasta 5.4. Kuvasta 5.4 voidaan todeta myös, että MDM tulistuu höyrystimessä ylimmän lämpötilan säilyessä pilkkoutumisrajan alapuolella. Fluidin tila höyrystimen jälkeen on esitettynä tarkemmin kuvassa 5.5. 286.1 300 275 253.9 253.9 T [°C] 250 225 200 171.4 175 150 0 50 100 150 200 250 300 h [kJ/kg] Kuva 5.4. Lämpötilan nousu höyrystimessä. 350 400 57 350 300 T [°C] 250 200 150 100 50 0 0 2 4 6 8 10 p [bar] Kuva 5.5. Fluidin tila höyrystimen jälkeen. Höyrystimen lämpötiladiagrammi (kuva 5.6) on piirrettynä samalle ajanhetkelle, jolla ORC-prosessin tunnusluvut on laskettu. Piirrettäessä lämpötiladiagrammi todettiin, että pinch point sijoittui siloksaaneille tyypillisesti piirrokseen vasempaan reunaan. Pinch pointiksi laskettiin 2.7 ◦ C. Boylen et al. (2013) kustannustehokkuuden alarajaksi asettama 15 ◦ C pinch-point alitettiin reilusti. 393.2 400 Savukaasu 350 MDM 286.1 T [°C] 300 253.9 253.9 250 200 174.1 171.4 150 0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 hsuht [%] Kuva 5.6. Höyrystimen lämpötiladiagrammi. Savukaasulla on pienempi ominaislämpökapasiteetti kuin MDM:llä. Siitä johtuen ideaalisessakaan tapauksessa MDM:n lämpötila höyrystimen ulostulossa ei voi nousta yhtä suureksi kuin savukaasun tulolämpötila, koska erisuuret lämmönsiirtokapasiteetit aiheuttavat väistämättä termodynaamisen häviön. Toisaalta MDM:n lämpötilaa ei voisikaan nostaa paljoa korkeammaksi sen pilkkoutumisen välttämiseksi. 58 Lämpötiladiagrammin, pinch pointin ja lämpövirtojen suhteen perusteella voidaan sanoa, että höyrystimessä on riittävä lämmönsiirtopinta-ala. Pinch point on kuitenkin tarpeettoman pieni ja fluidi tulistuu tarpeettoman paljon, joten lämmönsiirtopinta-ala on mitoitettu tarpeettoman suureksi. Nykyisen suurikokoisen höyrystimen tilalle voisi asettaa saatujen tulosten valossa pienemmän höyrystimen. 5.1.4 Rekuperaattori Suunnitteluarvon mukainen rekuperaatioaste on laskettu PI-kaaviosta yhtälöllä 2.16. Yhtälössä 2.16 rekuperaattorin jälkeisenä lämpötilana T5 käytetään lauhduttimen jälkeistä lämpötilaa sen ollessa lähin mittapiste. Todellisen rekuperaatioasteen laskemista varten fluidin lämpötila rekuperaattorin jälkeen laskettiin energiataseen avulla. Energiataseen laskentaa varten oletettiin, että systeemi on adiabaattinen, massavirta on vakio kuumalla ja kylmällä puolella, potentiaalija kineettisen energian muutokset oletettiin merkityksettömän pieniksi ja ettei systeemissä esiinny painehäviöitä. Tehdyistä oletuksista seuraa se, että todellisuudessa kuuman puolen fluidi on hieman viileämpää ja matalammassa paineessa poistuessaan rekuperaattorista. Mittausdatan perusteella laskettu rekuperaatioaste 55.5 % on noin 8 % PI-kaavion tilapisteistä laskettua :tä pienempi. Kun otetaan huomioon laskennassa tehtyjen yksinkertaistusten vaikutus, voidaan todeta, että mallinnuksessa käytetty ja todellisen rekuperaattorin rekuperaatioasteet ovat hyvin lähellä toisiaan, joten rekuperaattori voidaan sanoa toimivan suunnitellusti. Rekuperaattorin lämpötiladiagrammi valitulla ajanhetkellä on esitettynä kuvassa 5.7, josta näkee heti tehtyjen oletusten vaikutuksen. Höyryfaasissa olevan fluidin kulmakerroin on pienempi kuin nestefaasissa olevan, mikä tarkoittaisi sitä, että höyryllä olisi suurempi ominaislämpökapasiteetti kuin nesteellä. Lämpötiladiagrammin mukaan kiertoaine lämpenee rekuperaattorissa noin 120 ◦ C:ta, mutta verrattuna höyrystimeen pinch point on melko suuri, noin 95 ◦ C:ta. Koska kiertoaineen sisältämää lämpöä ei hyödynnetä enää rekuperaattorin jälkeen, tulisi rekuperaattorissa siirtää lämpöä mahdollisimman paljon höyryfaasista nestefaasiin. Koelaitoksen jatkokehityksenä voisi etsiä tehokkaamman rekuperaattorin, jolla voitaisiin nostaa kylmän puolen virtauksen lämpötila lähemmäksi kylläistä lämpötilaa. Rekuperaattorin jälkeiseksi paineeksi oletettiin lauhdesäiliön paine. Suurta virhettä 59 300 250 T [°C] 200 150 100 50 0 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 hsuht [%] Kuva 5.7. Rekuperaattorin lämpötiladiagrammi lähellä mitoituspistettä. paineeseen ei muodostu, sillä paine-ero lauhduttimen ja rekuperaattorin yli on 0.06 bar. Kuvasta 5.8 nähdään, että poistuessaan rekuperaattorista fluidi on tulistuneella alueella, joten lämmönsiirtoa kuumasta kylmään voitaisiin vielä tehostaa vaikka todellinen fluidin lämpötila olisikin matalampi rekuperaattorin jälkeen. Nostamalla rekuperaattorin lämpövirtojen suhdetta tarvitaan jäähdytystehoa vähemmän lauhduttimessa. 300 250 T [°C] 200 150 100 50 0 0 2 4 6 8 10 p [bar] Kuva 5.8. Fluidin tila rekuperaattorin jälkeen. 5.1.5 Lauhdutin Liian suuri jäähdytysveden massavirta johtaa fluidin alijäähtymiseen. Jäähdytysvesi tuli vesijohtoverkosta vakiolämpötilassa, noin 13 Celsius-asteessa. Tulosten tarkastelussa oletettiin, että kiertoaineen lämpötila ja paine lauhduttimessa ovat samat kuin lauhdesäiliössä. Tehdyn oletuksen perusteella kiertoaine alijäähtyi lauhduttimessa 39.3 60 Celsius-astetta, kun taas kirjallisuudessa hyväksyttävä alijäähtyminen oli yleisesti muutama Celsius-aste. Fluidin tila lauhduttimen jälkeen on esitetty kuvassa 5.9. 200 175 150 T [°C] 125 100 75 50 25 0 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 p [bar] Kuva 5.9. Fluidin tila lauhduttimen jälkeen. Todellisuudessa fluidi alijäähtyy reilusti vähemmän. Laskennan tuloksiin vaikuttaa se, ettei kiertoaineena ole 100 % MDM ja että kiertoaineen joukkoon on sekoittunut ilmaa sekä lauhtumattomia kaasuja. Lisäksi jo pienikin määrä pilkkoutuneita MDMmolekyyleja nostaa lauhdesäiliön painetta. Lauhdesäiliön paineen nousuun näyttää vaikuttaa myös kuvasta 5.10 havaittava fluidin lämpeneminen. Paineen nousu pysähtyi jäähdytysveden massavirran lisäämisen myötä. 0.18 0.156 70 0.16 60 0.14 40 0.10 0.08 30 0.06 20 0.04 10 0.02 0 1000 2000 3000 4000 5000 T [°C] p [bar] 50 58.51 0.12 0 6000 Aika [s] Kuva 5.10. Lauhdesäiliön paineen ja fluidin lämpötilan välinen yhteys. Paine kuvattuna sinisellä ja lauhdesäiliön T punaisella. Lauhduttimen jälkeinen lämpötila on lähellä mitoituslämpötilaa, mutta paine on lähes kymmenkertainen. Lauhdesäiliön suunniteltua korkeampi paine pienentää turbiinilta 61 saatavaa tehoa, sillä fluidi ei voi paisua turbiinissa lauhduttimen painetta matalampaan paineeseen. Toisin sanoen mitä matalampi paine lauhduttimessa on, sitä enemmän fluidi voi paisua turbiinissa ja sitä isompi on entalpianmuutos turbiinin yli. Lisäksi lauhduttimessa tapahtuva painehäviö pienentää entalpianmuutosta turbiinissa, mikä johtaa pienempään turbiinitehoon ja sitä kautta koko systeemin heikentyneeseen hyötysuhteeseen (Kang 2012, 521). Mittauskerralla, jolta komponenttien toiminta-arvojen laskentaan käytetty data on peräisin, lauhdesäiliön lämpötilaa nosti diesel-moottorin jäähdytyspuhaltimelta tuleva kuuma ilmavirta. Kuuma ilmavirta ohjautui nyt lauhduttimelle väliaikaisesti rakennetun vaneriseinän vuoksi. Lauhdesäiliön korkeampi lämpötila nosti koko prosessin lämpötasot tavallista korkeammaksi. 5.2 Carnot-hyötysuhde Sähköntuotannon hyötysuhdetta voidaan arvioida Carnot-hyötysuhteella ηC , joka on suurin mahdollinen kahden lämpövaraston välillä toimivan kiertoprosessin hyötysuhde. Se riippuu ainoastaan kiertoprosessin ylimmästä ja alimmasta lämpötilasta. Tyypillisesti ORC-laitosten sähköntuotannon hyötysuhde on noin 50 % Carnot-hyötysuhteesta, mutta mallinnuksen perusteella koelaitoksen ηe on 60 % ηC :sta. Kuten kappaleen 3.3 lopussa todettiin, korkealla painesuhteella toimilaitteen yli suurempi osa kiertoaineen energiasta saadaan hyödynnettyä, jolloin sähköntuotannon hyötysuhteeksi saavutetaan korkeampi osuus ηC :sta. ηC :n rajoittavana tekijänä mikro-ORC-prosessille on kiertoaineen lämpötilan kesto. Pilkkoutumisen välttämiseksi kiertoaineen lämpötilaa on pyritty pitämään alle 300 Celsius-asteessa laboratoriomittausten aikana. MDM:n lämpötilakierto tarkasteltavalla ajanhetkellä on esitettynä kuvassa 5.11, josta voi lukea kierron ylimmän ja alimman lämpötilan. Kuvan 5.11 perusteella ηC oli tarkasteltavalla ajanhetkellä 41.6 %. Vaikka ηe olisikin vain 50 % Carnot-hyötysuhteesta, olisi 20.8 % sähköntuotannon hyötysuhteena merkittävästi korkeampi kuin mihin muut valmistajat ovat päässeet. 62 286.1 300 266.1 275 253.9 250 225 T [°C] 200 184.4 171.4 175 150 125 100 92.5 53.3 75 50 53.3 Kuva 5.11. MDM:n lämpötila prosessin yli. 5.3 Prosessiparametrien muuttamisen vaikutus Prosessiparametrien muuttamisella tarkoituksena oli tutkia komponenttien toimintaarvoja tilanteissa, joita mikro-ORC-energianmuunnin voi mahdollisesti kohdata. Testattaviksi tilanteiksi valittiin lämmönlähteenä toimivan moottorin jarrutehon laskeminen ja höyrystimen jälkeisen paineen laskeminen. Liitteessä III on tarkempi erittely eri prosessiparametreillä saaduista tuloksista. Testattaessa höyrystimen jälkeisen paineen laskua moottorin jarruteho pidettiin vakiona 140 kW:ssa. Painetasoiksi valittiin mitoituspaineen 8 bar lisäksi 6 bar ja 4 bar. Moottorin jarrutehoa laskettaessa lähdettiin liikkeelle tilanteesta, jossa kuristusventtiili oli säädetty siten, että höyrystimen jälkeisenä paineena oli 8 bar. Moottoritehoa laskettaessa kuristusventtiiliiä ei säädetty. Liitteessä III ja kuvissa 5.14, 5.16 ja 5.18 esitetyt tunnusluvut ovat kymmeneltä mittausajanhetkeltä laskettuja otoskeskiarvoja, jonka laskemisella pyrittiin minimoimaan paineiden ja massavirran huojunnan vaikutus tuloksissa. Otoskeskiarvo x̄ laskettiin yhtälöllä 5.1. N 1 X x̄ = · xi N i−1 (5.1) Taulukkoon 5.2 on merkattu otoskeskiarvon laskennassa käytetyt ajanhetket testatuille tilanteille ja laskentaan vaikuttavien parametrien huojunta. Huojunnalla tarkoitetaan tarkasteluaikavälin suurimman ja pienimmän arvon erotusta. 