1- نگرش كلي بر توربين‌هاي گاز

دنياي توربين گاز اگر چه دنياي جواني است ليكن با وسعت كاربردي كه از خود نشان داده، خود را در عرصه‌ي تكنيك مطرح كرده است . زمينه‌هاي كاربرد توربين‌هاي گاز در نيروگاه‌ها و به‌خصوص در مواردي كه فوريت در نصب و بارگيري مدنظر است مي‌باشد. همچنين‌ به عنوان پشتيبان واحد بخار و نيز مواقعي كه شبكه سراسري برق از دست مي‌رود يعني در خاموشي مورد استفاده قرار مي‌گيرد.

مضافاً اين‌كه توربوكمپرسورها كه از انرژي حاصله روي محور توربين براي تراكم و بالا بردن فشار گاز استفاده مي‌شود، در سكوهاي دريايي ، هواپيماها و ترن‌ها استفاده مي‌شود .

مختصري از سرگذشت توربين‌هاي گاز از سال 1791 ميلادي تا به امروز به‌شرح زير مي‌باشد .

اولين نمونه توربين گاز در سال 1791 توسط Jonh  Barber ساخته شد . نمونه بعدي در سال 1872 توسط Stolze ساخته شد كه شامل يك كمپرسور جريان محوري چند مرحله‌اي به هم‌راه يك توربين عكس‌العملي چند مرحله‌اي بود كه يك اتاق احتراق نيز در آن قرار داشت . اولين نمونه آمريكايي آن در 24 ژوئن 1895 توسط Charles  G.Guritis  ساخته شد. اما اولين بهره‌برداري و تست واقعي از توربين گاز در سال 1900 م بوسيله Stolz صورت گرفت كه راندمان آن بسيار پايين بود . در همين سال ها در پاريس يك توربين گاز بوسيله برادرانArmangand ساخته شد كه داراي نسبت فشار تقريبي 4 و چرخ كوريتس به ابعاد 5/93 سانتي‌متر قطر با سرعت rpm 4250 بود كه دماي ورودي به توربين حدود 560اندازه‌گيري شد و راندمان آن در حدود 3% بود. H.Holzwarth  اولين توربين گاز با بهره اقتصادي بالا را طراحي كرد، كه در آن از سيكل احتراق بدون پيش‌تراكم استفاده مي‌‌شد و قسمت اصلي يك ماشين دوار با تراكم متناوب بود.

هم‌چنين Stanford  سال 1919 يك توربين گاز كه داراي سوپر شارژر بود، ساخت كه در هواپيما نيز از آن استفاده شد. اولين توربين گازي كه براي توليد قدرت مورد استفاده قرار گرفت به‌وسيله Brown Boveri  ساخته شد. وي از يك توربين گاز براي راندن هواپيما استفاده كرد. هم‌چنين در سال 1939 م، وي يك توربين گاز با خروجي MW 4 ساخت كه بر اساس سيكل ساده طراحي شده بود و كاركرد پاييني داشت. اين توربين تنها به مدت 1200 ساعت مورد بهره‌برداري قرارگرفت و عيوب مكانيكي فراوان داشت . از جمله اصلاحات وي برروي توربين ، بالا بردن راندمان آن به ميزان 18% بود.

در انگلستان گروهي به سرپرستي Whittle در سال‌‌ 1936 ‌م يك كمپرسور سانتريفوژ‌تك مرحله‌اي با ورودي دوطرفه و يك توربين تك‌ مرحله‌اي كوپل شده به ‌آن را به هم‌‌راه يك اتاق طراحي كردند. اما با تست اين موتور نتايج چندان راضي‌كننده‌اي به‌دست نيامد. در سال 1935‌م در آلمان شخصي به‌نام Hans  Von يك توربوجت با كمپرسور سانتريفوژ ساخت كه از مزاياي خوبي نسبت به نمونه‌هاي قبلي برخوردار بود. در آمريكا كمپانيAlisChalmers اصلاحات فراواني برروي راندمان توربين‌هاي گاز و كمپرسورها انجام داد و راندمان كمپرسور را به 70% - 65% و راندمان توربين را به 65% -60% رسانيد.

در سال 1941‌م كمپاني  British  Wellond يك توربوجت ساخت كه در هواپيما مورد استفاده قرار گرفت . اين توربوجت با آب خنك‌كاري مي‌شد. در سال 1942‌م كمپاني German Jumo يك توربوجت ساخت كه در جنگ جهاني دوم نيز از آن استفاده شد. در اين سال‌ها استفاده از موتور توربوجت براي هواپيماها رشد فزاينده‌اي به خود گرفت و هواپيماهاي جنگي بسياري در آمريكا، آلمان و انگليس ساخته شد. در سال 1941‌م در سوئيس از يك توربين گاز براي راه‌اندازي لوكوموتيو استفاده شد كه داراي قدرت 1700 اسب بخار و راندمان 4/18% به هم‌راه بازياب حرارتي بود.

در سال 1950‌م كمپاني  RovetCar از توربين گاز در اتومبيل‌ها استفاده كرد كه شامل كمپرسور سانتريفوژ، توربين تك‌مرحله‌اي جهت گرداندن كمپرسور و توربين قدرت جداگانه بود كه از مبدل حرارتي نيز در آن استفاده شد. در سال 1962‌م كمپاني GeneralMotors يك توربين گاز به هم‌اه بازياب ساخت كه مصرف سوخت آن نسبت به نمونه مشابه 36% كاهش داشت .

در سال 1979‌م با توافق بين سازندگان بزرگ توربين گاز، استانداردي جهت كاهش ميزان NO_x وCO دود خروجي ازتوربين گاز نوشته شد . در خلال سال‌هاي بعد تغييرات فراواني در نوع سوخت، متريال[1] روش‌هاي خنك‌كاري و كاهش نويز و سر و صدا به‌وسيله شركت   NASA  صورت گرفت.

در 15 سال گذشته توربين گاز، خدمات فزآينده‌اي را در صنعت و كاربردهاي پتروشيمي در سراسر جهان ارائه داده است. انسجام ، وزن كم و امكان كاربرد سوخت چندگانه موجب استفاده از توربين گاز در سكوهاي دريايي نيز شده‌است .

امروزه توربين‌هاي گازي وجود دارند كه با گاز طبيعي ، سوخت ديزل ، نفت ،متان ، گازهاي حرارتي ارزش پايين ، نفت گاز تقطير‌شده و حتي فضولات كار مي‌كنند و روز به روز تلاش‌ها در جهت تكميل و اصلاح عملكرد آن ادامه دارد.

 

1-2- مقايسه نيروگاه گازي با نيروگاه‌هاي ديگر

شكل (1-2) مقايسه ميزان حرارت در چهار نمونه سيكل داده شده را نشان مي‌دهد.

 

 

باتوجه به شكل (1-2) بديهي است كه هرچه درجه حرارت توربين افزايش مي‌يابد ميزان حرارت بيش‌تر جلب توجه مي‌كند.

بعضي از عوامل قابل ملاحظه در تصميم‌گيري براي انتخاب نوع نيروگاه كه متناسب با نيازهاي موجود باشند، عبارتند از:

1- هزينه سرمايه‌گذاري

2- زمان لازم از برنامه‌ريزي و طراحل تا اتمام كار هزينه‌هاي تعميراتي و هزينه‌هاي سوخت.

توربين گاز كم‌ترين هزينه تعميراتي و سرمايه‌گذاري را دارد. هم‌چنين سريع‌تر از هر نوع نيروگاه ديگري اتمام مي‌يابد و به مرحله بهره‌برداري مي‌رسد.

از معايب آن مي‌توان به اتلاف حرارتي زياد اشاره كرد

طراحي هر توربين گاز بايد در برگيرنده معيارهاي اساسي براساس ملاحظات بهره‌برداري باشد. بعضي از معيارهاي عمده عبارتند از :

1-راندمان بالا

2- قابليت اطمينان بالا و در نتيجه قابليت دسترسي بالا

3- سهولت سرويس

4-سهولت نصب و تست

5-تطابق با استانداردهاي مربوط به شرايط محيط

6-تركيب سيستم‌هاي كمكي و كنترل كه در نتيجه درجه قابليت اطمينان بالايي را به‌دست مي‌دهند.

7- قابليت انعطاف در تطابق با سرويس‌ها و نيز سوخت‌هاي مختلف

نگاهي به هريك از اين ملاك‌ها مصرف‌كننده را قادر خواهد ساخت كه درك بهتري از هر يك از لوازم پيدا بنمايد.