63 Taulukko 5.2. Prosessi tarkasteltavien tulosten aikana. Prosessiparametrit: p4 = 6 bar ja Pm = 140 kW Ajanhetki 2960 - 3050 Tuloksiin vaikuttavien parametrien huojunta: ṁMDM p9 p5 11.3 70.8 0.31 g/s mbar mbar Prosessiparametrit: p4 = 4 bar ja Pm = 140 kW Ajanhetki 4360 - 4450 Tuloksiin vaikuttavien parametrien huojunta: ṁMDM p9 p5 3.5 71.8 0.6 g/s mbar mbar Prosessiparametrit: Pm = 130 kW ja HV5 = 5 % auki Ajanhetki 5220 - 5310 Tuloksiin vaikuttavien parametrien huojunta: ṁMDM p9 p5 5.6 64.0 0.7 g/s mbar mbar Prosessiparametrit: Pm = 120 kW ja HV5 = 5 % auki Ajanhetki 5530 - 5620 Tuloksiin vaikuttavien parametrien huojunta: ṁMDM p9 p5 6.0 49.3 0.7 g/s mbar mbar Prosessiparametrit: Pm = 110 kW ja HV5 = 5 % auki Ajanhetki 6170 - 6260 Tuloksiin vaikuttavien parametrien huojunta: ṁMDM p9 p5 6.7 148.4 1.1 g/s mbar mbar Höyrystimen suuresta massasta johtuen sen lämpötilatasojen tasaantuminen vie paljon aikaa, mutta mittauskerralla, jolta tässä luvussa tarkasteltavat tulokset ovat peräisin, ei ollut mahdollista odotella lämpötilojen tasaantumista. Esimerkiksi savukaasun luovuttama lämpö tasaantui vasta ajanhetkellä 3000, mikä nähdään kuvasta 5.12. Ajanhetkellä 3000 tiedonkeruun päälle laittamisesta oli kulunut 50 minuuttia. Aikataulusta johtuen eri prosessiparametreillä ei ajettu koelaitosta niin pitkään, että kaikki lämpötilatasot olisivat tasaantuneet, joten tässä kappaleessa käsitellyt tulokset eivät ole täysin tarkkoja. 64 100 90 80 Φ [kW] 70 60 50 40 30 20 10 0 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 Aika [s] Kuva 5.12. Lämpövirtojen tasaantuminen höyrystimessä. 5.3.1 Höyrystin Kuvaan 5.13 on piirretty fluidin tila höyrystimen jälkeen 10 viimeiseltä mittausajankohdalta kustakin tilanteesta. Punainen käyrä kyseisessä ja seuraavissa kuvissa on MDM:n kyllästyskäyrä. 300 p4 = 8 bar 275 T [°C] p4 = 6 bar p4 = 4 bar 250 P_m = 110 kW P_m = 120 kW 225 P_m = 130 kW 200 3 4 5 6 7 8 p [bar] Kuva 5.13. Fluidin tila höyrystimen jälkeen eri prosessiparametreillä mitattuna. Fluidin tulistus kasvoi painetason laskiessa, koska lämpötilan lasku oli vähäinen verrattuna paineenlaskuun. Sen sijaan moottoritehon lasku ei vaikuta juurikaan paineeseen, mutta fluidin tulistus laskee. 110 kW moottoriteholla fluidi olisi luultavasti laskenut kylläiseen tilaan lämpöjen tasaannuttua lämmönvaihtimissa. Kuvassa 5.14 on tarkasteltu prosessiparametrien muutosten vaikutusta lämpövirtojen suhteeseen. Datan mukaan höyrystimen lämpövirtojen suhde nousee yli yhden, kun moottorin jarruteho laskettiin 120 kW:in. Mittausten aikana vaikutti kuitenkin siltä, 65 että savukaasu luovutti enemmän lämpöä kuin mitä MDM otti vastaan. Lämpövirtojen suhteen nouseminen yli yhden datan mukaan voi johtua virtausmittarin lukeman vääristymisestä. Soikioratasmittarin ilmoittaman massavirran mukaan höyrystimen lämpövirtojen suhde säilyy vielä alle yhden. Asian varmentaminen vaatii uuden mittauksen. Moottorin jarruteholla 110 kW saavutettu 110 % lämpövirtojen suhde sen sijaan on seurausta höyrystimeen varastoituneesta lämmöstä, joka purkautui kiertoaineeseen. 9 135 8 84.6 130 92.3 p4 = 8 bar 125 6 79.9 120 102.4 5 115 Pm [kW] p [bar] 7 p4 = 6 bar p4 = 4 bar P_m = 130 kW P_m = 120 kW 4 84.6 108.9 3 70.0 80.0 90.0 100.0 110.0 110 P_m = 110 kW 105 120.0 ΦMDM/Φsk [%] Kuva 5.14. Höyrystimen lämpövirtojen suhde eri prosessiparametreillä. Painetason laskeminen nosti massavirtaa, joka lisäsi kiertoaineeseen siirtyvää lämpöä höyrystimessä aiheuttamatta juurikaan muutosta savukaasun luovuttamaan lämpöön. Höyrystimen korkeimman lämpövirtojen suhteen selvittäminen vaatisi suuremman massavirran, mutta käytetyillä pumpuilla ei voitu nostaa massavirtaa korkeammaksi niiden kavitoinnin vuoksi. 5.3.2 Rekuperaattori Rekuperaattorin jälkeisestä tilasta (kuva 5.15) nähdään, että lauhdesäiliön painetaso on noussut laskettaessa höyrystimen jälkeistä painetta. Painetason lasku 8 barista 6 bariin aloitettiin ajanhetkellä 2600, jolloin kuvassa 5.2 lauhdesäiliön paineennousun kulmakerroin kasvaa. Samoin käy laskettaessa painetasoa 4 bariin ajanhetkestä 3180 alkaen. Lauhdesäiliön lämpötilan nousu jouduttiin kuitenkin keskeyttämään lisäämällä jäähdytysveden massavirtaa ajanhetkestä 3570 alkaen, mikä käänsi paineennousun laskuun. Moottoritehon rajoituksella sen sijaan ei näyttänyt olevan minkäänlaista vaikutusta fluidin tilaan rekuperaattorin jälkeen. 66 250 225 200 p4 = 8 bar T [°C] 175 p4 = 6 bar 150 p4 = 4 bar 125 P_m = 110 kW 100 P_m = 120 kW P_m = 130 kW 75 50 0.10 0.12 0.14 0.16 0.18 0.20 p [bar] Kuva 5.15. Fluidin tila rekuperaattorin jälkeen eri prosessiparametreillä mitattuna. Prosessiparametrien säädöllä oli vain muutaman yksikön vaikutus rekuperaatioasteeseen, mikä on nähtävissä kuvasta 5.16. Pisteissä, joissa moottoritehoa on laskettu, on lauhduttimen lämpötila ollut matalin, jolloin fluidin lämpötilanmuutos rekuperaattorin yli on ollut suurin, mikä on nostanut rekuperaatioastetta hieman korkeammaksi. 9 135 8 0.555 130 0.561 p4 = 8 bar 125 6 0.543 120 0.571 5 115 4 0.544 110 0.578 3 Pm [kW] p [bar] 7 p4 = 6 bar p4 = 4 bar P_m = 130 kW P_m = 120 kW P_m = 110 kW 105 0.4 0.5 ε[-] 0.6 0.7 Kuva 5.16. Rekuperaatioaste eri prosessiparametreillä mitattuna. 5.3.3 Lauhdutin Lauhduttimen jälkeiseen tilaan muutoksilla ei ollut mainittavaa vaikutusta. Vaikka kuvassa 5.17 näkyy lämpötilan nousu painetason laskiessa, ei sen voida sanoa olevan seurausta pelkästään painetason laskusta. 67 100 90 80 p4 = 8 bar p4 = 6 bar T [°C] 70 p4 = 4 bar P_m = 110 kW 60 P_m = 120 kW 50 P_m = 130 kW 40 0.00 0.05 0.10 0.15 0.20 p [bar] Kuva 5.17. Fluidin tila lauhduttimen jälkeen eri prosessiparametreillä mitattuna. Kuvassa 5.18 on esitetty laskennan perusteella tarkka lukema alijäähtymiselle kaikilla prosessiparametreillä. Todellisen alijäähtymisen selvittämiseksi tulisi määrittää käytetylle kiertoaineelle lauhtumislämpötila eri paineissa oikean jäähdytystarpeen määrittämiseksi. Virheellinen alijäähtyminen laskennan perusteella voi tarkoittaa sitä, että todellinen tulistumisastekin on eri, mikä tulee niin ikään selvittää. 9 135 8 39.3 130 39.6 p4 = 8 bar 125 6 35.5 120 40.2 5 115 4 38.0 110 40.6 3 Pm [kW] p [bar] 7 p4 = 6 bar p4 = 4 bar P_m = 130 kW P_m = 120 kW P_m = 110 kW 105 32.0 34.0 36.0 38.0 40.0 42.0 44.0 Alijäähtyminen [°C] Kuva 5.18. Fluidin alijäähtyminen lauhduttimessa eri prosessiparametreillä mitattuna. Liitteessä III olevassa taulukossa IV jäähdytysveteen siirtynyt lämpö on korkein verrattuna muihin eri prosessiparametreillä laskettuihin lämpöihin. Koska lauhdesäiliön lämpötila ei tasaantunut mittauksen aikana ja jäähdytysveden massavirtaa jouduttiin lisäämään, ei voida sanoa, että 4 barin prosessipaineella jäähdytys olisi aina suurimmillaan. 68 6 KAUPALLISTAMINEN Termi kaupallistaminen on määritelty kirjallisuudessa usealla eri tavalla. Eräs määritelmä on, että kaupallistaminen voidaan nähdä idean muuttamisena myynnissä olevaksi tuotteeksi tai palveluksi (Rogers 2003, 152). Määritelmä sisältää tuotteen tuotannon, pakkaamisen, markkinoinnin ja jakelun. Yhdysvaltalaiset toimijat The Committee on Engineering Design Theory ja Methodology of the National Research Council ovat listanneet tuotteen kaupallistamiseen liittyviä yleisiä kulmakiviä. Lista on nähtävissä kokonaisuudessaan liitteessä IV. Tässä luvussa ORC-energianmuuntimen kaupallistamista on tarkasteltu teknisestä näkökulmasta. 6.1 Vaatimukset kaupalliselle tuotteelle Kuvassa 4.1 oleva koelaitos oli koottu kilpailutetuista komponenteista, mikä näkyi etenkin lämmönvaihtimien suurena kokona. Koelaitoksella oli tarkoitus varmistua vain suurnopeusturbogeneraattorin toiminnasta; muut komponentit ja laitoksen konstruktio olivat vaihdettavissa kaupallistettavaan versioon. Kaupallinen tuote on sen sijaan suunniteltava asiakkaan käyttöön soveltuvaksi. Seuraavassa on pohdittu mitä vaatimuksia laitoksen tulee täyttää, jotta se olisi asiakkaan näkökulmasta käyttökelpoinen. 6.1.1 Laitoksen konstruktio Monien valmistajien pienitehoiset voimalaitokset ovat mobiileja. Mobiiliudella tarkoitetaan tässä yhteydessä sellaista laitekonstruktiota, joka on helposti kuljetettavissa ja siirrettävissä kokonaisena. Kaupallistamista varten laitoksen konstruktio tulee suunnitella uusiksi, sillä koelaitoksen komponentit ovat sijoiteltu etäälle toisistaan eri mittausten mahdollistamiseksi, jolloin putkiosuudet ovat väistämättä pitkiä. Kaupallistettavan version konstruktiota mietittäessä onkin otettava huomioon siihen sisällytettävien mittausten tarpeet. Loppukäyttökohde määrittää sen, kuinka paljon laitos voi viedä tilaa. Työkoneeseen sijoitettuna laitoksen viemän tilavuuden tulee olla pieni, kun taas ulkotiloissa on usein tilaa suurellekin laitokselle. Toisaalta laitoksen koon tulee olla linjassa muiden valmistajien vastaavanlaisten laitosten kanssa. Asiakas voi suhtautua epäluuloisesti, mikäli kaupattava laitos on kaksi tai kolme kertaa isompi kuin toisen valmistajan vastaava. 69 Referenssilaitoskokona voidaan pitää Infinity Turbinesin 10 kWe yksikköä, jossa käytetään monivaiheista turbiinia. IT:n laitos on kooltaan 0, 6 · 1, 5 · 1, 5 m3 , mutta siinä ei ole rekuperaattoria ja lämmönlähteestä siirretään lämpö termoöljypiirillä. Lauhduttimen ja lämmönvaihtimen kytkennät ovat vierekkäin samalla sivulla. Laitos on koottu metallikehikkoon, jota on kätevä liikutella trukilla. IT:n valinta käyttää lämmönlähteen epäsuoraa kytkentää ja jättää rekuperaattori pois pienentävät laitoskokoa, mutta samalla laitoksen hyötysuhde heikkenee myös. Tutkimuksen kohteena olevassa laitoksessa rekuperaattorin käyttö ja suora lämmönlähteen kytkentä nostavat hyötysuhdetta, mistä johtuen kaupallistettavan laitoksen fyysiset dimensiot voivat olla hieman suuremmat kuin IT:n laitoksella. Laitoksen koon yläraja voidaan suhteuttaa Triogenin 165 kWe rekuperaattorillisen ORC-energianmuuntimen mukaan. Kyseinen laitos on kooltaan 3, 2 · 2, 4 · 4, 0 m3 . 6.1.2 Tarpeelliset mittaukset Laboratorioon rakennetussa koelaitteessa on runsaasti eri mitta-antureita tarkan prosessilaskennan mahdollistamiseksi. Kaupalliseen versioon kannattaa sisällyttää vain sellaiset mittaukset, jotka ovat tärkeitä tärkeitä laitoksen ohjauksen, säädön ja suojausten sekä laitoksen yleisen suorituskyvyn ja huollon kannalta. Lähtökohtaisesti asiakkaan on pystyttävä varmistumaan laitoksen toimivuudesta mittausdatan perusteella. Laitoksen voidaan sanoa toimivan, mikäli se tuottaa sähköä, joten mittausdatasta on nähtävä tuotettava sähköteho ja tuotettu sähköenergian määrä. Toisaalta kaupallisessa sovelluksessa on otettava huomioon mahdollinen vikaantuminen. Vikaantumiseksi voidaan lukea MDM:n pilkkoutuminen lyhyemmiksi molekyyliketjuiksi. Mittausdataan on siten tulostuttava kiertoaineen korkein lämpötila ja mittaushistoriaan on jäätävä merkintä ylimmästä lämpötilasta, jossa kiertoaine on ollut huollon tarpeen määrittämiseksi. Virheellisestä käytöstä tai laitoksen vikaantumisesta johtuva paineennousu ei vahingoita systeemiä varoventtiilien vuoksi. Varoventtiilin on päästävä purkautumaan sellaiseen tilaan, josta ei ole vaaraa ympäristölle. Systeemin ylimmän painetason tarkkailu on kuitenkin tehtävä mahdolliseksi, jotta voidaan seurata prosessin toimintaa. 70 6.1.3 Automatisointi Loppukäytön yksinkertaisuus voidaan mahdollistaa automatisoinnilla. Automatisaatio tulisi suunnitella siten, ettei käytön aikaista valvontaa tarvita. Laitoksen tulisi ajaa itsensä ylös automaattisesti lämmönlähteen tuottaessa tarpeeksi lämpöä ja ajaa prosessi alas, kun lämmönlähteen lämpötaso tippuu tietyn pisteen alapuolelle. Automatiikan tulisi huolehtia myös lämmönlähteen ja lämpönielun kytkemisestä prosessiin tai irrottamisesta prosessista. Toimintavarmuuden kannalta laitoksen tulisi itse säätää itsensä toimimaan parhaalla alueella eikä asiakkaalle jätettäisi prosessin säätöihin haitallisia muutoksia mahdollistavia työkaluja. MDM:n pilkkoutuessa lyhyemmiksi molekyyleiksi tietyn lämpötilatason ylityttyä automatiikan olisi suotavaa valvoa höyrystimelle tulevaa lämpövirtaa. Varsinkin työkoneissa savukaasun lämpövirta voi vaihdella moottorilta vaaditun tehon mukaan, jolloin korkein sallittu lämpövirta voi ylittyä. Käytettävissä olevan lämmönlähteen mahdollisia lämpötehopiikkejä voi tasata käyttämällä termoöljypiiriä, jolloin höyrystimelle saapuva lämpövirta on tasaisempi. Toisaalta epäsuora kytkentä lämmönlähteen ja höyrystimen välillä voi heikentää hyötysuhdetta ja vie tilaa. Lisäksi korkeat lämpötilat kuluttavat myös lämmönsiirtoöljyn ominaisuuksia, joten se jouduttaisiin vaihtamaan tietyin aikavälein. (Heinimö & Jäppinen 2005, 21.) Erhartin et al. (2015) todettiin MDM:n pilkkoutuminen ajan kuluessa voimalaitoksissa. Pilkkoutuminen ja ilman vuotaminen systeemiin nostavat lauhdesäiliön ja siten lauhduttimen painetta, mikä pysäyttää fluidin paisumisen korkeampaan paineeseen vähentäen turbiinilta saatavaa tehoa. Automatiikan tulisi seurata lauhdesäiliön painetta, ja valitun painetason ylityttyä tyhjiöpumppu käynnistyisi imien ilmaa ja lauhtumattomia kaasuja lauhdesäiliöstä. Erhartin et al. (2015) tutkimuksessa todettiin, että lauhdesäiliössä olevat lauhtumattomat kaasut ovat suurelta osin MM-nimistä siloksaania. MM on herkästi syttyvä sekä kaasu- että nestefaasissa ja aiheuttaa silmien ärsytystä, muttei muuten ole ympäristölle vaarallinen kemikaali. Tyhjiöpumppu voisi siten vapauttaa pumppaamansa kaasuseoksen ympäristöön, kunhan paloturvallisuuteen kiinnitetään huomiota. Tyhjiöpumppu vaatii tilaa asennusta varten, mutta periaatteessa sen sijoituspaikan voi valita vapaasti. Useat markkinoilla olevat tyhjiöpumput ovat tilavuudeltaan noin 10 ja 20 litran välillä. Toistaiseksi on kuitenkin epävarmaa, kuinka usein systeemi vaatii tyhjiöpumpun käyttöä. Jos tyhjön imemiselle on tarve vain harvoin, tulee laskea mahdolliselta pilottilaitokselta saatavan datan perusteella olisiko tyhjiöpumpun asennuksen 71 vaihtoehtona huollon yhteydessä tapahtuva tyhjön imeminen systeemiin kannattavampaa. 6.1.4 Internet-ohjaus Nykyään monenlaisia koneita ja laitteita voi hallita internetin välityksellä. Laitteen hallinnan lisäksi internetistä voi olla nähtävissä reaaliaikaista dataa laitteen toiminnasta ja monenlaista dataa laitteen toimintahistoriasta. Internet-ohjaus olisi käytännöllinen ominaisuus varsinkin syrjäseudulla sijaitsevissa miehittämättömissä mikroORC-energianmuuntimissa. Automatisoinnin ja internet-ohjauksen avulla laitos voitaisiin kytkeä päälle tai pois mistä päin maailmaa tahansa. Lisäksi internet-ohjauksen mahdollistaminen älylaitteilla lisäisi asiakkaan käyttömukavuutta. Laitoksen toiminnan seuraaminen sujuisi nopeasti älylaitteelta missä ja milloin tahansa. Laitoksen internet-yhteydestä olisi hyötyä valmistajallekin. Laitosten arvokkaan käyttödatan voisi saada haltuun pilvipalvelun myötä. Sekä asiakasta että valmistajaa palveleva ominaisuus lieneekin pian jo niin yleinen, ettei se ole enää varsinaisesti kilpailuetu. Pikemminkin voidaan sanoa, että sen puute tullee erottamaan tuotteen muista. 6.1.5 Kunnonvalvonta Mikro-ORC-energianmuunnin on hermeettinen systeemi, jonka huoltoväli on pitkä. Laitoksen kuntoa tulee kuitenkin seurata toimintavarmuuden ylläpitämiseksi ja huoltojen ennakoimiseksi. Periaatteessa vikaantuvia komponentteja ei kuitenkaan juurikaan ole, mikäli laitosta ajetaan käyttötarkoituksen mukaisesti. Laakerit ovat elintärkeä komponentti suurnopeus-turbogeneraattorissa. Oikein käytettynä useimmat nestelaakerit eivät vaadi juuri ollenkaan huoltoa eivätkä ne kulu käytössä (Ghosal 2010, 724). Turbogeneraattorissa käytettävien nestevoideltujen keinusegmenttilaakereiden vikaantuvat käytännössä vain mikäli voiteluaineen paine putoaa liian alhaiseksi, joten automatiikan tulisi estää laitoksen käynnistyminen liian alhaisilla laakeripaineilla ja seurata ajon aikana laakeripainetta. Käytettäessä muita kuin nestelaakereita laakereiden kunnonvalvonta tulisi toteuttaa jatkuva-aikaisesti siten, että käyttäjälle tulee automaattisesti varoitus laakerin heikentyneestä kunnosta. Automatiikan tulisi pysäyttää prosessi tiettyjen ennalta asetettujen ehtojen ylittyessä, jotta suuremmilta vahingoilta vältyttäisiin. (SKF 1994, 53.) 72 6.1.6 Hankinnan helppous Sen lisäksi, että laitoksen on vähennettävä asiakkaan kustannuksia, on laitoksen hankinta tehtävä asiakkaalle helpoksi ja mielekkääksi. Asiakas ei välttämättä kykene määrittelemään riittävän tarkasti omaan prosessiinsa integroitavan mikro-ORC-laitoksen tarvetta, jolloin on kyettävä esittämään räätälöity versio laitoksesta ja sen tuomista eduista. Hankinnan helppouteen liittyy myös se, että tarvitseeko asiakkaan pohtia, onko tuotetta myyvä yritys luotettava, hyvämaineinen tai edistyksellinen muihin yrityksiin nähden. Jo pitkään markkinoilla olleet yritykset ovat osoittaneet luotettavuutensa, mutta markkinoille tulevan uuden yrityksen on ponnisteltava vakuuttaakseen oleva vakavasti otettava tekijä. Asiakkaalle on pystyttävä osoittamaan laitoksen toimivuus ja luotettavuus. Tämä voitaisiin toteuttaa pilottilaitoksella, jonka toiminta-arvoja ja -historiaa voisi seurata valmistajan www-sivuilta. Samalla sivustolla voisi esittää arvion säästetyistä CO2-päästöistä tuotetun sähköenergian avulla. 6.2 Alihankinta Tuotteen tuotantotaso riippuu tuotantosuunnitelmasta, joka tehdään tyypillisesti 6 18 kuukaudeksi eteenpäin ja joka riippuu käytettävissä olevista resursseista ja yrityksen toimintasuunnitelmasta. Tuotanto on suunniteltava siten, että se täyttää yrityksen strategisen toimintasuunnitelman tavoitteet. Tavoitteet voivat liittyä varaston tasoon, tilauskantaan, asiakaspalveluun, tehtaan edulliseen toimintaan ja työntekijäkustannuksiin. (Arnold, Chapman & Clive 2007, 30 - 31.) Alihankinta on yksi tuotantosuunnitelmien perusstrategioista. Alihankintastrategiassa tuotannon taso sovitetaan vastaamaan sen ajanjakson minimikysyntää, jolle tuotantosuunnitelma on tehty, ja korkeamman kysynnän aikaan kysyntään vastataan joko ostamalla myytävä tuote muilta toimijoilta tai nostamalla valmistetun tuotteen hintaa, jolloin kysyntä laskee. Tällaisella tuotantostrategialla voidaan saavuttaa kustannussäästöjä, kun tuotanto on tasaista ja toiminta-suhde on korkea. Toisaalta toiselta toimijalta vastaavan tuotteen ostaminen kysyntään vastaamiseksi voi tulla kalliimmaksi kuin tuotteen valmistaminen itse. (Arnold et al. 2007, 34 - 35.) Useimmat yritykset, joiden tuote koostuu eri komponenteista, hankkivat osan komponenteista tai komponenttien osista alihankintana ja valmistavat tietyt osat itse (Arnold et al. 2007, 35.). Tärkeä kysymys on, että mitkä komponenteista tai osista kan- 73 nattaa valmistaa itse ja mitä kannattaa ostaa alihankkijoilta. Valinnassa päätekijänä on valmistuskustannusten minimointi, mutta koska omaan ydinosaamiseen keskittyminen on perusta kilpailukyvylle (Guinn & Hilmer 1994, 43), yritykset voivat valmistaa tuotteen kannalta kriittiset komponentit itse ja ostaa loput tarvittavat komponentit alihankkijoilta. Lisäksi ostamalla osa tarvittavista komponenteista alihankkijoilta pidetään henkilöstökulut maltillisina ja hyödynnetään alihankkijoiden asiantuntijuutta, alihankkijaverkostoa ja tuotantolaitteistoa komponenttien tai osien valmistuksessa (Oshri, Kotlarsky & Willcocks 2009, 8). Alihankinnan tavoitteena on tuottaa lisäarvoa yritykselle. Ennen alihankintaan siirtymistä on selvitettävä mistä lisäarvo muodostuu (Alexander & Young 1996, 728). Tutkittavassa tapauksessa lisäarvoa haetaan valmistuskustannusten minimoimisesta. Valmistussarjan koosta riippuu, onko alihankkijan käyttö järkevää vai ei. Ei ole mielekästä investoida kalliisiin tuotantolaitteisiin, mikäli niiden käyttöaste jää alhaiseksi. Suurilla valmistussarjoilla tuotantolaitteiden käyttöaste on korkea, jolloin yhden tuotteen normaalikalkyyli voi olla alhaisempi kuin hinta, jolla alihankkija tarjoaa vastaavaa tuotetta. 