1-3 – فرآيند توربين‌هاي گاز

توربين گاز قدرت را از طريق به‌كار بردن انرژي گازهاي سوخته و هوا كه دما و فشار زيادي دارند، با منبسط‌كردن آن در چندين طبقه از پره‌هاي ثابت و متحرك، توليد مي‌كند. براي توليد فشار زياد ( از 4 تا 13 اتمسفر) در سيال عامل كار، كه براي تراكم لازم مي‌باشد، از كمپرسور استفاده مي‌شود. براي توليد قدرت زياد، به‌جريان زيادي از سيال و سرعت زياد آن نياز مي‌شود كه براي اين كار از كمپرسور گريز از مركز يا كمپرسور جريان محوري استفاده مي‌شود. كمپرسور توسط توربين به حركت در مي‌آيد و روي همين اصل محور آن‌ها به‌هم متصل مي‌گردد. اگر پس از عمل تراكم روي سيال عامل كار، سيال فوق در توربين منبسط گردد، با فرض نبودن تلفات در كمپرسور و توربين همان مقدار كار كه صرف تراكم شده است، توسط توربين به‌دست مي‌آيد و در نتيجه كار خالص صفر خواهد بود. ولي كار توليدي توربين را مي‌توان با اضافه‌كردن حجم سيال عامل كار در فشار ثابت، يا افزايش فشار آن در حجم ثابت، افزايش داد. هر يك از از دو روش فوق را مي‌توان با بالا بردن دماي سيال عامل كار، پس از متراكم ساختن آن به‌كار برد. براي بالا بردن دماي سيال عامل كار، يك اتاق احتراق لازم است كه در آن هوا و سوخت محترق گردند تا موجب افزايش دماي سيال عمل كار بشود.

به اين‌ترتيب، يك سيكل ساده توربين گاز شامل كمپرسور، اتاق احتراق و توربين مي‌باشد. نظر به اين‌كه محور كمپرسور به توربين متصل شده است، كمپرسور مقداري از كار توليد شده توسط توربين را جذب مي‌كند، و بازده را پايين مي‌آورد. بنابراين كار خالص، اختلاف بين كارتوربين و كار لازم براي گرداندن كمپرسور خواهد بود.

سوخت عمومي توربين گاز، گاز طبيعي، گازوئيل، نفت و مازوت مي‌‌باشد. توربين گاز براساس فرآيند احتراق به انواع زير طبقه‌بندي مي‌شود:

1 – احتراق پيوسته يا نوع فشار ثابت، اين نوع سيكل را سيكل ژول يا سيكل برايتون نامند.

2- انفجاري يا نوع حجم ثابت، اين نوع سيكل را سيكل آتكينسون مي‌نامند.

توربين‌هاي گاز را از روي مسير سيال عامل كار نيز طبقه‌بندي مي‌كنند كه عبارتند از:

1-توربين‌هاي گاز با سيكل باز (سيال عامل كار از هواي بيرون موتور وارد مي‌شود و به داخل هواي محيط تخليه مي‌گردد).

2-توربين گاز با سيكل نيمه بسته ( مقداري از سيال عامل كار در داخل دستگاه گردش مي‌كند و مقدار ديگر به داخل هواي محيط تخليه مي‌گردد).

1-3-  سيكل استاندارد هوايي (برايتون)

اين سيكل كه سيكل ژول نيز ناميد مي‌شود براي مولد قدرت توربين گاز ساده، مطلوب مي‌باشد. شكل‌هاي (1-3) و (1-4) طرح ساده توربين به همراه اجزاء آن و شكل (1-5) تجهيزات گوناگون يك توربين گاز از نوع    GELM350 را نشان مي‌دهد.

هواي محيط در داخل كمپرسور از فشار ₁   P تا ₂ P متراكم مي‌گردد و بعد به اتاق احتراق فرستاده مي‌شود كه در آنجا سوخت پاشيده شده محترق مي‌گردد. فرآيند احتراق در فشار ثابت صورت مي‌گيرد. در اثر احتراق، دماي سيال عامل كار زياد مي‌شود و از ₂T   و₃ T مي‌رسد. محصولات احتراق از اتاق احتراق خارج مي‌شود و در داخل توربين از ₃  P تا فشار جو منبسط مي‌گردد و به داخل هواي محيط تخليه مي‌شود. توربين و كمپرسور به طور مكانيكي به‌ هم متصل شده‌اند، بنابراين، كار خالص برابر است با اختلاف بين كار انجام شده توسط توربين و كار مصرف شده به‌وسيله كمپرسور . براي آغاز كار كمپرسور ، يك راه‌انداز لازم خواهد بود. وقتي توربين شروع به كار كرد، راه انداز قطع مي‌شود.

فرآيند 2-1 تراكم ايزنتروپيك در كمپرسور مي‌باشد.

فرآيند 3-2 افزودن حرارت در فشار ثابت در اتاق احتراق است.

فرآيند4-3  انبساط ايزنتروپيك در توربين مي‌باشد.

فرآيند 1-4 پس دادن حرارت در فشار ثابت مي‌باشد.

با توجه به شكل‌هاي (1-6) و (1-7)، حرارت افزوده شده به سيكل برابر است1   با ]1[

1)

كه در صورتي صحيح است كه مقدار    C_pدر فرآيند 3-2 ثابت باشد.

حرارت پس داده شده برابر است با :

2)

كه در صورتي صحيح است كه مقدار C_p   در فرآيند 1-4 ثابت باشد.

كار خالص سيكل برابر است با:

3)

اين مقدار كار را مي‌توان از راه محاسبه كار توربين و كمپرسور نيز به‌دست آورد:

4)

5)

6)

بنابراين كار خالص برابر است با

 

7)

 

8)

راندمان حرارتي سيكل برابر است با نسبت كار خالص سيكل به حرارت افزوده شده به سيكل :

 

	كار خالص سيكل ـــــــــــــــــــــ حرارت افزوده شده

 

9)

 

10)

 

11)

مي‌دانيم كه در فرآيند ايزنتروپيك بيان فشار، دما و حجم گاز رابطه (1-12) برقرار مي‌باشد:

 

12)

 

13)

نظر به اين‌كه  و  مي توان نوشت:

14)

 

15)

با قرار دادن  از معادله (1-15) در معادله (1-11) مي توان نوشت:

16)

نسبت فشار  با  نمايش داده مي شود:

17)

 

18)

بنابراين ، راندمان حرارتي برابر است با :

19)

بايد توجه داشت كه در محاسبه كار توربين و كمپرسور از تغييرات انرژي جنبشي و انرژي پتانسيل صرف‌نظر شده است. ضمناً فرض شده كه گرماي ويژه در فشار ثابت (C_p) در طول سيكل ثابت بماند. هم‌چنين از جرم سوخت به علت كم بودن آن نسبت به جرم هوا صرف‌نظر شده است. در شكل (1-8) منحني تغييرات راندمان حرارتي بر حسب تغييرات نسبت فشار نشان داده شده است. از روي اين منحني مشاهده مي‌شود كه راندمان حرارتي به طور پيوسته با افزايش مقدار نسبت فشار زياد مي‌شود.

 

1-4-نسبت فشار براي حداكثر كار خالص ويژه سيكل نظري

هنگامي كه دو حد دما در سيكل ايده‌آل برايتون مشخص باشد، براي تغيير قدرت خروجي‌، تنها عامل متغير نسبت فشار مي‌باشد. حداقل مقدار نسبت فشار‌، واحد مي‌باشد كه به ازاء آن قدرت خروجي صفر مي‌شود. در اين صورت:

20)

اگر دماي خروجي كمپرسور به ₃ T يعني حداكثر دماي قابل قبول توربين برسد، حرارت افزوده شده در اتاق احتراق صفر خواهد بود. در نتيجه مقدار كار كمپرسور و توربين با هم برابر مي‌شود وكار خالص خروجي صفر خواهد شد. اين نسبت فشار ماكزيمم برابر است با:

21)

بنابراين هيچكدام از دو نسبت فشار ماكزيمم و مينيمم عملي نيست و يك نسبت فشار مياني وجود دارد كه به ازاي آن قدرت خروجي يا راندمان حداكثر شود. ماكزيمم كار خالص هنگامي اتفاق مي‌افتد كه :

22)

نسبت فشار مياني به ازاي ماكزيمم كار خالص برابر است با:

 

23)

در به ازاي مقادير مختلف نسبت گرماي 4/1 ، 35/1 و 3/1 منحني فشار اپتيموم بر حسب نسبت رسم شده است.

تغييرات كار خالص با نسبت فشار را براي يك توربين با مشخصات زير نشان مي‌دهد.

                                                                            cْ15 = دماي ورودي به كمپرسور

                                                                           cْ1127 = دماي ورودي به توربين

شكل (1-10) دياگرام تغييرات كار خالص نسبت فشار با ثابت آدياباتيك4/1=

اين نمودار نشان مي‌دهد كه كار خالص با افزايش نسبت فشار افزايش مي‌يابد ولي بعد از اين‌كه به نسبت فشار اپتيموم رسيد مقدار آن تقريباً ثابت مي‌ماند.

 

1-4-  سيكل عملي برايتون

سيكل عملي ( واقعي ) توربين گاز از نقطه‌نظرهاي زير با سيكل ايده‌آل تفاوت دارد:

1-به علت وجود تلفات اصطكاكي در كمپرسور توربين، فرآيند تراكم و انبساط بدون اصطكاك نيست و با مقداري افزايش در انتروپي هم‌راه مي‌باشد. ( اين فرآيندها آدياباتيك برگشت ناپذير مي‌باشند.) در حالت ايده‌آل، بازده كمپرسور و توربين 100 درصد مي‌باشد ولي در عمل از 100 درصد كمتر است.

2-در اتاق احتراق افت فشار مختصري وجود دارد. اين افت فشار بسيار كم است و معمولاً از آن صرفنظر مي‌شود.

3-جرم گازي كه از داخل توربين عبور ميكند، ((1 + fبرابر جرم هوايي است كه از داخل كمپرسور عبور مي‌كند، كه  f نشان‌دهنده‌ي نسبت جرم سوخت به جرم هوا مي‌باشد .

4- گرماي ويژه گازهاي حاصل از احتراق، كمي بيش‌تر از گرماي ويژه هوا مي‌باشد. البته اين فزوني به قدري كم است كه گرماي ويژه گازهاي حاصل از احتراق را مي‌توان براي ساده شدن مسأله هر جا كه لازم باشد، با گرماي ويژه هوا مساوي فرض كردديا گرام  T-  S

فرآيند َ2-1 عبارتست از تراكم ايزنتروپيك

فرآيند 2-1 عبارتست از تراكم واقعي

فرآيند َ 4 -3 عبارتست از انبساط ايزنتروپيك

فرآيند 4-3  عبارتست از انبساط واقعي

بازده كمپرسور برابر است با:

 

	كار تراكم ايزنتروپيك ـــــــــــــــــــــ كار تراكم واقعي

 

24)

 

25)

 

 

26)

بازده توربين عبارتست از :

 

	كار واقعي توربين ـــــــــــــــــــــ كار اينتروپيك توربين

 

27)

كار توربين واقعي برابر است با:

 

28)

اگر گرماي ويژه گازهاي حاصل از احتراق(  (C_pgو هوا با هم برابر فرض شوند، خواهيم داشت

29) كار واقعي توربين

30)

بنابراين راندمان توربين برابر است با:

31)

 

32)

 

راندمان حرارتي سيكل به صورت زير محاسبه مي‌شود.

(1-33)كار مصرفي كمپرسور-كار واقعي توربين=W neta = كار خالص واقعي  

34)

كه در آن f نسبت سوخت به هوا است. ضمناً اين مقدار كار به ازاء      kg 1 هواي مصرف شده در كمپرسور به‌دست مي‌آيد.

حرارت افزوده شده به سيكل عملي برابر است با:

35)

بنابراين راندمان حرارتي سيكل برابر است با:

36)

 

37)

 

كه در آن  C   _pg گرماي ويژه گازهاي حاصل از احتراق و  C _pa گرماي ويژه هوا مي‌باشد. اگر از جرم سوخت در مقايسه با جرم هواي مصرف شده صرفنظر شود، خواهيم داشت:

38)

و اگر گرماي ويژه گاز حاصل از احتراق و هوا با هم برابر باشد، مي‌تواند نوشت:

39)

 

40)

اگر به‌جاي  ₁T -₂ T و ₂T -₃ T مقدار آنها را از معادله (1-26) و (1-32) را در معادله (1-40) قرار دهيم خواهيم داشت:

41)

و با توجه به تصحيح معادله‌ي (1-14) خواهيم داشت:

 

1-42)

و با توجه به معادله‌ي (1-26) داريم:

 

1-43)

و با فرض اين‌كه:

1-44)

و نتيجتاً خواهيم داشت:

1-45)

1-6-نسبت فشار براي حداكثر كار خروجي در سيكل عملي توربين گاز

با توجه به مي‌توان نوشت:

 

1-46)

كار واقعي كمپرسور برابر است با:

 

1-47)

كار واقعي توربين برابر است با:

 

1-48)

بنابراين كار خالص خروجي برابر است با:

 

1-49)

 

1-50)

بنابراين نسبت فشار براي حداكثر كار خروجي برابر است با:

 

1-51)

1-10- نسبت فشار براي حداكثر راندمان حرارتي سيكل عملي

حرارت افزوده شده به سيكل برابر است با:

1-52)

با توجه به معادله‌ي (1-41) راندمان حرارتي واقعي سيكل برابر است با:

 

1-53)

بنابراين نسبت فشار اپتيموم براي حداكثر راندمان حرارتي برابر است با:

 

1-54)

 

دياگرام تغييرات  r p )  _opt  ) براي ماكزيمم شدن راندمان حرارتي سيكل عملي برايتون بر حست حداكثر دماي سيكل به ازاي مقادير مختلف راندمان كمپرسور و توربين را با فرضيات زير نشان مي‌دهد:

 

 

 

 

شكل (1-12): تغييرات  براي ماكزيمم شدن راندمان حرارتي سيكل عملي برايتون برحسب دماي حداكثر سيكل به ازاي مقادير مختلف راندمان كمپرسور و توربين

 

 

با توجه به، با بالا رفتن حداكثر دماي سيكل و بالا رفتن راندمان كمپرسور و توربين،  rp ) _opt ) هم افزايش مي‌يابد. با زياد شدن اين نسبت فشار‌‌‌، حداكثر راندمان حرارتي سيكل نيز طبق معادله راندمان سيكل عملي افزايش مي‌يابد.

نيز تغييرات راندمان حرارتي سيكل ساده توربين گاز برحسب تغييرات نسب فشار براي دماهاي مختلف ورودي به توربين را با فرضيات زير

نشان مي‌دهد:

 

 

 

 

 

 تغييرات رانمان حرارتي سيكل ساده توربين گاز برحسب تغييرات نسبت فشار براي دماهاي مختلف ورودي توربين

نشان مي‌دهد كه يك نسبت فشار اپتيموم وجود دارد كه راندمان حرارتي در آن حداكثر مي شود.

تغييرات راندمان حرارتي سيكل بر حسب نسبت فشار براي مقادير مختلف راندمان توربين و كمپرسور با فرضيات زير را نشان داده است.

 

تغييرات (1-14): تغييرات راندمان حرارتي سيكل برحسب نسبت فشار براي مقادير مختلف راندمان كمپرسور و توربين

نشان مي‌دهد كه داندمان حرارتي در برابر تغييرات راندمان كمپرسور و توربين بسيار حساس است. منحني خط‌چين راندمان حرارتي سيكل ساده ايده‌آل را نشان مي‌دهد. وقتي راندمان توربين و كمپرسور زياد شود راندمان حرارتي سيكل نيز زياد مي‌شود. به ازاء هر راندمان توربين و كمپرسور ، يك نسبت فشار اپتيموم وجود دارد كه به ازاء آن راندمان حرارتي سيكل حداكثر مي‌شود. تغييرات راندمان حرارتي بر حسب نسبت فشار براي دماهاي مختلف ورودي كمپرسور با فرضيات زير را نشان مي‌دهد.

دماي₁T بر حسب درجه كلوين روي هر منحني نوشته شده است.

 

 

نشان مي‌دهد كه با كاهش دماي هواي ورودي به كمپرسور، راندمان سيكل افزايش مي‌يابد. هرچه انحناء منحني‌ها كمتر شود، حد وسيع‌تر براي به‌ترين نسبت فشار وجود خواهد داشت.

فصل دوم

با توجه به احتياج روزافزون برق، لازم مي آيد كه به بررسي راهنماي افزايش قدرت خروجي توربينهاي گاز بپردازيم.

مهمترين اين روشها عبارتند از :

از بين روشهاي ذكر شده براي افزايش قدرت خروجي توربينهاي گازي ما به راهنماي ازدياد اين پارامتر به وسيله خنك ‌كردن هواي ورودي به كمپرسور خواهيم پرداخت:

1-سيستم ذخيره سازي سرما  Thermal  Energy  Storage ))

2-سيستم‌هاي خنك‌كننده تبخيري( E vaporative  Cooling )

3- سيستم‌هاي خنك‌كننده برودتي   Refrigerated  Coling))

 

1-سيستم‌هاي ذخيره‌سازي سرما

يكي از روش‌هاي خنك كردن هواي ورودي توربين گاز، استفاده از يخ جهت ذخيره‌سازي سرما مي‌باشد. اين سيستم‌ها به صورت پريوديك استفاده مي‌شوند. بدين شكل كه سرما ( يخ ) در ساعات غير پيك ساخته مي‌شود و در ساعات گرم روز كه عموماً مقارن با پيك مصرف برق مي‌باشد، براي خنك‌كردن هواي ورودي و در نتيجه افزايش ظرفيت توربين، از اين سرماي ذخيره شده استفاده مي‌شود.