6.2.1 Komponenttien hankinta Laatu, toimitettavissa oleva lukumäärä tietyssä aikayksikössä, toimitusaika ja hinta ovat kriteereitä, joiden perusteella tavarantoimittaja valitaan. Hintakriteeri ei tarkoita sitä, että tulisi valita halvimman tarjouksen tehnyt tavarantoimittaja. Tavarantoimittajan pitää pystyä vastaamaan myös muihin kriteereihin. Halvalla tuotettu osa ei välttämättä täytä laatukriteereitä tai toimitusaika voi olla haluttua pidempi. (Arnold et al. 2007, 202.) Oman tuotteen laadun ylläpitämiseksi on valvottava alihankkijoiden tuotteiden laatua ja suorituskykyä. Yritykset kehittävät tuotteitaan, joten alihankkijat kannattaa kilpailuttaa aika-ajoin saadakseen tarvittavalle osalle parhaan hinta-laatu-suhteen. (Ibid.) Seuraavissa on tarkasteltu mikro-ORC-energianmuuntimen komponenttien hankintaa. Tarkasteltavien komponenttien valmistus vaatii erikoisosaamista ja ne on suunniteltava erikseen kyseistä prosessia varten. Standardiosien, kuten putkien, pulttien ja erilaisten mittareiden tarkastelu on jätetty pois niiden yksinkertaisen hankintarutiinin vuoksi. Lauhdesäiliö Lauhdesäiliö on paineastia, jolloin sen suunnittelussa ja valmistuksessa tulee noudattaa 74 paineastiadirektiiviä ja sen mukaisia säädöksiä sekä turvallisuusvaatimuksia. Paineastia on suunniteltava siten, ettei käytön aikaisesta paineesta aiheudu vaaraa. Käytettävän lauhdesäiliön tulee kestää matala paine eikä se saa korrosoitua, jolloin sopiva materiaalivalinta on haponkestävä teräs. Metallialan yrityksiä on olemassa lukuisia, joista monet ovat kykeneviä valmistamaan standardit ja säädökset täyttävän lauhdesäiliön. Esimerkkeinä voidaan luetella GaV Group Oy, Vääksyn Kone ja Teräs Oy ja Leval Oy. Lämmönsiirtimet Lämmönsiirrinten suunnittelu koostuu kolmesta osasta, jotka ovat termodynaaminen suorituskyky, mekaaninen suunnittelu ja optimointi. Mekaanisessa suunnittelussa tulee ottaa huomioon lujuus- ja kestävyysvaatimukset tilakysymys huomioiden. Haasteena on valmistaa pienikokoinen lämmönsiirrin riittävällä lämmönsiirtopinta-alalla tarpeeksi kestäväksi ja jossa virtaushäviöt ovat vaadituissa rajoissa. Termodynaamisessa suunnittelussa lasketaan tarvittava lämmönsiirtopinta-ala. Mitoituksessa on otettava huomioon, ettei mahdollinen lämpöpintojen likaantuminen laske lämmönsiirtimen suorituskykyä lämmönsiirron, painehäviön tai virtausten osalta alle vaaditun tason. Lämmönsiirtimen optimointi on tehtävä siten, että valmistuskustannukset, koko ja suorituskyky ovat kaikki kolme hyväksyttävissä rajoissa. Lämmönsiirtimen suunnittelu vaatii asiantuntemusta, jota eri yritykset tarjoavat. Halvan lämmönsiirtimen saa, jos kilpailuttaa eri yritysten standardilämmönsiirtimet ja valitsemalla halvimman ominaisuuksiltaan sopivan, mutta tällöin tuotteen koko tai suorituskyky ei välttämättä vastaa vaadittuja tai jäävät optimista. Optimaalista tuotetta varten on kuitenkin tehtävä tuotekohtainen suunnittelu, johon vaikuttavat monet eri lähtöarvot, ilmiöt ja suunnitteluarvojen valinnat, joiden yhteys toisiinsa on esitettynä kuvassa 6.1. Lämmönsiirrinvalmistajista voidaan mainita esimerkkeinä Vahterus Oy, Heatric, Ekocoil, Alfa Laval ja SWEP. Koska lämmönsiirrintyyppejä ja valmistajia on useita erilaisia, sopivimman tyypin ja toimittajan valitseminen riippuu mikro-ORC-laitoksen lopullisesta konstruktiosta ja tuotantovolyymeista. 75 Kuva 6.1. Eri tekijöiden vaikutus toisiinsa suunniteltaessa lämmönsiirrintä. (Sarkomaa 1994, 7). Turbogeneraattori Turbogeneraattori on mikro-ORC-prosessin sydän ja valmistavan yrityksen ydinosaamisen näyte. Markkina-aseman vakiinnuttamiseksi turbogeneraattorin suunnitteluun sisältyvä tietotaito kannattaa pitää yrityksen sisällä ja sen kokoamiseen tarvittavien toiminnan kannalta kriittisten osien hankinta tulee hajauttaa tai osat tulee valmistaa itse. Kriittisiä osia ovat generaattori, pumppu ja turbiini. Mainittujen kriittisten osien valmistuksessa tarvitaan erikoisosaamista ja -työkaluja, joita ei kannata hankkia pieniä valmistussarjoja varten. Esimerkiksi turbiinin impellerin valmistuksessa tarvittavaa viisiakselista työstökoneen hinta vaihtelee 100 000 ja 500 000 euron välillä. Koska yrityksen ydinosaamista on ORC-prosessin kokonaisuuden hallinta eikä komponenttien valmistaminen, on suositeltavaa hankkia turbogeneraattorin osat eri alihankkijoilta ja joko suorittaa kokoonpano itse tai ulkoistaa sekin. Yrityksiä, jotka kykenevät valmistamaan turbogeneraattorin rakentamiseen vaaditut osat, on lukuisia, joten niiden tarkastelu on jätetty pois. 76 Turbogeneraattorin akselilla käytetään kiertoaineella voideltavia Waukeshan keinusegmenttilaakereita. Kyseisten laakereiden toimitusajat ovat olleet pitkiä, joten olisi tärkeää löytää laakerivalmistaja lyhyemmillä toimitusajoilla. Monien valmistajien laakerit ovat valmistettu Babbit-materiaalista, joka on valkometallia. Ominaista babbit-valmistajille on, että liukasteeksi ilmoitetaan poikkeuksetta öljy. Waukesha on pinnoittanut laakerinsa polymeerein tai keraamisesti ja ilmoittaa selkeästi, että liukasteena voidaan käyttää öljyn lisäksi prosessissa käytettävää fluidia. Taulukkoon 6.1 on kerätty yrityksiä, jotka valmistavat keinusegmenttilaakereita, joissa voidaan käyttää prosessifluidia liukasteena. Jokaisen taulukon valmistajan laakerit ovat pinnoitettuja. Taulukko 6.1. Turbogeneraattorin akselille sopivien laakerien valmistajia. Valmistaja Pinnoite Waukesha Ride Technologies Kingsbury Inc. Polymeeri, keramiikka Polymeeri, keramiikka PEEK Pinnoitettujen laakereiden valmistajia etsittiin internetistä käyttämällä suomen-, englanninja saksankielisiä hakusanoja. Valmistajia ei löytynyt kuitenkaan kolmea enempää, vaikka useimmat laakerivalmistajat vakuuttavat olevansa kykeneviä valmistamaan juuri sellaisia laakereita, millaisia asiakas tarvitsee. On mahdollista, että pinnoitettujen laakereiden kysynnän kasvaessa myös valmistajien lukumäärä kasvaa. Ohjausyksikkö Ohjausyksikkö on sulautettu järjestelmä, joka sisältää laitoksen turvallista ja taloudellista toimintaa ohjaavan tietokoneohjelman. Koelaitoksen ohjausyksikkönä on kosketusnäyttöohjattu, sen kautta prosessia voi hallita myös manuaalisesti ja kosketusnäytöltä prosessin eri tilapisteitä ja toiminta-arvoja voi tarkastella. On yrityksestä kiinni, mitä ominaisuuksia se valitsee sisällytettävän kaupallisen version ohjausyksikköön, mutta prosessin automaattinen ohjaus ja siihen tarvittava tiedonkeruu ovat välttämättömät. Ohjausyksikön alihankinnan mielekkyys riippuu yrityksen valitsemista ominaisuuksista. Ohjausyksikkö on kuitenkin minimivaatimuksillakin sulautettu järjestelmä, jolloin se vaatii toimiakseen monikerroksisen piirilevyn. Monikerroksisten piirilevyjen valmistukseen tarvittavia laitteita ei kannata hankkia itse, mikäli vuotuinen tarve piirilevyille on matala. Piirilevyvalmistajia löytyy useita Suomestakin. 77 6.2.2 Alihankintaan liittyvät riskit Alihankintaan ei kannata siirtyä ilman perusteluita tuotettavalla lisäarvolle, sillä laajaalainen alihankinta tuo mukanaan taloudellisia riskejä ja liiketoiminnallisia heikkouksia (Hoecht & Trott 2006, 673). Riskit riippuvat tuotteesta, asiakas- ja yritystarpeista, alihankintaan liittyvistä piilokustannuksista sekä koko logistisesta ketjusta, joka pitää sisällään muun muassa tuotteiden toimitusvarmuuden, toimitusajat ja varastonohjausmenetelmät. Pyrittäessä mahdollisimman pitkään MTBF:ään on tärkeää, että mikro-ORC-laitoksen kokoamiseen käytettävät osat ovat laadukkaita. Heikkolaatuisen osan rikkoutuminen voi aiheuttaa pahimmillaan koko laitoksen tuhoutumisen. Yrityksen toimintakaaren alkuvaiheessa pilottilaitoksen rikkoontuminen tai tuhoutuminen voi haihduttaa sijoittajien mielenkiinnon, jolloin projektin tulevaisuudennäkymät synkkenevät huomattavasti. Laadun varmistamiseksi alihankkijalla on oltava laadunvarmennusohjelma, osaava henkilökunta ja hyvä tuotantosuunnitelma taatakseen toimituksen aikataulun mukaisesti (Arnold et al. 2007, 201). Alihankkijalla voi olla myös erilaisia sertifikaatteja ja auditointitodistuksia, joiden perusteella tuotteiden laatua voi arvioida. Vaihtoehtoisesti alihankkijalta voi pyytää yhden esimerkkituotteen tutkittavaksi. Valittu tuotantotaso määrittää tarvittavan varaston koon, joka vaikuttaa ainekustannuksiin. Ainekustannusten arvostamiseen on useita menetelmiä, joista FIFO (First In, First Out) on kirjanpidossa pääsääntönä. Ainekustannusten minimoimiseksi modernit yritykset pitävät varastojaan pieninä, jolloin alihankkijoiden on kyettävä toimittamaan tarvitut tuotteet nopeasti (Arnold et al. 2007, 202). Riskinä on alihankkijan tavarantoimituksen viivästyminen, joka puolestaan viivästyttää tilauksen toimittamista asiakkaalle, josta voi aiheutua erinäisiä kustannuksia, kuten esimerkiksi sakkoa toimitussopimuksesta riippuen. Komponenttien alihankintaa ei kannata keskittää yhteen toimittajaan. Varsinkin yrityksen ydinosaamiseen liittyvä alihankinta tulee hajauttaa. Liika alihankinnan keskittäminen voi johtaa siihen, että käytetty alihankkija rupeaa kilpailijaksi omalla vastaavanlaisella tuotteellaan. Tällainen riski on otettava huomioon tilaavan yrityksen ja alihankkijan välisessä sopimuksessa. On mahdollista, että tarvittavalle tuotteelle on olemassa vain yksi tavarantoimittaja patenttien, teknisen osaamisen, sijainnin tai muun syyn johdosta. Tilaavan yrityksen on tällöin selvitettävä tavarantoimittajan vakavaraisuus. Jos tavarantoimittajalla on konkurssiin ajautumisen riski, tulee tilaavan yrityksen aktiivisesti etsittävä vaihtoehtoista 78 tavarantoimittajaa alkuperäisen tilalle tai valmistauduttava valmistavaan kyseistä osaa tai komponenttia itse. Lisäksi mikäli tavarantoimittajia on vain yksi, tuotteen hintaa tai saatavaa palvelua ei voida kilpailuttaa ja tavarantoimittajan tuotantokatkokset voivat vaikuttaa suoraan omaan tuotantoon. (Arnold et al. 2007, 201.) Kahden eri tahon toimiessa keskenään on aina olemassa väärinymmärrysten riski. Jotta väärinymmärryksiltä vältyttäisiin, yritysten väliseen kommunikointiin kannattaa panostaa. Riittävän informaation jakaminen puolin ja toisin on molemman osapuolen etu. 6.3 Säädökset Voimalaitosta suunniteltaessa ja sitä valmistettaessa on huomioita painelaitteita, sähkölaitteita ja räjähdysvaarallisia laitteita koskeva lainsäädäntö. Tuotteen kaupallistamisessa on tärkeää tutkia, mitä lainsäädännön asettamia ehtoja tuotteen on täytettävä markkinoille päästäkseen. 