در اين روش، از تانك‌هاي يخ (    ice tank) كه درجه حرارت آب خنك شده خروجي آن‌را مي‌توان در حدود 45 تا 50 درجه فارن‌هايت نگه داشت، استفاده مي‌شود. آب خنك شده، در حين عبور از كويل‌ها ، هواي ورودي توربين را سرد و خود حدود 10 درجه فارن‌هايت گرم مي‌شود. البته مقدار دقيق اين درجه حرارت، به وضعيت و تعداد كويل‌هايي بستگي دارد كه در مسير هوا قرار گرفته‌اند.

هزينه اوليه ذخيره سرما زياد است اما مزاياي عمده ديگر آن باعث شده است كه استفاده از آن علاوه بر خنك كردن هواي ورودي توربين‌هاي گازي ، در سيستم‌هاي تهويه منازل نيز رواج يابد.

در روش ذخيره سرما، از چيلرهاي كمپرسوري استفاده مي‌شود كه قادرند سرماي زير صفر ايجاد كنند و يخ توليد نمايند. به علت مصرف برق زياد، اين چيلرها در ساعات غير پيك شبكه برق به‌كار گرفته شده ، يخ توليد مي‌نمايند و در ساعات پيك شبكه، سرماي توليدي اين يخ‌ها براي خنك‌كردن هواي ورودي توربين گازها استفاده مي‌شود.

مزايا :

-         استفاده از كل ظرفيت توربين در تمامي ساعات

-          امكان استفاده‌ي مجدد از آب استفاده شده براي توليد يخ

-          از بين بردن قلّه پيك و داشتن ظرفيت كافي در هنگام پيك

-         خلوص آب مصرفي براي توليد يخ مهم نمي‌باشد و از آب با سختي زياد نيز مي‌توان استفاده كرد، زيرا آب به علت داشتن سختي زياد و عناصر محلول در درجه‌ي حرارت پايين‌تري يخ مي‌زند كه اين امر باعث افزايش قابليت سرد سازي مي‌شود.

 

معايب :

-         حجم تانك ذخيره‌ي يخ بسيار بزرگ مي‌باشد.

-          هزينه‌ي اوليه‌ي زياد سيستم

-         هزينه‌هاي راه‌بري و نگه‌داري مناسب سيستم

-         سيستم براي استفاده از يخ در خنك‌سازي هواي ورودي به كمپرسور بسيار حجيم است.

2- سيستم‌هاي خنك‌كننده تبخيري :

در كليه روش‌هاي تبخيري، از تبخير آب كه يك فرآيند طبيعي است براي خنك‌كردن استفاده مي‌شود. هنگامي كه آب مي‌خواهد تغيير فاز دهد ( تبخير شود )، از محيط اطرافش گرما مي‌گيرد. به عنوان مثال هنگامي كه يك پوند آب مي‌خواهد تبخير شود، حدود 1160 BTU گرما لازم دارد.

در سيستم‌هاي تبخيري ، آب مورد نياز جهت خنك‌كردن هوا، به طرق مختلفي در معرض تماس با هوا قرار گرفته ، انرژي مورد نياز جهت تبخير را از هواي ورودي توربين مي‌گيرد و آن را خنك مي‌سازد.

قبل از تشريح بيش‌تر سيستم تبخيري ، لازم است تا اصطلاحاتي را در اين زمينه توضيح دهيم:

1-دماي خشك  Dry  Bulb : درجه حرارتي است كه توسط دماسنج و به روش معمول اندازه‌گيري مي‌شود.

2-دماي تر Wet  Bulb : درجه حرارتي است كه با توجه به ميزان رطوبت نسبي هوا و در نتيجه قدرت تبخيركنندگي آن اندازه‌گيري مي‌شود.

3- رطوبت نسبي Relative  Humidity : نسبت وزن آب موجود در هوا به وزن آبي كه هوا را در درجه حرارت ثابت، از نظر رطوبت اشباع كند را درصد رطوبت نسبي مي‌گويند.

4-راندمان اشباع Sat . eff : راندمان سيستم خنك‌كننده در نزديك كردن درجه حرارت خشك به درجه حرارت تر محيط را راندمان اشباع مي‌گويند. به عنوان مثال اگر بتوان توسط يك سيستم خنك‌كننده ، درجه حرارت خشك محيط را به درجه حرارت تر تقليل داد، راندمان اشباع 100% است.

سيستم‌هاي تبخيري جهت خنك كردن هواي ورودي توربين‌ها خود به سه دسته تقسيم مي‌شوند كه به تفصيل مورد بررسي قرار خواهند گرفت،

2-1- سيستم Air  Washer

در اين روش حجم زيادي آب توسط پمپ‌هاي با دبي بالا، از طريق يك سري نازل‌هايي كه در يك شبكه منظم درون اتاق    Air  Washerقرار گرفته‌اند، به روي هواي ورودي پاشيده مي‌شوند و در نتيجه به‌واسطه خاصيت تبخير آب (كه يك فرآيند گرماگير است )هواي ورودي را خنك مي‌كنند. شماتيك ساده يك Air  Washer كه جهت خنك كردن هواي ورودي يك توربين گاز استفاده شده است، در شكل (2) نمايش داده شده است .

 

اين روش آب با كيفيت بسيار بالا نياز ندارد، بلكه تنها بايد ذرات ريز را از آب در گردش سيستم حذف كرد تا احتمال گرفتن نازل‌ها از بين برود.

عملكرد اين سيستم به رطوبت هواي محيط وابسته است به‌طوري‌كه هر چه محيط خشك‌تر باشد، قابليت خنك‌كنندگي آن كه بستگي به تفاوت درجه حرارت                                                                                                                    

WB   و  DBدارد، بيش‌تر مي‌گردد. در هر حال معمولاً رطوبت نسبي تا حدود 95% مي‌تواند افزايش يابد و نه بيش‌تر .

محفظه Air  Washer را هم درون و هم بيرون اتاق فيلتر مي‌توان قرار داد. البته در بعضي سايت‌هاي خاص ، امكان دارد فضاي موجود درون اتاق فيلتر،  براي نصب Air  Washer  كافي نباشد و به ناچار بايد آن‌را در بيرون و جلوي فيلترها قرار داد.

نصب اتاق Air  Washer در بيرون اتاق فيلتر ، مزايا و معايبي به دنبال دارد كه در اين‌جا به آن‌ها اشاره مي‌شود. اگر اتاق Air  Washer در بيرون اتاق فيلتر قرار گيرد، به علت اين‌كه پاشش آب و عبور هوا از درون آن باعث شسته شدن هواي ورودي مي‌شود، وظيفه فيلترها را سبك‌تر مي‌كند. به عبارت ديگر مي‌تواند عمر فيلترها يا دوره تعويض آن‌ها را افزايش دهد. هم‌چنين نصب 

Air  Washer قبل از فيلترها ، مي‌تواند هرگونه احتمال ورود قطره آب به داخل كمپرسور را حذف كند زيرا هرچند قطره‌گيرها (    Eliminators ) طوري طراحي و ساخته مي‌شوند كه تمام قطرات خروجي از اتاق را مي‌گيرند، ولي در هر حال با فرض عبور مقداري قطره آب از ميان قطره‌گيرها ، فيلترهاي     Inertial هوا، باعث به‌دام افتادن قطعي آن‌ها مي‌شوند.

تنها عيبي كه مي توان براي قراردادن Air  Washer ، قبل از محفظه اتاق فيلتر برشمرد، امكان گرفتگي نازل‌هاي پاشش آب است. زيرا همان‌طور كه قبلاً بيان شد ، گرد و خاك هواي عبوري ، شسته شده و درون تشك Air  Washer ريخته مي‌شود و توسط پمپ‌ها، مجدداً در سيكل به گردش درآمده و از نازل‌ها عبور مي‌كنند كه در صورت درشت بودن ، اين آلودگي‌ها مي‌توانند باعث گرفتگي نازل‌ها شوند.