6.3.1 Painelaitteita koskeva lainsäädäntö Painelaitelainsäädäntö ja painelaitteisiin liittyvät standardit pohjautuvat painelaitedirektiiviin 97/23/EY, jota sovelletaan käyttöpaineeltaan yli 0,5 bar painelaitteiden ja laitekokonaisuuksien suunnitteluun, valmistukseen ja vaatimustenmukaisuuden arviointiin. Kauppa- ja teollisuusministeriön päätöksessä painelaitteista (938/1999) liitteessä II kuvissa 1 - 9 on esitetty painelaitteiden luokittelu. Luokittelu riippuu painelaitteen tilavuuden V ja korkeimman sallitun käyttöpaineen PS tulosta. Luokituksen ulkopuolelle jäävät laitteet suunnitellaan ja valmistetaan hyvän konepajakäytännön mukaisesti. Näin ollen mikro-ORC-laitoksen lopullisesta konstruktiosta riippuu sitä koskeva painelaitelainsäädäntö. Ulkopuolinen tarkastuslaitos Inspecta Oy arvioi, että laboratoriossa sijaitseva koelaitos ei ole painelaite. Koelaitteen tilavuus on suurempi kuin kaupallisen version ja korkein sallittu käyttöpaine on molemmissa sama, joten kaupallinen versio ei näillä näkymin tule olemaan painelaite. Tässä kappaleessa on käsitelty painelaitelainsäädäntöä yleisesti sen varalta, että jokin mikro-ORC-laitoksen kehitysversioista kuuluisi sen piiriin. 97/23/EY 3. artiklan 1.1 kohdan a alakohdan mukaan painelaitteiden, joiden tilavuus on suurempi kuin 1 litra ja tulo P S∆V on yli 25 barL kuuluvat ryhmään 1, jolloin niiden on täytettävä kyseisen direktiivin liitteessä I olevat olennaiset vaatimukset. Höy- 79 rystimen paineenalaisen puolen tilavuus on 43 l ja suunnittelupaine 16 bar, jolloin tulo P S∆V on 688 barL. Fluidi kuuluu direktiivissä määriteltyyn ryhmään 1, koska se määritellään syttyväksi direktiivin 9. artiklan 2.1 kohdan mukaisesti. Tämän perusteella höyrystin kuuluu painelaiteluokkaan II, jolloin sitä koskee kyseisen direktiivin liitteessä III olevat moduulit A1, D1 ja E1. Valmistajan, tässä tapauksessa alihankkijan, vastuulla on huolehtia yksittäisen painelaitteen asetustenmukaisuudesta. Painelaitteita liitettäessä yhteen 97/23/EY artiklan 1 kohdassa 2.1.5 mukaiseksi laitekokonaisuudeksi yhteen liittävän tahon on huolehdittava siitä, että laitekokonaisuus on kyseisen direktiivin määräysten mukainen (Blomberg 2009, 101). Liitostyö voidaan katsoa painelaitteen asennus-, korjaus- tai muutostyöksi, jota käsitellään painelaiteturvallisuuspäätöksen (953/1999) 37. pykälässä. Pysyviä liitoksia tehdessä on noudatettava pätevöityjä menetelmiä ja tekijän on oltava asianmukaisesti pätevä työhön. Kauppa- ja teollisuusministeriön päätös painelaiteturvallisuudesta (953/1999) ja kauppaja teollisuusministeriön päätös painelaitteista (938/1999) antavat omat vaatimuksensa rakentamiseen ja korjaus- ja muutostöihin. Lailla ja päätöksillä pyritään varmistamaan, ettei laitos aiheuta vaaraa kenenkään terveydelle, turvallisuudelle tai omaisuudelle. Ennen kuin luokkiin I - IV kuuluva painelaite voidaan saattaa markkinoille, tulee sen olennaisten turvallisuusvaatimusten täyttyminen arvioida päätöksen päätöksen 938/1999 liitteessä III esitetyllä tavalla (Tukes 2003, 7). Standardeissa SFS-EN 13445 ja SFS-EN 764 on esitetty yleiset painesäiliön valmistajaa koskevat velvollisuudet. Lämmittämätöntä paineastiaa koskevassa standardissa SFS-EN 13445-4 on asetettu lisää velvollisuuksia valmistajalla. Sen mukaan valmistajan on varmistettava se, että alihankkijalta tilattu tuote täyttää samassa standardissa asetetut vaatimukset. Valmistajan on myös kyettävä esittämään alihankittuun tuotteeseen liittyvät asiakirjat. Laitekokonaisuuden markkinoille saattamista ei voida estää, kieltää tai rajoittaa, mikäli direktiivin 97/23/EY 1. artiklassa tarkoitetulla laitekokonaisuudella on CE-merkintä ja laitekokonaisuus täyttää kyseisen direktiivin asettamat ehdot. CE-merkinnän ehtona on, että laitekokonaisuuksille on suoritettu direktiivin 97/23/EY 10. artiklan mukainen vaatimustenmukaisuusarviointi. Mikäli laitekokonaisuus on direktiivin 97/23/EY 3. artiklan 3 kohdan mukainen, EY:n jäsenvaltiot eivät voi estää, kieltää tai rajoittaa laitoksen markkinoille saattamista tai käyttöönottoa. Samassa kohdassa mainitaan, että hyvän konepajakäytännön mukaisesti valmistetuissa laitteissa ei kuitenkaan saa olla CE-merkintää. 80 Euroopan parlamanetti ja neuvosto ovat asettaneet direktiivin 2014/68/EU, joka koskee painelaitteiden markkinoille asettamista koskevan jäsenvaltioiden lainsäädännön yhdenmukaistamista. Kyseinen direktiivi voi aiheuttaa muutoksia direktiiviin 97/23/EY ja siten kansalliseen lainsäädäntöön. 6.3.2 Sähkölaitteita koskeva lainsäädäntö Pienjännitedirektiivi 2006/95/EY, konedirektiivi 2004/108/EY ja EMC-direktiivi asettavat kansalliselle sähkölaitteita koskevalle lainsäädännölle vaatimukset. Sähköturvallisuuslaissa (410/1996) sähkölaitteeksi määritellään muun muassa sellaiset laitteet, jotka tuottavat sähköä, minkä mukaan mikro-ORC-laitos on toimiessaan kiistatta sähkölaite. Sähköturvallisuuslain (410/1996) 5 pykälän 1 momentissa määritellään sähkölaitteen suunnittelu-, rakennus-, valmistus- ja korjausehdot. Saman pykälän 2 momentissa säädetään, että sähkölaitetta ei saa saattaa markkinoille, mikäli 1 momentissa säädetyt ehdot eivät täyty. Käsiteltävän lain 24 pykälän alakohdassa g säädetään, että markkinoille saattamisen ehtona on laitteen sähkömagneettinen yhteensopivuus 5 pykälän 1 momentin kohtien 2 ja 3 mukaisesti sekä muiden sähköturvallisuuslaissa esiteltyjen säädösten mukaisuus. Mikäli sähkölaite ei täytä sähköturvallisuuslain 5 pykälän, 5 a luvun säännösten ja 6 pykälän nojalla annettujen määräysten mukaisia vaatimuksia, on sähköturvallisuusviranomaisella oikeus kieltää tuotteen valmistus, kaupan pitäminen, myynti ja muu luovuttaminen tilapäisesti. Sähköturvallisuuslain 24 pykälän k kohdan mukaan sellainen laite, jolle sähkömagneettista yhteensopivuutta koskeva vaatimuksenmukaisuus on osoitettu, on merkittävä CE-merkinnällä. Toisaalta mikäli mikro-ORC-laitos luetaan kiinteäksi asennukseksi, 24 pykälän m kohdan mukaan edellä käsiteltyä k kohtaa ei sovelleta. Kiinteään asennukseen sijoitetun sähkölaitteen mukana tulee toimittaa asiakirjat, joissa on yksilöity kiinteä asennus, laitteen sähkömagneettinen yhteensopivuus ja valtioneuvoston asetuksessa säädetyt tiedot. Sähköturvallisuusviranomaisella on oikeus määrätä CE-merkintä poistettavaksi, mikäli minkään direktiivin soveltamisalalla ei edellytä CE-merkinnän kiinnittämistä laitteeseen. Valtioneuvoston asetus koneiden turvallisuudesta (400/2008) säätää koneiden markkinoille saattamisesta. Asetusta ei kuitenkaan sovelleta mikro-ORC-laitokseen, sillä laitosta ei lueta koneeksi asetuksen 4 pykälän 2 momentin 1 kohdan a-e alakohtien mukaan. 81 6.3.3 Ympäristöä koskeva lainsäädäntö Ympäristönsuojelulakia (527/2014) sovelletaan sellaisen toimintaan, josta aiheutuu tai saattaa aiheutua ympäristön pilaantumista. Ympäristön pilaantumiseksi luetaan muun muassa terveyshaitat ja haitta luonnolle ja sen toiminnoille. Mikro-ORC-laitoksessa ainoa ympäristölle mahdollisesti vaarallinen kemikaali on kiertoaineena käytettävä MDM. Dow Corningin toimittaman MDM-esitteen mukaan MDM:n ympäristövaikutuksista ei vielä ole täyttä tietoa. GHS:n (Globally Harmonised System) MDM:ää ei ole luokiteltu ihmiselle tai ympäristölle vaaraa aiheuttavaksi aineeksi. MDM:ää ei myöskään ole listattu Pohjoismaisen ministerineuvoston julkaisemaan vaarallisten aineiden luetteloon. Dow Corningin MDM-esitteessä MDM kuitenkin ohjataan hävittämään vaarallisena aineena. Ympäristönsuojelulakia ei näin ollen sovelleta mikro-ORC-laitokseen. Kemikaalilain (599/2013) 19. §:n 1 momentin kohdissa 1 - 3 säädetään, että toiminnassa, jossa käytetään kemikaaleja, periaatteena on, että toimija on tietoinen terveysja ympäristövaikutuksista, pyritään ehkäisemään terveys- ja ympäristöhaitat ja että kemikaalin käytön haitat minimoidaan kemikaalin tai käyttömenetelmän valinnalla. 82 7 KOELAITTEEN JATKOKEHITYS Seuraavassa on esitetty lisätutkimusaiheita jatkossa tapahtuviin koeajoihin. Lisäksi käsitellään laitoksen toimintaa ja kaupallistamista eteenpäin vieviä kehityssuuntia. 7.1 Mittausdatan analysointi ja tiedonkeruu Sähköntuotannon hyötysuhde ηe on tärkeä tunnusluku kuvaten mikro-ORC-energianmuuntimen suorituskykyä. Markkinapotentiaalin arvioimiseksi ja kehitystarpeen selvittämiseksi ηe tulisi selvittää mahdollisimman pian. Systeemin parhaan toimintapisteen löytämiseksi termistä hyötysuhdetta tulisi vertailla tuodun ja poistuvan lämmön suhteen. Prosessilaskennassa on selvitetty tietty toimintapiste, joiden perusteella laboratoriomittaukset suoritettiin. Mittauksia tulisi suorittaa muuallakin kuin mitoituspisteessä, jotta saataisiin varmistus sille, onko laskettu toimintapiste myös rakennetussa koelaitteessa korkeimman hyötysuhteen piste. Käytettävien lämpötila-antureiden hystereesin vaikutus tulee selvittää niiden altistuttua korkeille ja matalille lämpötiloille. Kuljetuksen aikana lämpötila-anturit voivat jäähtyä lentokoneen rahtiruumassa jopa -60 ◦ C:seen, mikä voi vaikuttaa niiden mittaustarkkuuteen merkittävästi. Lämmönvaihtimien aiheuttamia painehäviöitä ei pystytty mittaamaan mittapisteiden puutteiden vuoksi. Mitä suuremman painehäviön lämmönvaihdin tuottaa, sitä suurempi osuus pääsyöttöpumpun tekemästä työstä kuluu häviöinä hukkaan. Koska painehäviöiden pienentäminen parantaisi sähköntuotannon hyötysuhdetta, olisi ne hyvä määrittää jatkokehitystarpeen kannalta. Kirjallisuudessa on usein mainittu ympäristön lämpötilan vaikutus hyötysuhteeseen. Mittaukset suoritettiin huonelämpötilassa, mutta koska loppusijoituspaikka laitokselle voi olla ulkotiloissa, tulisi laitoksen toiminnasta olla tietoa myös ympäristön lämpötilan ollen talvissa lukemissa. Laitosta myytäessä asiakas voi kysyä tällaista tietoa. Tässä diplomityössä on todettu mikro-ORC-laitoksen säästävän fossiilisia polttoaineita ja siten vähentävän CO2-päästöjä ilmakehään. Syntyneitä säästöjä ei ole kuitenkaan laskettu, vaikka kappaleessa 6.1.6 Hankinnan helppous on ehdotettu CO2-laskurin perustamista laitosta esittelevälle www-sivustolle. Toteamusta tukemaan tulisi taulukoida eri lämmönlähteille syntyvä säästö joko polttoaineessa, CO2-päästöissä tai molemmissa mikro-ORC-laitokselta saatavan lisätehon perusteella. CO2-päästöjen alenema voi- 83 daan ilmaista myös GWP-indeksin kautta eri kasvihuonekaasuilla. Esimerkiksi mädättämällä syntyvän metaanin GWP-indeksi on paljon suurempi kuin hiilidioksidin, joten CO2-päästöt ilmakehään vähenevät polttamalla metaani hiilidioksidiksi ja vedeksi. 7.2 Materiaalien herkkyys kiertoaineelle Sähkögeneraattorissa käytettävien materiaalien herkkyys MDM:lle oli testattu uunitusmenetelmällä. Koelaitoksessa olevien muiden materiaalien herkkyys tulisi niin ikään testata, sillä alumiinisen Barske-pumpun virtauksenohjaimen pinta näytti hapettuneelta (kuva 7.1), mihin ei ollut varauduttu. Jos MDM:llä selviää olevan korrosoiva tai kuluttava vaikutus johonkin materiaaliin, voi se aiheuttaa tiiviste-, putki- tai laiterikon pitkällä tähtäimellä. Kuva 7.1. Epäpuhtaus Barske-pumpun virtauksenohjaimen kehällä. 7.3 Ejektoripumpun käyttö Luotettavuus on tärkeä kriteeri mikro-ORC-energianmuuntimelle. Laitoksen luotettavuus nousee, kun siitä karsitaan vikaantuvia komponentteja. Esisyöttöpumpun korvaaminen epätodennäköisemmin vikaantuvalla ejektoripumpulla nostaisi luotettavuutta. Ejektoripumpun tarvitsema primäärivirtaus voitaisiin ottaa pääsyöttöpumpun jälkeisestä putkiyhteestä. 84 Suurnopeusturbogeneraattorin laakerit vaativat toimiakseen tietyn suuruisen paineen, joka täytyy tuottaa jo ennen kuin akseli alkaa pyöriä. Ajon aikana laakeripaine tuotetaan pääsyöttöpumpulla, mutta prosessin ylösajossa laakeripaineen tuotantoon vaaditaan toinen menetelmä. Ejektoripumpulla vaadittua painetta ei voida luoda, koska prosessissa ei tuolloin esiinny vielä korkeapaineista primäärivirtausta. Sähkökäyttöisen esisyöttöpumpun valintaan puolestaan liittyy riski, ettei sen teho riitä muodostamaan riittävää laakeripainetta. Käynnistyksen yhteydessä riittävä laakeripaine voitaisiin tuottaa paineakuilla, joiden lataus tapahtuisi normaalin ajon aikana. Paineakun käyttö vaikuttaa kuitenkin kiertoaineen massavirtaan ja paineeseen sen purkamisen ja lataamisen aikana, mikä voi aiheuttaa ongelmia prosessin säädölle. Koska molempien pumpputyyppien käyttö vaatii paineakun käytön, ejektoripumppu on suositeltavampi vaihtoehto. 85 8 YHTEENVETO ORC-energianmuuntimella voidaan tuottaa sähköä matalalämpöisistä lämpölähteistä. ORC on taloudellisesti kannattavampi vesihöyryprosessiin verrattuna alle 2 MW sovelluksissa (Larjola et al. 2010, 23). Lämmönlähteenä voi olla muun muassa geoterminen lämpö, aurinko, biomassa tai -kaasu tai savukaasu. Hyödyntämällä dieselmoottoreiden tai mikrokaasuturbiinien savukaasua ORC-energianmuuntimella voidaan nostaa prosessien sähköntuotannon hyötysuhdetta. Uusiutuvien energialähteiden avulla tuotettu sähkön määrä voidaan maksimoida lisäämällä isäntälaitoksen perään ORCenergianmuunnin. ORC-energianmuuntimen käyttöä rajoittaa lämmönlähteen lämpötilataso ja ominaiskustannus. Ylitettäessä lämpötila 400 ◦ C orgaaniset aineet eivät enää pysy kemiallisesti ja termodynaamisesti vakaina. Joillain orgaanisilla aineilla lämmönkesto on vielä heikompi. Esimerkiksi koelaitoksessa kiertoaineena käytetyn MDM:n itsesyttymispiste on 350 ◦ C. Toisaalta taas matalien, 70 - 100 ◦ C lämpötilojen käyttö nostaa ORC laitteiston hinnan taloudellisesti kannattomaksi rakentaa. Invernizzin (2013) mukaan mikro-ORC-laitteistot ovat niin ikään taloudellisesti kannattomia tai takaisinmaksu aika on liian pitkä. Suurimmaksi haasteeksi Invernizzi asettaakin kaiken tehoisten ORClaitteistojen kustannustehokkuuden. 8.1 Suorituskyky Tämän diplomityön tarkoituksena oli todentaa mikro-ORC-energianmuuntimen suorituskyky. Suorituskykyä oli tarkoitus tarkastella sähköntuotannon hyötysuhteen avulla. Suorituskyky pyrittiin toteamaan vertaamalla mikro-ORC-prosessin mallinnuksessa laskettua ηe :tä koelaitoksen ηe :hen. Koelaitoksen sähköntuotannon hyötysuhteen selvittämiseksi oli tarkoitus tehdä laboratoriossa mittauksia, joista saadun datan perusteella olisi laskettu tarpeelliset muuttujat. Turbogeneraattorin käyttöönottoon liittyi kuitenkin ongelmia, joita ei saatu ratkottua tälle diplomityölle varatun aikaikkunan aikana. Jotta koelaitoksen sähköntuotantopotentiaalia voisi tarkemmin spekuloida, olisi ainakin turbiinin toimintakyky tärkeää saada mitatuksi. Ilman mittaustuloksia turbiinin toimintakykyä on hankala arvioida, joten sähköntuotannon potentiaalia ei tässä työssä tarkasteltu muuten kuin Carnothyötysuhteen kautta. Koelaitoksen Carnot-hyötysuhde oli lähellä mitoituspistettä 41.6 %, joka on lupaavan korkea luku. 86 Tähän työhön tarkasteltavaksi jäi lämmönsiirtimien ja pumppujen toimintakykyky, jota tarkasteltiin niiden kappaleessa 2.6 kuvattujen tunnuslukujen kautta. Käytettyjen komponenttien todettiin toimivan suunnitellusti ja niillä pystyttiin ajamaan prosessi toistuvasti tilaan, joka oli lähellä mitoituspistettä. Koelaitoksen prosessi hallittiin hyvin, että pystyttiin simuloimaan halutunlaisia ajotilanteita. Rajoittavana tekijänä oli kuitenkin käytetyn esisyöttöpumpun kavitointiherkkyys lauhdesäiliön lämpötilan noustessa ja pääsyöttöpumpun kavitointi yritettäessä lisätä massavirtaa lämmenneellä kiertoaineella. Kylmällä kiertoaineella pumpuissa ei esiintynyt kavitointia missään tilanteessa. Kiertoaineen tilapisteet prosessin yli kyllästyskäyrällä ovat esittynä kuvassa 8.1, josta voidaan todeta kiertoaineen tulistuvan höyrystimessä, lämmönluovutuksen tapahtuvan rekuperaattorissa tulistuneella alueella, lauhtumisen lauhduttimessa ja lämpenemisen alijäähtyneenä rekuperaattorissa. Todellisuudessa kiertoaine alijäähtyy lauhduttimessa reilusti vähemmän kuin miltä kuvassa 8.1 näyttää, sillä kiertoaineena ei ole 100 % MDM ja kiertoaineen joukossa on epäpuhtauksia. 350 300 Höyrystimen jälkeen T [°C] 250 200 Rekuperaattorin jälkeen, kuuma puoli 150 Rekuperaattorin jälkeen, kylmä puoli 100 Lauhduttimen jälkeen 50 0 0.01 0.10 p [bar] 1.00 10.00 Kuva 8.1. Kiertoaineen tilapisteet prosessin yli logaritmisella kyllästyskäyrällä. Tulosten tarkkuuteen vaikuttivat pääasiallisesti käytettävän ainekirjaston arvojen epätarkkuus, tehdyt oletukset ja yksinkertaistukset ja se, ettei kiertoaineena ollut puhdas MDM. Kiertoaineen epäpuhtauden huomasi muun muassa siitä, että laskelmien mukaan kiertoaine alijäähtyi lauhduttimessa noin 40 ◦ C, vaikka yleisesti sopivana pidetty alijäähtyminen on vain muutama Celsius-aste. Koelaitoksessa käytettävien osien kestämisen voidaan sanoa myös vaikuttavan suo- 87 rituskykyyn. Käytetyt paine- ja lämpötilatasot eivät tuottaneet käytettyjen osien tai kiertoaineen kestävyydelle ongelmia. Sen sijaan alumiininen pääsyöttöpumpun virtauksenohjain näytti hapettuvan kiertoaineen vaikutuksesta, mihin ei ollut varauduttu. Niiden kiertoaineen kanssa kosketuksissa olevien materiaalien, joiden herkkyyttä kiertoaineelle ei vielä ole testattu, tulee vielä testata erillisin kokein laiterikon välttämiseksi. 8.2 Kaupallistaminen Laboratorioon rakennetun ORC-energianmuuntimen tarkoitus oli osoittaa tekniikan suorituskyky. Kaupallistettavaan versioon voidaan koelaitoksessa olevia mittapisteitä karsia runsaasti ja laitoksen konstruktio tulee miettiä uusiksi. Koelaitos vie suuren tilavuuden eikä ole kätevästi liikuteltavissa. Monet voimalaitosvalmistajat tarjoavat mahdollisuutta internet-ohjaukseen ja -valvontaan. Laitoksen tulisi automaattisesti säätyä toimimaan optimaaliseksi, mutta laitos tulisi voida käynnistää ja sulkea etänä sekä sen toiminta-arvojen tulisi olla jatkuvassa tarkastelussa. Huoltoa ja kunnossapitoa varten tiettyjen prosessiarvojen tulisi tallentua tarkastelua varten, kuten esimerkiksi MDM:n historian ylin lämpötila tulisi olla tiedossa pilkkoutumisen varalta. Prosessikomponenttien hankinta kannattaa taloudellisista syistä suorittaa alihankintana siten, ettei yrityksen ydinosaaminen vuoda muille yrityksille. Vuodon riskiä alentaa se, että yrityksen ydinosaaminen on mikro-ORC-prosessin kokonaisuuden hallinta, ei yksittäisen komponentin valmistaminen. Alihankintaan liittyy taloudellisia riskejä ja liiketoiminnallisia heikkouksia, mistä syystä alihankinnan tuoma lisäarvo yritykselle on kyettävä perustelemaan. Muita alihankintaan liittyviä riskejä ovat tavarantoimitusten viivästykset ja katkokset, informaatiokatkokset ja saatava laatu. Huonolaatuinen komponentti voi rikkoontuessaan pahimmillaan johtaa mikro-ORC-laitoksen toimintakyvyttömyyteen. Varsinkin yrityksen alkutaipaleella toimitettavien laitosten luotettavuuden tulisi olla korkea, jotta markkinat eivät menettäisi kiinnostustaan. Mikro-ORC-laitoksen on täytettävä eri EU-direktiivien pohjalta asetettujen säädösten ehdot, jotta sen voisi saattaa markkinoille myyntiin. Painelaitelainsäädännössä painelaitteet ja laitekokonaisuudet jaetaan paineen ja tilavuuden perusteella neljään eri ryhmään, joista kullekin on asetettu omat säädökset suunnitteluun, valmistukseen ja vaatimustenmukaisuuden arviointiin. Luokkien ulkopuolelle jäävien painelaitteiden ja 88 laitekokonaisuuksien valmistamisessa on noudettava hyvän konepajakäytännön mukaisia menetelmiä. Ulkopuolinen tarkastusyhtiö Inspecta Oy arvioi, ettei laboratoriossa sijaitseva koelaitos ole painelaite, joten kaupallinenkaan versio sitä tuskin on pienemmän tilavuutensa johdosta. Ympäristölainsäädäntöä ei sovelleta mikro-ORC-laitokseen, sillä laitoksen toiminnasta ei ole ympäristölle mahdollista haittaa tai vaaraa. Laitoksen tuottama sähköteho jää alle ympäristönsuojelulaissa (572/2014) säädetyn rajan ja kiertoaineena käytettävä MDM ei kuulu vaarallisten aineiden listalle. Sähköturvallisuuslaissa säädetään sähkölaitteiden markkinoille asettamisesta. MikroORC-laitos määritellään sähkölaitteeksi, koska se tuottaa sähköä. Mikäli sähkölaite ei täytä sähköturvallisuuslaissa asetettuja ehtoja, on sähköturvallisuusviranomaisella oikeus kieltää laitteen valmistus, kaupan pitäminen, myynti ja muu luovuttaminen tilapäisesti. 89 LÄHDELUETTELO ABB 2011. Industrial flow measurement. Basics and practice. ABB Automation Products GmbH. Alexander M., Young D. Outsourcing: Where´s the Value?. Long Range Planning 29 (5) 728 - 730 Aoun B. 2008. Micro Combined Heat and Power Operating on Renewable Energy for Residential Building. Doctoral Thesis. École Nationale Supérieure des Mines de Paris. Pariisi, Ranska. 187s. Arnold J.R.T., Chapman S.N., Clive L.M. 2007. Introduction to materials management. Pearson International Edition. 6. versio. Yhdysvallat: Pearson Education. 528s. ISBN 978-0-13-242550-6 Blomberg T. (toim.) 2009. Tukes-julkaisu, Painelaitedirektiivin soveltamisohjeet. Turvatekniikan keskus (Tukes). 224s. Boyle P. et al. 2013. Performance of Variable Phase Cycle in Geothermal and Waste Heat Recovery Applications. GRC Transactions vol. 37. 