در صورت قرار گرفتن Air  Washer درون اتاق فيلتر، امكان خروج قطرات آب از Air  Washer و ورود آن‌ها به درون كمپرسور افزايش مي‌يابد. هرچند كه قطره‌گيرهاي تعبيه شده در قسمت انتهايي Air  Washer بايد تمام قطرات آب خروجي را بگيرند. در هر حال قراردادن     A . W . بين پيش‌فيلتر و بك‌فيلتر بهترين راه حل مي‌باشد كه كاملاً مشابه كاركرد توربين در يك فصل باراني مي‌باشد.

ميزان افت فشار مسئله ديگري است كه در طراحي سيستم خنك‌كننده بايد به آن توجه كرد. براي كاهش ميزان افت فشار ايجاد توسط Air  Washer مي‌توان شبكه نازل‌ها را طوري طراحي كرد كه به جاي اين‌كه در خلاف جهت يكديگر ، عمل پاشش آب را انجام دهند (  opposite  flow )، در يك جهت آب را به درون هوا بپاشند ( parailel  flow ) . الته تمهيدات لازم بايد انديشيده شود تا در حالت  parailel  flow)) ، راندمان اشباع دستگاه كاهش نيابد زيرا در صورتي‌كه پاشش نازل‌ها در يك جهت باشد، هواي ورودي فرصت كمتري خواهد داشت تا خنك شود. به عنوان يك مثال،‌ افت فشار حاصل از محفضه Air  Washer ، هنگامي‌كه نازل‌ها در يك جهت عمل پاشيدن آب را انجام مي‌دهند، حدود 14 ميليمتر آب و هنگامي كه در خلاف جهت يكديگر آب را مي‌پاشند، حدود 20 ميليمتر آب است.

 

 

 

 

 

مزايا:

-         مصرف انرژي الكتريكي نسبتاً كم سيستم

-          عمليات نگه‌داري پيچيده و طولاني نيست

معايب:

-         موجود بودن فضاي كافي در جلوي اتاق فيلتر توربين جهت نصب سيستم   

Air  Washer

-         امكان تهيه آب مناسب براي سيستم براي جلوگيري از گرفتگي در نازل‌ها

-          ارتفاع اتاق فيلتر توربين از سطح زمين

-          اين سيستم براي مناطق مرطوب مناسب نمي‌باشد

-         افت فشار سيستم ( حدود 0.6  H₂O )

2-2- سيستم خنك‌كننده   Media

اين سيستم يكي ديگر از روش‌هاي خنك كردن هواي ورودي توربين گاز مي‌باشد و عموماً از يك سري سلول‌هاي فايبرگلاس تشكيل مي‌شود ( شبيه شانه عسل ). با پاشيدن آب روي اين سلول‌ها و مرطوب كردن آن‌ها، مي‌توان از روش تبخير سطحي آب ، خنكي ايجاد كرد. مي‌دانيم هرچه سطوح تماس آب و هوا زيادتر باشد،‌ تبخير سطحي سريع‌تر و بيش‌تر صورت خواهد گرفت . انتخاب اين سلول‌ها به‌صورت مارپيچ و به‌صورت شانه عسل ، دقيقاً به منظور افزايش سطح تماس آب و هوا صورت گرفته است.

حداكثر راندمان اشباعي كه مي‌تواند توسط اين سيستم ايجاد شود، 90% مي‌باشد.

سلول‌هاي  Media را هم در بيرون و هم درون اتاق فيلتر مي‌توان قرار داد. چنانچه سيستم خنك‌كننده Media ، در خارج اتاق فيلتر قرار گيرد ، خاصيت شويندگي هوا را برعهده خواهد داشت و بنابراين هواي تميزتري از فيلترها عبور كرده و باعث افزايش عمر فيلترها مي‌گردد. در عوض شستشوي سلول‌هاي Media و هم‌چنين تعويض آن‌ها ، بايد سريع‌تر انجام گيرد. در هر حال بايد توجه داشت كه غالباً اين سيستم در داخل اتاق فيلتر نصب مي‌گردد.

خطر ورود قطرات آب و هم‌چنين اشياء خارجي به داخل كمپرسور در صورت استفاده از سيستم Media و نصب آن در خارج از اتاق فيلتر ، كاهش مي‌يابد . زيرا اولاً نازل‌هاي پاشش آب به تعداد كم هستند و فشار كاركرد آن‌ها نيز كم است و ثانياً به‌علت اين كه فشار پاشش زياد نيست، قطره آب وجود ندارد و تنها سطوحي از آب درون سلول‌هاي Media تشكيل مي‌شود.

يكي از معايب عمده سيستم خنك‌كننده Media ، افت فشار آن است . زيرا اين سيستم نسبت به ساير سيستم‌هاي تبخيري، افت فشار بيش‌تري در هواي ورودي توربين ايجاد مي‌كند . به اين ترتيب كه سيستم خنك‌كننده Media حدود يك اينچ آب افت فشار در هواي ورودي توربين ايجاد مي‌كند كه در طراحي‌ها بايد سعي شود هر چقدر كه امكان دارد، ميزان اين افت فشار، كاهش يابد.

يكي ديگر از معايب اين سيستم ايجاد تغيير ساختارنسبتاً زياد در اتاق فيلتر و يا داكت خروجي هوااست. علت اين امر اين است كه جهت رسيدن به راندمان اشباع زياد، سرعت عبور هوا كاهش داده شده و به مقدار مورد نظر مي‌رسد. اين گسترش فضا يا تغيير ساختار علاوه برافزايش هزينه، زمان انجام كار را نيز طولاني مي‌كند.

مزايا :  1 – 4-  هزينه و زمان راه‌اندازي سيستم نسبتاً كم مي‌باشد

1-فضاي اشغال شده توسط اين سيستم از Air  Washer كمتر است. پس در صورت نصب در بيرون اتاق فيلتر، در جاهايي استفاده مي‌شود كه فضاي

كمتري در جلوي اتاق فيلتر در دسترس است.

معايب :

2-صرفاً در مناطق خشك بكار برده مي‌شود زيرا وابستگي شديدي به رطوبت نسبي دارد.

3-افت فشار اين سيستم از سيستم‌هاي ديگر نسبتاً زيادتر است.

4-مصرف برق اين سيستم كم است ( به علت عدم نياز به پاشش آب با فشار زياد)

5-آب با كيفيت بالا مورد نياز نيست ولي در هر حال، مصرف آب مقطر ترجيح دارد.

6-عمليات نگه‌داري زيادي لازم دارد ( تعويض سلو‌ل‌ها بصورت دوره‌اي )

7-هزينه نصب سيستم نسبت به ساير سيستم‌هاي تبخيري بيش‌تر است.

8-تغيير ساختار اتاق فيلتر براي نصب اين سيستم زياد است.

2 ـ3 ـ سيستم فشار قوي Fog  (High Pressure Fogging)

در اين روش، آب مورد نياز جهت خك كردن هواي ورودي به صورت قطرات بسيار ريز (مثل ذرات مه) به درون هواي ورودي توربين پاشيده مي‌شود. اين قطرات به علت ريز بودن، سريعاً گرماي نهان تبخير خود را از هوا اخذ كرده و تبخير مي‌شوند و از طرف ديگر هواي عبوري كه گرما از دست داده‌است، خنك مي‌گردد.

مقدار آبي كه براي ايجاد سرما توسط سيستم F og  لازم است، براي شرايط حداكثر گرما محاسبه مي‌شود ( با در نظر گرفتن درجه حرارت تر متناظر با آن).

سيستمFog   هم در توربين‌هاي بارپايه و هم بار پيك كاربرد دارد. در اكثر موارد عمل‌كرد بهينه توربين در صورتي بدست خواهد آمد كه نازل‌ها، پس از فيلتر‌هاي هوا و قبل از Silencer ها قرار گيرند. اين طزيقه نصب عموماً نياز به يك تا دو روز خواب توربين دارد و احتياجي به تغيير ساحتار اتاق فيلتر و يا

اطراف آن ندارد.

در حالتي كه نازل‌ها پس از فيلترهاي هوا و درون اتاق فيلتر قرار مي‌گيرند، دقت ويژه‌اي در كنترل اندازه قطره‌ها بايد صورت گيرد. زيرا قطرات توليد شده مه، فرصت كوتاهي براي تبخير شدن دارند. بنابراين بايد به اندازه‌اي ريز باشند كه در اين فاصله حتماً تبخير شوند. هم‌چنين براي كاهش احتمال ورود اشياء خارجي به كمپرسور، شبكه فشار قوي نازل‌ها بايد داراي ساختار محكمي باشد.

ميزان افت فشار سيستم فشار قوي Fog، از ساير روش‌هاي خنك كننده كمتر است و يكي از مزاياي عمده اين سيستم بهشمار مي‌رود. زيرا عملاً اين سيستم محفظه جداگانه‌اي ندارد و هم‌چنين به علت خروج مه با سرعت زياد از درون نازل‌ها، مقاومت چنداني در برابر عبور هواي ورودي ايجاد نمي‌شود.

براي توليد قطرات ريزمه، از نازل‌هاي پاشش آب مخصوصي استفاده مي‌كنند. زماني كه آب با فشار زياد از اين نازل‌ها عبور مي‌كند، قطرات بسيارريزي توليد مي‌شود كه قطرات سريعاً تبخير شوند. چون پره‌هاي كمپرسور مستقيماً درمعرض هواي مرطوب قرار مي‌گيرند، آب مصرفي در سيستم F   o g عموماً آب مقطر با كيفيت از پيش تعيين شده است. سه نكته مهمي كه در طراحي يك سيستم  F 0 g بايد همواره در نظر قرارگيرند، عبارتند از :

-         فشار عملكرد سيستم

-         نوع نازل‌ها و مشخصه قطرات آن‌ها

-         جايگذاري مناسب نازل‌ها در مسير هواي عبوري توربين

فشار عمل‌كردي سيستم معمولاً بين 70 تا 200 بار انتخاب مي‌شود كه اين فشار توسط پمپ‌هاي پيستوني فشار قوي ايجاد مي‌گردد.

به علت بالابودن فشار، تمام قسمت‌هاي تحت فشار سيستم بايد با دقت كامل طراحي شده و تمهيدات لازم براي پايدار كردن قسمت فشار قوي و جلوگيري از ايجاد  لرزش در قسمت‌هاي مختلف آن انديشيده شود. به علت استفاده از آب مقطر، لوله‌هاي قسمت فشارقوي علاوه برآن‌كه بايد تحمل فشار بالا را داشته باشند بايد از جنس استينلس استيل انتخاب شوند.

نوع نازل‌هاي مورد استفاده در سيستم  Fog جهت بهبود راندمان سيستم داراي اهميت ويژه‌اي مي‌باشد. به علت استفاده از آب مقطر، جنس نازل‌ها بايد استينلس استيل باشد. به خاطر وجود فشار بالا، جهت جلوگيري از سائيدگي سوراخ نازل و بزرگ‌تر شدن آن به مرور زمان، اخيراً شركت‌هايي اقدام به ارائه نازل‌هايي با جنس بدنه استنلس استيل و سوراخ از جنس ياقوت

Rubby Orifice)) كرده‌اند.

طراحي مراحل مختلف خنك كنندگي توربين و چيدمان نازل‌ها در مسير هواي ورودي از ديگر عوامل مهمي هستند كه در بالا بردن راندمان اشباع سيستم و هم‌چنين شكل اتاق هواي ورودي توربين، بايد مورد طراحي نهايي قرار گيرند.

توزيع  نازل‌ها جلوي دريچه وردي هوا وابستگي به شكل اتاق هواي ورودي توربين دارد و بايد دقيقاً مورد مطالع قرار گيرد.

مزايا:

-         راندمان اشباع بالا حتي تا 100%

-         ايجاد افت فشاركم در مسير هواي ورودي توربين

-         ايجاد كم‌ترين ساختار در اتاق فيلتر

-         داشتن هزينه‌ي راه‌اندازي كم اين سيستم

-         بازگشت سريع سرمايه

-         حداقل بودن زمان نصب سيستم

معايب :

-         اين روش تنها در مناطقي عملكرد خوبي دارد كه رطوبت هوا  بسيار كم باشد.

-         آب مصرفي قابل بازيافت نمي‌باشد و لذا آب زيادي مصرف مي‌كند

-         آب مصرفي در اين روش بايد كيفيت بسيار بالايي برخوردار باشد ( به خاطر نگه‌داري از نازل‌ها و جلوگيري از ورود ذرات ريز به كمپرسور )

-         درجه‌ي  حرارت هواي خروجي دقيقاً قابل كنترل نمي‌باشد

-         دشواري در انتخاب ، نصب و تنظيم دوره‌اي نازل‌ها

سيستم ‌هاي خنك كننده‌ي برودتي (چيليري)

در اين سيستم‌هاي از آب سرد ايجاد شده توسط چيلر جهت خنك‌كردن هواي ورودي كمپرسور استفاده مي‌شود. براي اين منظور آب سرد  را از درون كويل‌هاي كه جهت انتقال حرارت، در مسير هواي ورودي قرار گرفته‌اند، عبور مي‌دهند و بدين‌وسيله هوا را خنك مي‌كنند.

سيستم‌هاي چيلري برطبق اين‌كه آب سرد خروجي از آن‌ها چگونه و با چه سيكلي توليد مي‌شود، به دو دسته عمده تقسيم مي‌شوند. كه در ذيل به تفضيل تشريح خواهند شد.

 

 

3 – 1 - چيلرهاي تراكمي

در اين روش با استفاده از كمپرسور و گازهاي مبرد               (refrigerant)

نظير آمونياك و لوازم جانبي ديگر، به كمك يك سيكل ترموديناميكي، سرماي لازم را ايجاد مي‌كنند. شماتيك ساده يك سيستم تراكمي نمايش داده شده است. كمپرسور، گاز مبرد را فشرده مي‌كند كه در نتيجه اين فشرده سازي، گاز گرم مي‌شود. سپس گاز گرم شده را به چگالنده) مي‌فرستند تا در آن‌جا گرمايش گرفته شده و خنك گردد كه در نتيجه اين عمل، به مايع تبديل مي‌شود. آن‌گاه اين مايع مبرد را بطور ناگهاني منبسط مي‌كنند كه در نتيجه، افت فشار خواهيم داشت و مايع مبرد در خلاء نسبي، به سرعت تبخير مي‌شود و گرماي مورد نياز جهت تبخير را از آب در گردش سيستم گرفته، آن‌را خنك مي‌كند.

در قسمت چگالنده، گاز مبرد گرم بوسيله آب سرد،  دمايش پائين مي‌آيد و مايع مي‌شود. خود اين آب، بايد در برج خنك‌كن در نتيجه تماس با هوا، مجدداً خنك شود. به همين دليل برج خنك‌كن، يكي از بخش‌هاي مهم اين سيستم مي‌باشد و از نظر هزينه نيز بخش قابل توجهي را به خود اختصاص مي‌دهد.

تبادل حرارت، بين مايع مبرد و آب در گردش سيستم، هنگامي كه مايع مبرد مي‌خواهد تبخير شود، در بخشي بنام  Evapolator صورت مي‌گيرد كه خود انواع مختلف دارد. از معروف‌ترين آن‌ها، سيستم  مي‌باشد كه در آن يك سري لوله‌هايي  (tubes) درون يك محفظه  (shell) قرا گرفته‌اند. آب را از درون اين لوله‌ها عبور مي‌دهند در حالي كه مايع مبرد از پائين محفظه، وارد آن مي‌شود. به علت فشاركم درون محفظه، مايع مبرد به بخار تبديل مي‌شود كه در نتيجه، گرماي مورد نياز تبخير را از آب عبوري لوله‌ها مي‌گيرد و آن‌ها را خنك مي‌كند، ماده مبرد كه اكنون بصورت بخار درآمده است از دريچه‌اي كه در بالاي محفظه  تعبيه شده است به سمت كمپرسور جريان مي‌يابد.

در قسمت بالاي محفظه و در خارج آن، يك جداكننده قرار مي‌دهند تا آن قسمت از ماده مبرد را كه هنوز بصورت مايع است از بخاري كه به سمت لوله مكش

كمپرسور مي‌رود، جدا كنند.

سيستم‌هاي                          معمولاً 4 تا 8 مسير براي عبور آب دارند. هرچه تعداد اين مسيرها بيش‌تر باشد، تلفات اصطكاك آب با بدنه لوله‌ها بيش‌تر بوده و توان الكتريكي بيش‌تري براي پمپ كردن آب از درون لوله‌ها لازم خواهد بود. به‌ همين خاطر مصرف برق اين سيستم نسبتاً زياد است. به‌عنوان يك قاعده تجربي، براي ايجاد هر تن سرما توسط سيستم كمپرسوري، حدود     LKW  برق مورد نياز است و چون عموماً تناژ برودتي براي خنك‌كردن هواي ورودي توربين نسبتاً زياد است، مصرف برق سيستم زياد خواهد بود.

كويل‌هاي خنك‌كننده هواي ورودي را، هم در بيرون اتاقو هم درون آن مي‌توان قرار داد . اگر فضاي كافي درون اتاق فيلتر موجود باشد، عموماً سعي مي‌شود كه اين كويل‌ها، درون اتاق فيلتر و پس از فيلترها قرار گيرد تا گرد و خاك هواي ورودي توسط فيلترها گرفته شده و روي كويل‌ها ننشيند و باعث كثيف شدن و هم‌چنين افزايش افت فشار آن‌ها نگردد.