679 - 686 Branchini L., De Pascale A., Peretto A. 2013. Systematic comparison of ORC configurations by means of comprehensive performance indexes. Applied Thermal Engineering vol. 61. 129 - 140 Campana F. et al. 2013. ORC waste heat recovery in European energy intensive industries: Energy and GHG savings. Energy Conversion and Management vol. 76. 244 - 252 Colonna P., van der Stelt. 2004. FluidProp: a Program for the Estimation of Thermo Physical Properties of Fluids. Energy Technology Section, Delft University of Technology, Alankomaat. Colonna P. et al. 2015. Organic Rankine cycle power systems: From the concept to current technology, applications and an outlook to the future. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power vol. 137. Colonna P., Nannan N.R. & Guardone A. 2008. Multiparameter equations of state for siloxanes: [(CH3 )3 -Si-O1 /2]2 -[O-Si-(CH3 )2 2]i = 1, . . . , 3 and [O-Si-(CH3 )2 ]6 . Fluid 90 Phase Equilibria vol. 263. 115 - 130 DiPippo R. 2007. Ideal thermal efficiency for geothermal binary plants. Geothermics vol. 36. 276 - 285 Dow Corning. 2015. GPS safety report. Saatavissa: http://goo.gl/XU7Slg Erhart T et al. 2015. Fluid stability in large scale ORCs using siloxanes - Long-term experiences and fluid recycling. ASME ORC 2015. 3 rd International Seminar on ORC Power Systems. 12 - 14.10.2015. Bryssel, Belgia. Fiaschi D., Manfrida G. & Maraschiello F. 2015. Design and performance prediction of radial ORC turboexpanders. Applied Energy vol. 138. 517 - 532 Fernández F.J. et al. 2011. Thermodynamic analysis of high-temperature regenerative organic Rankine cycles using siloxanes as working fluids. Energy vol. 36. 5239 - 5249 Ghosal A. 2010. A Review of Fluid Film Bearing. Proceedings of the 13 th Asian Congress of Fluid Mechanics 17-21 December 2010, Dhaka, Bangladesh. GWEC. Global Wind Energy Council. Internet-sivusto. Viitattu 15.6.2015. Saatavilla: http://goo.gl/bqQKEH Heinimö J., Jäppinen E. 2005. ORC-teknologia hajautetussa sähköntuotannossa. Tutkimusraportti EN B-160. Lappeenrannan teknillinen yliopisto. Energia- ja ympäristötekniikan osasto. Lappeenranta. Hoecht A., Trott P. 2006. Innovation risks of strategic outsourcing. Technovation vol. 26. 672 - 681 Hoover C. W. & Jones J. B. (toim.) 1991. Improving Engineering Design: Designing for Competitive Advantage. Washington DC, National Academy Press. 120s. ISBN: 978-0-309-04478-3 Hung T.C, Shai T.Y. & Wang S. K. 1997. A review of organic Rankine cycles (ORCs) for the recovery of low-grade waste heat. Energy Vol. 22, No. 7. 661 - 667 IEA (International Energy Agency). World energy Outlook 2014a. Executive summary. IEA (International Energy Agency). World energy Outlook 2014b. Special report. IEA. Internal Energy Agency. Internet-sivusto, Topics/Coal. Viitattu 29.9.2015. Saatavilla: http://www.iea.org/topics/coal/ 91 Incropera F.P. et al. 2006. Fundamentals of Heat and Mass Transfer. 6. versio. Yhdysvallat: John Wiley & Sons, Inc. 997s. ISBN 978-0-471-45728-2 Invernizzi C. 2013. Closed Power Cycles, Thermodynamic Fundamentals and Applications. Lecture Notes in Energy. Lontoo: Springer-Verlag. 279s. ISBN 978-1-4471-5139-5 Invernizzi C., Iora P., Silva P. 2007. Bottoming micro-Rankine cycles for micro-gas turbines. Applied Thermal Engineering vol. 27. 100 - 110 Kang S.H. 2012. Design and experimental study of ORC (organic Rankine cycle) and radial turbine using R245fa working fluid. Energy vol. 41. 514 - 524 Larjola J. 1988. ORC-power plant based on high speed technology. Conference on high speed technology. Lappeenranta, Suomi. 21 - 24.8.1988. 63 - 77 Larjola J. 2003. Turbokoneet, suunnitelun ja laskennan perusteet. Osa II. Larjola J. 2011. Organic Rankine Cycle (ORC) based waste heat/waste fuel recovery systems for small combined heat and power (CHP) applications. Teoksessa: Beith R. (toim.), Small and micro combined heat and power (CHP) systems. Cambridge, IsoBritannia: Woodhead Publishing Limited. 528s. ISBN 978-1-84569-795-2 Larjola J. 1995. Electricity from industrial waste heat using high-speed organic Rankine cycle (ORC). Int. J. Production Economics vol. 41. 227 - 235. Larjola J. et al. 2010. Energianmuuntoprosessit -kurssi, 2010, Lappeenrannan teknillinen yliopisto. Larjola J., Arkkio A., Pyrhönen J. (Toim.) 2010. Suurnopeustekniikka. Helsinki: Ylioppistopaino. 163 s. ISBN 978-952-214-949-7 Lee M.J., Tien D.L. & Shao C.T. 1993. Thermophysical capability of ozone-safe working fluids for an organic rankine cycle system. Heat Recovery Systems and CHP. Vol. 13, No. 5. 409 - 418 Lemmon E.W., Huber M.L., McLinden M.O. 2010. Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties (REFPROP), Version 9.0, National Institute of Standards and Technology. Lemort A et al. 2013. A comparison of piston, screw and scroll expanders for small-scale rankine cycle systems. Proceedings of the 3rd International Conference on Microgeneration and Related Technologies. 92 Liu B-T., Chien K-H. & Wang C-C. 2004. Effect of working fluids on organic Rankine cycle for waste heat recovery recovery. Energy vol. 29. 1207 - 1217 Mago P.J., Luck R. 2013. Evaluation of the potential use of a combined micro-turbine organic Rankine cycle for different geographic locations. Applied Energy vol. 102. 1324 - 1333 Maizza V., Maizza A. 2001. Unconventional working fluids in organic Rankine-cycles for waste energy recovery systems. Technical note. Applied Thermal Engineering vol. 21. 381 - 390 Michalski L., Eckersdorf K., McGhee J. 1991. Temperature Measurement. John Wiley & Sons. Nasir P. et al. 2015. Utilization of Turbine Waste Heat to Generate Electric Power at Neptune Plant. Ormat Technologies Inc. (http://www.ormat.com). 8s. Obernberger I, Thek G. 2008. Combustion and gasification of solid biomass for heat and power production in Europe - State-of-the-art and relevant future developments. Proc. of the 8th Eurepean Conference on Industrial Furnaces and Boilers. ISBN 978972-99309-3-5. 24s. Oshri I., Kotlarsky J. & Willcocks L.P. 2009. The Handbook of Global Outsourcing and Offshoring. Englanti, Hampshire: Palgrave Macmillan. 266s. ISBN 978-0-230-23550-2 Peris B. et al. 2015. Experimental characterization of an Organic Rankine Cycle (ORC) for micro-scale CHP applications. Applied Thermal Engineering vol. 79. 1 - 8 Quinn J.B., Hilmer F.G. 1994. Stratetic outsourcing. Sloan Management review vol. 35. 43 - 55 Räsänen J. 1994. Automaatiotekniikan mittauksia. Helsinki: Painatuskeskus Oy. 129s. ISBN 951-37-1208-7 Reunanen A. 1999: 4372 Turbokoneiden mittaus- ja konstruktiotekniikka Luento 7 Lämpötilan mittaus ja virtauksen visualisointi Osa A, lämpötilan mittaus. 20 s. Reunanen A. et al. 2000. ORC-voimalan soveltuvuus hyödyntämään diesel-voimalaitoksen hukkalämpöä. Tutkimusraportti EN B-132. Lappeenrannan teknillinen korkeakoulu. Energiatekniikan osasto. Lappeenranta. Rogers E. M. 2003. Diffusion of Innovations. 5. painos. New York, Free Press. 551s. 93 ISBN-13: 978-0-7432-2209-9. Rohweder L. 2004. Yritysvastuu -kestävää kehitystä organisaatiotasolla. 1.painos. Porvoo: WS Bookwell Oy. 255s. ISBN 951-0-27966-8 Sarkala T. 2010. ORC-prosessin integraatio kaasumoottorivoimalaan. Diplomityö. Lappeenrannan teknillinen yliopisto. Lappeenranta. 102s. Sarkomaa P. 1994. Lämmönsiirtimen suunnittelumenetelmät ja lämpötekninen mitoitus. Opetusmoniste C-65. Lappeenrannan teknillinen korkeakoulu. Energiatekniikan osasto. Lappeenranta. ISBN 951-763-831-0 SFS 5059. 2007. Instrumentointi. Instrumenttien sijoittaminen prosessiin. PSK Standardisointiyhdistys ry. 2. painos. Helsinki: Suomen standardisoimisliitto. 28s. SKF 1994. SKF laakerien kunnossapito. Linde Information AB, Lerum, Ruotsi. 335s. Spliethoff R, 2010. Power Generation from Solid Fuels. Berliini: Springer. 712s. ISSN: 1612 - 1287 Tchanche B.F., Pétrissans M., Papadakis G. 2014. Heat resources and organic Rankine cycle machines. Renewable and Sustainable Energy Reviews vol. 39. 1185 - 1199 Termiset virtauskoneet-kurssi 2013. OT III, ORC. Energiatekniikan osasto. Lappeenrannan teknillinen yliopisto. Tilastokeskus 2015. Energian hankinta ja kulutus. Päivitetty 23.3.2015. Viitattu 7.7.2015. Saatavilla: http://www.tilastokeskus.fi/til/ehk/index.html Turboden-yhtiön www-sivut. Company. Video: Turboden Company Profile. Viitattu 25.06.2015. Saatavilla: http://goo.gl/RqqIqD Turvatekniikan keskus (Tukes). 2003. Tukes-opas, painelaitteet. 16s. U.S Energy Information Administration. Short-Term Energy Outlook. 6.2015. Uusitalo A. 2015. Working fluid selection and design of a small-scale waste heat recovery systems based on organic Rankine cycles. Doctoral thesis. Lappeenranta University of Technology. Lappeeranta. 129 s. Vaja I., Gambarotta A. 2010. Internal Combustion Engine (ICE) bottoming with Organic Rankine Cycles (ORCs). Energy vol. 35. 1084 - 1093 94 Vescovo R. 2009. ORC recovering industrial heat; power generation from waste energy streams. Cogeneration and On-Site Power Production. Maalis-huhtikuu -nro. 53 - 57 Wang D. et al. 2013. Efficiency and optimal performance evaluation of organic Rankine cycle for low grade waste heat power generation. Energy vol. 50. 343 - 352 Weckström T. (toim.) 2005. MIKES Metrologia, Lämpötilan mittaus. 2. painos. Helsinki. 138 s. Wei D. et al. 2007. Performance analysis and optimization of organic Rankine cycle (ORC) for waste heat recovery. Energy Conversion and Management vol. 48. 1113 1119 WeißA.P. 2015. Volumetric expander versus turbine - Which is the better choice for small ORC plants? ASME ORC 2015. 3 rd International Seminar on ORC Power Systems. 12 - 14.10.2015. Bryssel, Belgia. Welch P., Boyle P. 2009. New turbines to enable efficient geothermal power plants. GRC Transactions vol. 33. 765 - 772 Yamamoto et al. Design and testing of the Organic Rankine Cycle. Energy 26 (2001) 239 - 251 Liitteet, I Liite I H-lausekkeiden selitteet H-lausekkeet ovat vaaralausekkeita, joita edelsivät CLP-asetuksessa korvatut R-lausekkeet. Kuten R-lausekkeilla, myös H-lausekkeilla on oma numerokoodinsa. Erona vanhoihin R-lausekkeisiin H-lausekkeet ovat tarkempia ja yksityiskohtaisempia. Tässä diplomityössä esitettyjen H-lausekkeiden koodit on avattu alla olevassa taulukossa. Taulukko I. H-lausekkeiden selitteet. H-lauseke Selite EUH066 H224 H225 H226 H280 H304 H315 H336 H361d H373 H411 Toistuva altistus voi aiheuttaa ihon kuivumista tai halkeilua Erittäin helposti syttyvä neste ja höyry Helposti syttyvä neste ja höyry Syttyvä neste ja höyry Sisältää paineenalaista kaasua, voi räjähtää kuumennettaessa Voi olla tappavaa nieltynä ja joutuessaan hengitysteihin Ärsyttää ihoa Saattaa aiheuttaa uneliaisuutta ja huimausta Epäillään vaurioittavan sikiötä Saattaa vahingoittaa elimiä pitkäaikaisessa tai toistuvassa altistumisessa Myrkyllistä vesieliöille, pitkäaikaisia haittavaikutuksia Liitteet, II Liite II Cn H2n -palamiskaasun aineominaisuudet M Cn H2 n 28,9038 kg/kmol RCn H2 n 287,6612 J/kgK T cp cv h s ρ T cp cv h s ρ [K] [kJ/kgK][kJ/kgK][kJ/kg][kJ/kgK][kg/m 3 ] [K] [kJ/kgK][kJ/kgK][kJ/kg][kJ/kgK][kg/m 3 ] 50 1,0237 0,7360 -257,95 5,090 6,953 1200 1,3084 1,0207 1072,22 8,552 0,290 100 1,0282 0,7405 -206,66 5,801 3,476 1300 1,3276 1,0400 1204,04 8,657 0,267 150 1,0344 0,7467 -155,10 6,219 2,318 1400 1,3452 1,0575 1337,69 8,756 0,248 200 1,0422 0,7545 -103,20 6,517 1,738 1500 1,3610 1,0734 1473,01 8,850 0,232 250 1,0514 0,7637 -50,86 6,751 1,391 1600 1,3754 1,0877 1609,84 8,938 0,217 260 1,0534 0,7658 -40,34 6,792 1,337 1700 1,3883 1,1007 1748,04 9,022 0,204 270 1,0555 0,7678 -29,80 6,832 1,288 1800 1,4000 1,1124 1887,47 9,101 0,193 280 1,0576 0,7699 -19,23 6,870 1,242 1900 1,4105 1,1229 2028,00 9,177 0,183 290 1,0597 0,7721 -8,64 6,908 1,199 2000 1,4200 1,1323 2169,54 9,250 0,174 298,15 1,0615 0,7739 0,00 6,937 1,166 2100 1,4285 1,1408 2311,97 9,319 0,166 300 1,0619 0,7743 1,96 6,944 1,159 2200 1,4361 1,1484 2455,20 9,386 0,158 310 1,0642 0,7765 12,59 6,978 1,121 2300 1,4429 1,1553 2599,16 9,450 0,151 320 1,0665 0,7788 23,25 7,012 1,086 2400 1,4491 1,1614 2743,77 9,512 0,145 330 1,0688 0,7812 33,93 7,045 1,053 2500 1,4546 1,1670 2888,96 9,571 0,139 340 1,0712 0,7836 44,63 7,077 1,022 2600 1,4596 1,1720 3034,68 9,628 0,134 350 1,0737 0,7860 55,35 7,108 0,993 2700 1,4642 1,1765 3180,88 9,683 0,129 360 1,0761 0,7885 66,10 7,138 0,966 2800 1,4683 1,1807 3327,50 9,736 0,124 370 1,0787 0,7910 76,87 7,168 0,940 2900 1,4721 1,1845 3474,53 9,788 0,120 380 1,0812 0,7935 87,67 7,197 0,915 3000 1,4756 1,1880 3621,92 9,838 0,116 390 1,0838 0,7961 98,50 7,225 0,891 3100 1,4789 1,1912 3769,64 9,886 0,112 400 1,0864 0,7988 109,35 7,252 0,869 3200 1,4819 1,1943 3917,68 9,933 0,109 450 1,1000 0,8124 164,01 7,381 0,773 3300 1,4848 1,1972 4066,02 9,979 0,105 500 1,1144 0,8268 219,36 7,498 0,695 3400 1,4876 1,1999 4214,64 10,023 0,102 550 1,1294 0,8417 275,46 7,605 0,632 3500 1,4903 1,2026 4363,53 10,067 0,099 600 1,1447 0,8571 332,31 7,704 0,579 3600 1,4929 1,2052 4512,69 10,109 0,097 650 1,1604 0,8727 389,93 7,796 0,535 3700 1,4954 1,2077 4662,10 10,150 0,094 700 1,1761 0,8885 448,35 7,882 0,497 3800 1,4979 1,2102 4811,77 10,190 0,091 750 1,1919 0,9042 507,55 7,964 0,464 3900 1,5004 1,2127 4961,68 10,228 0,089 800 1,2074 0,9197 567,53 8,041 0,435 4000 1,5028 1,2151 5111,84 10,266 0,087 850 1,2225 0,9349 628,28 8,115 0,409 4100 1,5052 1,2175 5262,24 10,304 0,085 900 1,2371 0,9494 689,77 8,185 0,386 4200 1,5076 1,2199 5412,88 10,340 0,083 950 1,2510 0,9633 751,98 8,253 0,366 4300 1,5099 1,2222 5563,75 10,375 0,081 1000 1,2639 0,9763 814,85 8,317 0,348 4400 1,5121 1,2244 5714,85 10,410 0,079 1050 1,2756 0,9879 878,64 8,378 0,332 4500 1,5142 1,2266 5866,16 10,444 0,077 1100 1,2872 0,9995 942,43 8,439 0,316 5000 1,5223 1,2346 6625,51 10,604 0,070 Liitteet, III Liite III Tulosten tarkastelu eri prosessiparametreillä Taulukko III. Prosessin tunnusluvut painetasona 6 bar ja moottorin jarruteholla 140 kW. Prosessi Yksikkö % Carnot-hyötysuhde Pumput ηC 40.3 % - Esisyöttöpumpun sähköteho Pääsyöttöpumpun teho Höyrystin Pesp Ppsp 18.1 338.2 W W 16.1 82.5 Pinch-point Lämpövirtojen suhde Lämpövirta MDM:ään Rekuperaattori φMDM /φsk φMDM 5.2 79.9 46.9 ◦ C % kW 89.8 Rekuperaatioaste Pinch-point Lämpövirta Lauhdutin φrek 0.543 92.6 29.3 C kW 90.1 86.8 Lämpövirta jäähdytysveteen Alijäähtyminen Lämmönlähde φlauhd Tsc 39.3 35.5 kW ◦ C - Pakokaasun luovuttama lämpö Pakokaasun lämpötila höyrystimeen Pakokaasun lämpötila höyrystimestä Pakokaasun massavirta Kiertoaineen tila-arvot φsk T7 T8 ṁsk 58.8 390.0 171.7 0.238 kW ◦ C ◦ C kg/s 112.5 90.5 81.7 110.8 Massavirta Lämpötila höyrystimen jälkeen Paine höyrystimen jälkeen Lauhduttimen paine Lauhtumislämpötila ṁMDM T4 p4 p5 Tsat 0.133 278.6 6.07 0.15 91.8 kg/s ◦ C bar bar ◦ C 66.7 104.9 75.7 473.5 162.5 ◦ Liitteet, IV Taulukko IV. Prosessin tunnusluvut painetasona 4 bar ja moottorin jarruteholla 140 kW. Prosessi Yksikkö % Carnot-hyötysuhde Pumput ηC 38.7 % - Esisyöttöpumpun sähköteho Pääsyöttöpumpun teho Höyrystin Pesp Ppsp 20.1 265.7 W W 17.9 64.8 Pinch-point Lämpövirtojen suhde Lämpövirta MDM:ään Rekuperaattori φMDM /φsk φMDM 8.1 84.6 50.6 ◦ C % kW 96.7 Rekuperaatioaste Pinch-point Lämpövirta Lauhdutin φrek 0.544 90.2 32.8 C kW 90.3 96.9 Lämpövirta jäähdytysveteen Alijäähtyminen Lämmönlähde φlauhd Tsc 45.0 38.0 kW ◦ C - Pakokaasun luovuttama lämpö Pakokaasun lämpötila höyrystimeen Pakokaasun lämpötila höyrystimestä Pakokaasun massavirta Kiertoaineen tila-arvot φsk T7 T8 ṁsk 59.7 392.5 170.9 0.238 kW ◦ C ◦ C kg/s 114.2 91.1 81.4 110.8 Massavirta Lämpötila höyrystimen jälkeen Paine höyrystimen jälkeen Lauhduttimen paine Lauhtumislämpötila ṁMDM T4 p4 p5 Tsat 0.152 262.6 4.19 0.15 93.2 kg/s ◦ C bar bar ◦ C 76.2 98.9 52.3 498.5 164.9 ◦ Liitteet, V Taulukko V. Prosessin tunnusluvut moottorin jarruteholla 130 kW. Prosessi Yksikkö % Carnot-hyötysuhde Pumput ηC 41.2 % - Esisyöttöpumpun sähköteho Pääsyöttöpumpun teho Höyrystin Pesp Ppsp 16.3 448.6 W W 17.1 109.4 Pinch-point Lämpövirtojen suhde Lämpövirta MDM:ään Rekuperaattori φMDM /φsk φMDM 5.7 92.3 49.7 C % kW 95.1 Rekuperaatioaste Pinch-point Lämpövirta Lauhdutin φrek 0.561 92.0 34.0 C kW 93.1 100.7 Lämpövirta jäähdytysveteen Alijäähtyminen Lämmönlähde φlauhd Tsc 38.1 39.6 kW ◦ C - Pakokaasun luovuttama lämpö Pakokaasun lämpötila höyrystimeen Pakokaasun lämpötila höyrystimestä Pakokaasun massavirta Kiertoaineen tila-arvot φsk T7 T8 ṁsk 53.9 387.5 176.5 0.226 kW ◦ C ◦ C kg/s 103.1 89.9 84.0 105.1 Massavirta Lämpötila höyrystimen jälkeen Paine höyrystimen jälkeen Lauhduttimen paine Lauhtumislämpötila ṁMDM T4 p4 p5 Tsat 0.145 281.2 7.52 0.15 92.6 kg/s ◦ C bar bar ◦ C 72.3 105.9 93.7 488.8 164.0 ◦ ◦ Liitteet, VI Taulukko VI. Prosessin tunnusluvut moottorin jarruteholla 120 kW. Prosessi Yksikkö % Carnot-hyötysuhde Pumput ηC 40.6 % - Esisyöttöpumpun sähköteho Pääsyöttöpumpun teho Höyrystin Pesp Ppsp 16.0 461.5 W W 16.8 112.6 Pinch-point Lämpövirtojen suhde Lämpövirta MDM:ään Rekuperaattori φMDM /φsk φMDM 8.1 102.4 50.3 ◦ C % kW 96.2 Rekuperaatioaste Pinch-point Lämpövirta Lauhdutin φrek 0.571 85.3 33.6 C kW 94.8 99.4 Lämpövirta jäähdytysveteen Alijäähtyminen Lämmönlähde φlauhd Tsc 36.7 40.2 kW ◦ C - Pakokaasun luovuttama lämpö Pakokaasun lämpötila höyrystimeen Pakokaasun lämpötila höyrystimestä Pakokaasun massavirta Kiertoaineen tila-arvot φsk T7 T8 ṁsk 49.2 378.2 174.5 0.214 kW ◦ C ◦ C kg/s 94.0 87.8 83.1 99.4 Massavirta Lämpötila höyrystimen jälkeen Paine höyrystimen jälkeen Lauhduttimen paine Lauhtumislämpötila ṁMDM T4 p4 p5 Tsat 0.148 275.0 7.56 0.15 92.8 kg/s ◦ C bar bar ◦ C 74.0 103.6 94.3 491 164.2 ◦ Liitteet, VII Taulukko VII. Prosessin tunnusluvut moottorin jarruteholla 110 kW. Prosessi Yksikkö % Carnot-hyötysuhde Pumput ηC 38.0 % - Esisyöttöpumpun sähköteho Pääsyöttöpumpun teho Höyrystin Pesp Ppsp 16.5 434.7 W W 17.3 106.0 Pinch-point Lämpövirtojen suhde Lämpövirta MDM:ään Rekuperaattori φMDM /φsk φMDM 10.8 108.9 49.0 ◦ C % kW 93.8 Rekuperaatioaste Pinch-point Lämpövirta Lauhdutin φrek 0.578 72.5 29.9 C kW 95.9 88.6 Lämpövirta jäähdytysveteen Alijäähtyminen Lämmönlähde φlauhd Tsc 36.5 40.6 kW ◦ C - Pakokaasun luovuttama lämpö Pakokaasun lämpötila höyrystimeen Pakokaasun lämpötila höyrystimestä Pakokaasun massavirta Kiertoaineen tila-arvot φsk T7 T8 ṁsk 45.1 359.8 161.9 0.203 kW ◦ C ◦ C kg/s 86.3 83.5 77.1 94.3 Massavirta Lämpötila höyrystimen jälkeen Paine höyrystimen jälkeen Lauhduttimen paine Lauhtumislämpötila ṁMDM T4 p4 p5 Tsat 0.153 250.4 6.92 0.15 92.2 kg/s ◦ C bar bar ◦ C 76.3 94.3 86.3 481.2 163.3 ◦ Liitteet, VIII Liite IV Suunnittelun kulmakivet Yhdysvaltalaiset toimijat The Committee on Engineering Design Theory ja Methodology of the National Research Council ovat listanneet suunnittelun tärkeitä kulmakiviä tuotteen laadun ja hinnan lisäksi (Hoover & Jones 1991, 31): – Asiakkaan ja hänen tarpeidensa määrittely – Rahoittajat ja osakkaat - Niiden huomiointi, joilla on rahaa pelissä tuotteen menestyksen kannalta – Helppokäyttöisyys otettava huomioon jo aikaisessa vaiheessa tuotesuunnitteluprosessissa – Dokumentointi on olennaista, se on aloitettava aikaisessa vaiheessa ja sen on vastattava käyttäjän tarpeita – Jos tuotteen kehitys tai tuotanto vaatii kulttuurista muutosta, se ei tapahdu helposti tai nopeasti – Patentointi ja tekijänoikeussuojaus on suoritettava varhain sudenkuoppien varalta ja korkean tuotesuojan saavuttamiseksi – Lainsäädäntöön on tutustuttava aikaisin viivästysten välttämiseksi – Valmistuksen ja tuotteen käytön ympäristövaikutukset on määriteltävä – Tuotannon suunnittelu – Estetiikka – Dynamiikka – Kuinka, kuka ja millä hinnalla testaus suoritetaan? – Prototyypin valmistus ja testaus, minkä perusteella lopullinen tuote ja sen valmistus suunnitellaan – Universaalit ratkaisut harvoin toimivat, joten tuote on suunniteltava asiakasryhmittäin – Yksinkertainen muotoilu toimii usein hyvin – Laitteen käyttöliittymän on oltava selkeä ja varmatoiminen – Tuotteen elinkaaren huomiointi – Tuotteen matemaattisten mallien on kyettävä huomioimaan kaikenlainen käyttö – Toiminnan laajentaminen suositellaan tehtävän pienin askelin – Tuotteen kuljetus Liitteet, IX Liite V Virtausmittarin valinta Kuva II. ABB:n vuokaavio virtausmittarin valintaan.
© Copyright 2024