بعلاوه ميزان افت فشار ايجاد شده توسط سيستم خنك‌كننده مسئله مهمي هنگام طراحي آن مي‌باشد زيرا افت فشار ايجاد شده در هواي ورودي به توربين، باعث افت ظرفت توربين خواهد شد. به‌عنوان يك قاعده تجربي، هر 100 ميلي‌متر آب افت فشار ورودي توربين، حدود 1 % ظرفيت آن‌را تقليل خواهد داد.

از آن‌جا كه سيستم‌هاي چيلري از كويل‌هاي سرمايشي جهت خنك كردن هواي ورودي توربين استفاده مي‌كنند، قرار دادن اين كويل‌ها در جلوي اتاق فيلتر، باعث ايجاد افت فشار مي‌شود. ميزان اين افت فشار را به‌طور تقريبي مي‌توان بصورت زير در نظر گرفت : اگر كويل‌ها را در جلوي اتاق توربين بصورت 4 رديفه در نظر بگيريم، ميزان افت فشار هواي ورودي توربين، بسته به سرعت هواي ورودي، بين 16 تا 23 ميليمتر آب خواهد بود كه ميزان افت ظرفيت توربين در اثر اين افت فشار، بين %16 تا 23 ميلي‌متر آب خواهد بود كه ميزان افت ظرفيت توربين در اثر اين افت فشار، بين %16 . تا 23% .0 خواهد بود.

از پارامترهاي مهم سيستم تراكمي، هزينه بسيار بالاي آن مي‌باشد. زيرا تجهيزات سيستم اغلب گران هستند و لوازم جانبي نسبتاً زيادي مي‌خواهد. به‌عنوان مثال برج خنك كن كه يكي از اجزاي جانبي اما ضروري سيستم است، هزينه زيادي دارد. مصرف برق زياد سيستم نيز زياد سيستمفاكتور مهم ديگري در هنگام انتخاب اين سيستم مي‌باشد.

همان‌طور كه قبلاً گفته شد،‌ در بج خنك كن اين سيستم‌ها، با استفاده از تبخير آب، آب قسمت چگالنده را خنك مي‌كنند. بنابراين مصرف آب سيستم‌هاي چيلري، عمدتاً در برج خنك كن رخ مي‌دهد. براي سايت‌هايي كه مشكل كمبود آب وجود دارد، مي‌توان اين برج خنك كن را از نوع خشك انتخاب كرد تا بتوان مصرف آب را به طور قابل ملاحظه‌اي كاهش داد. در برج‌ها خنك كن خشك، به جاي تبخير آب، آب را از كويلها‌يي عبور مي‌دهند كه عبور هوا از سطوح اين كويلها، باعث خنك كردن آن‌ها مي‌شود. عيب عمده برج‌هاي خنك كن خشك، هزينه بالاتر آن نسبت به نوع مرطوب مي‌باشد.

چيلرهاي كمپرسوري، داراي تكنولوژي شناخته شده‌اي هستند و به همين خاطر تمام مسائل آن‌ها شناخته شده و قابل حل است. اما عمليات راهبردي و نگهداري نسبتاً زيادي دارند و به همين دليل هزينه نگهداري آ‌ن‌ها زياد است. يكي از مزاياي استفاده از آن‌ها، فراواني قطعات يدكي و آشنايي تعمير كاران با آن‌ها مي‌باشد.

مزايا :

1- ايجاد خطر كم‌تر براي كمپرسورو توربين از نظر ورود اشياء خارجي

2-قابليت نصب كويل‌ها هم در بيرون و هم   درون اتاق فيلتر

3- تكنولوژي شناخته شده

4-داشتن قطعات يدكي و سادگي تعميرات

 

معايب :

1- هزينه نگه‌داري زياد

2- هزينه نصب و راه‌اندازي زياد

3- افت فشار قابل ملاحظه سيستم

4- مصرف برق نسبتاً زياد سيستم

 

3 - 2 :

چيلر جذبي :

آخرين روش خنك‌كاري هواي ورودي به‌وسيله چيلر جذبي مي‌باشد. در اين سيستم  با استفاده از خاصيت فشار جزئي                         برخي مايعات كه بواسطه آن، ميل به جذب در ماده ديگر را دارند، برودت ساخته مي‌شود. ماده جاذب را absorbant   و ماده مبرد را  refrigerant گويند.

در فصل آينده با ساختار اين سيستم به طور مشروح بيان خواهد شد.

هدف نهايي از ايجاد سيستم سرمايش هواي ورودي افزايش قدرت خالص خروجي توربين گاز است. اين دستگاه‌ها كه معمولاً براي توليد الكتريسته در ساعات پيك مطلوب مي‌باشد ( به علت زمان كوتاه راه‌انداري و انعطاف در عملكرد ) در مناطق گرم از عملكرد خوبي برخوردار نيستند ، چرا كه در اين مناطق نمي‌توانند بيش‌ترين تقاضاي در گرم‌ترين ساعات روز را تأمين نمايند.

هم‌چنين اين كاهش توليد الكتريسيته عملاً سبب مي‌شود كه قسمتي از ظرفيت سرمايه‌گذاري شده بهره‌برداري شود.

در مناطقي مانند جزيره‌ي كيش ( اين پروژه براي آن محل انجام خواهد شد) كه از مزاياي شبكه سراسري برق برخوردار نيستند ، توربين‌هاي گازي در تمام مدت مدت شبانه روز مشغول به كار هستند به كار هستند ، كه به‌علت گرم و مرطوب بودن هوا در اين منطقه بخش قابل توجهي از ظرفيت توليد آن‌ها غير قابل استفاده شده است.

اين‌كه با چه مقدار كاهش دماي هواي ورودي مي‌توان چه ميزان افزايش قدرت خروجي را باعث شد، بستگي به نوع و تيپ توربين گاز مورد استفاده دارد. به عبارت ديگر در اين‌گونه موارد بايد موضوعي با مسائل برخورد شود.

در اين پروژه نيروگاه كيش مورد بررسي قرارگرفته است.

4 -1- مشخصات فني توربين گاز جزيره‌ي كيش

نيروگاه گازي جزيره‌ي كيش شامل

2 واحد 37 مگاواتي فريم 6 ، ساخت كارخانه‌ي آلستوم مي‌باشد. قدرت اسمي هر واحد در حالت پايه 52/37 مگاوات و در حالت پيك حدود 6/45 مگاوات است. دور محور توربين RPM 5135 و فركانس آن 50 هرتز مي‌باشد.

هر واحد داراي 10 اتاق احتراق بوده و سوخت مصرفي توربين‌ها گازوئيل مي‌باشد.

ساير مشخصات توربين‌هاي گازي جزيره كيش در بار نامي كه بر اساس مشخصات فني توربين‌هاي گازي شركت ‌آلستوم به‌دست آمده است به شرح زير مي‌باشد ( شرايط استاندارد ) :

نوع كمپرسور = محوري

نوع توربين = عكس‌العملي

تعداد مراحل كمپرسور = 17 مرحله

تعداد مراحل توربين = 3 مرحله

نسبت فشار كمپرسور = 7/11

درجه حرارت هواي ورودي به كمپرسور = ْ c 15

فشار هواي ورودي به كمپرسور =    mbar 1003

دبي جرمي هواي ورودي به كمپرسور   kg/h595400

راندمان ايزنتروپيك كمپرسور = 58/90%

دبي جرمي سوخت =  kg/s 58/2

درجه حرارت ورودي به توربين =   c ‌ْ1104      

درجه حرارت خروجي از توربين =  cْ541

دبي محصولات احتراق خروجي =    kg / s 140

راندمان ايزنتروپيك توربين = 3/81%

نسبت سوخت به هوا = 2%

توليد خالص در خروجي از ژنراتور = MW 29/37

راندمان خالص بر مبناي مرجع ارزش حرارتي پائين سوخت( L.H.V ) =89/30%

راندمان ناخالص بر مبناي ارزش حرارتي پائين سوخت (   L.H.V ) و توليد ناخالص ژنراتور = 1/31%

توليد ناخالص ژنراتور ( به‌علاوه مصرف داخلي ) = MW 49/37

4-1-1-منحني عملكرد توربين گاز جزيره‌ي كيش

شكل (4-1) نحوه عملكرد توربين گاز فريم  6 مدل     PG6541B را به ازاي درجه حرارت‌هاي مختلف نشان مي‌دهد‌ :    

جهت تعيين عملكرد واقعي ماشين به‌صورت تابعي از درجه حرارت محيط، معادلات مدل شده از شكل (4-1) به‌شرح زير به‌دست آمده است :

(4-1) (نرخ قدرت خروجي %)

(4-2) (نرخ قدرت ورودي %)

(4-3) (نرخ جريان خروجي %)

همان‌طور كه در شكل مشخص شده است هم‌زمان با افزايش دماي هواي ورودي ، كاهش در قدرت خروجي مشاهده مي‌شود. مطابق معادله‌ي (4-1) افزايش هر يك درجه‌ي سانتي‌گراد دماي هواي ورودي نسبت به شرايط استاندارد ( c ْ15) ،‌ باعث كاهش 69/0% در قدرت خالص خروجي مي‌گردد.

به‌عنوان مثال اگر توربين گاز ذكر شده در جزيره‌ي كيش كه دماي هوا در ماه‌هاي گرم سال به  cْ40 نيز مي‌رسد كار كند، تا 17% از قدرت خروجي آن كاسته خواهد شد، كه اين مقدار براي توربين گازي 5/37 مگاواتي در حدود 6 مگاوات خواهد بود كه نتيجه‌ي آن كاهش در ظرفيت توليد در حالت پيك و كاهش سود انرژي است.

جهت فائق آمدن به اين مشكلات توصيه مي‌شود هواي ورودي به كمپرسور توسط يك چيلر جذبي سرد شود.

4-2- تأثير سرمايش هوا برروي كمپرسور توربين گاز

همان‌طور كه از مباحث قبلي مشاهده گرديد، سيال عامل در سيكل توربين‌هاي گازي هواست . با پائين آوردن دماي هواي ورودي به كمپرسور، دبي جرمي آن نيز افزايش پيدا مي‌كند و بالطبع بروي كار كمپرسور نيز تأثير مي‌گذارد. هم‌چنين درجه حرارت خروجي از كمپرسور، شرايط كاركرد و نسبت فشار نيز عواملي هستند كه با سرمايش هوا در ارتباط مي‌باشند. در اين بخش به بررسي اين عوامل بروي كمپرسور پرداخته مي‌شود.

4-2-1- دماي خروجي از كمپرسور

با توجه به شكل (1-7) و رابطه‌ي (1-12) مي‌توان استنباط كرد با كاهش دماي هواي ورودي ، دماي خروجي از كمپرسور ( ورودي به اتاق احتراق ) نيز كاهش خواهد يافت. با آزمايش‌هاي به‌عمل آمده برروي توربين گاز جزيره كيش ميزان ميزان دماي خروجي از كمپرسور در بارها و دماهاي ورودي متفاوت در شكل (4-2) نشان داده شده است:

جدول (4-1) تغييرات دماي خروجي از كمپرسور در بارها و دماهاي ورودي به كمپرسور متفاوت

 

4-2-2- كار كمپرسور

معمولاً در محاسبات مربوط به كار كمپرسور از درجه حرارت خشك استفاده مي‌شود، در صورتي كه با افزايش رطوبت هوا، حرارت مخصوص آن نيز تغيير مي‌كند و در نتيجه مقدار كميت محاسبه شده نيز دچار تغييرات مي‌شود . بدين جهت براي محاسبه‌ي كار كمپرسور از تغيير انتالپي هواي ورودي و خروجي مطابق رابطه‌ي (4-4) استفاده مي‌نمائيم.

حرارت مخصوص مخلوط هوا (C_pm) خود از دو قسمت يعني حرارت مخصوص هوا و بخار تشكيل شده است.

 

كه در رابطه‌ي (4-6) ، 97/28 جرم مولكولي هواي خشك مي‌باشد.

هم‌چنين حرارت مخصوص بخار عبارت است از :

كه در رابطه‌ي  (4-7) ، 15 0/ 18 جرم مولكولي بخار آب مي‌باشد.

نسبت رطوبت  ()  عبارت است از : 

8-4)

در رابطه‌ي (4- 8) فشار جزئي هوا ( ) برابر است با :

9-4)

فشارجزئي بخار  ( ) نيز از رابطه‌ي  (4- 10) بدست مي‌آيد.

10-4)

براي محاسبه‌ي دماي خروجي از كمپرسور از روابط  ( 4- 11) و (4- 12) استفاده مي‌شود.

 

11-4)

 

12-4)

به‌علت اين‌كه نسبت فشار و راندمان كمپرسور تابعي از بار و درجه حرارت ورودي به كمپرسور هستند، با اطلاعات موجود نمي‌تون مقدار دقيق آن‌ها  و در نتيجه حرارت خروجي از كمپرسور را بدست آورد. بدين‌جهت از درجه حرارت‌هاي اندازه‌گيري شده بروي توربين گاز كه در جدول (4-1) آورده شده استفاده گرديده است.

 

جدول (4- 2) تغييرات كار مصرفي كمپرسور را به ازاي رطوبت نسبي و درجه حرارت ورود به كمپرسور مختلف نشان مي‌دهد.

 

جدول (4-2) تغييرات كار كمپرسور به ازاي رطوبت نسبي و درجه حرارت ورودي به كمپرسور مختلف

همان‌طور كه مشاهده مي‌شود، در جدول (4-2) با افزايش رطوبت نسبي (براي يك درجه حرارت ثابت ) كار كمپرسور افزايش و با افزايش درجه حرارت ، كار كمپرسور كاهش مي‌يابد.

البته اين‌طور به نظر مي‌رسد كه با كاهش درجه حرارت ورودي به كمپرسور، چون كار آن افزايش مي‌يابد، پس قدرت خالص خروجي نيز، نبايد افزايش پيدا كند، كه اين مهم در بخش‌هاي بعدي همين فصل پاسخ داده خواهد شد.

 

4-2 -3-  نسبت فشار

در فرآيند خنك‌كاري  محدوديت‌هايي وجود دارد كه يكي از آن‌ها افزايش نسبت فشار است كه موجب خفگي جريان مي‌شود. همان‌طور كه در رابطه‌ي (4-11) نشان داده شده است. نسبت فشار به گرما (   ) بستگي دارد. با فرض هوا به عنوان گاز ايده‌آل، مي‌توان افزايش         را به افزايش درجه حرارت نسبت داد. پس بدين ترتيب با افزايش درجه حرارت نسبت فشار كاهش خواهد يافت.

از عوامل ديگر تأثير درجه حرارت بروي نسبت فشار مي‌توان به بالا رفتن انتروپي و بالطبع نيروي اصطكاك نيز اشاره كرد. جدول (4-3) روند تغيير نسبت فشار را به ازاي درجه حرارت محيط نشان مي‌دهد.

 

 

جدول (4-3) تغييرات نسبت فشار به ازاي درجه حرارت ورودي كمپرسور

 

 

4-2-4- شرايط كاركرد

در كار كمپرسورهاي گريز از مركز و جريان محوري يك حد ناپايداري وجود دارد كه آن را لرزش يا ناپايداري مي‌نامند. لرزش يا ناپايداري در اثر غير يكنواخت و متناوب بودن برگشت جريان در كمپرسور، هنگامي كه يك كمپرسور مجبور مي‌شود با شدت جرياني كم‌تر از مقدار طراحي كار كند

(يعني مقداري كه براي توليد حداكثر فشار لازم مي‌باشد)، به‌وجود مي‌آيد. همين كه جريان از مقدار پيش‌بيني شده در طراحي بشدت كاهش يابد اين لرزش مي‌تواند به آن‌چنان مقداري برسد كه كمپرسور را به خطر بينداز و در موارد بسياري هم ممكن است اشكالات مكانيكي توليد كند. تنش‌هاي متناوب كه روتور دستگاه در اين گونه مواقع كار نامنظم، با آن مواجه مي‌گردد ممكن است يا تاقان‌هاي كمپرسور، پره‌ها و قسمت‌هاي ديگر را خراب كند. تجربه نشان داده است كه لرزش‌هاي شديد مي‌تواند شفت روترو را خم كند.

شرايط كاركرد كمپرسورهاي توربين گاز، متأثر از دماي هواي محيط مي‌باشد. به‌طوري با تغيير درجه حرارت محيط دانسيته‌ي هوا تغيير كرده و شرايط جديد را بر كمپرسور حاكم مي‌سازد. هنگامي‌كه دماي ورودي با كمپرسور بالا مي‌رود. سرعت مكانيكي آن ثابت مانده، ولي سرعت مخصوص آن   تغيير مي‌نمايد. خط نشان داده شده در شكل (4-2) با افزايش دماي محيط   پايين مي‌آيد. بطوري كه به‌خط ناپايداري كاركرد كمپرسور نزديك مي‌شود.

 

بوسيله‌ي روش سرمايش هواي ورودي از بوجود آمدن اين پديده كه غالباً در هنگام راه‌اندازي و خوابانيدن بوجود مي‌آيد و موجب بروز خسارات ذكر شده مي‌گردد، جلوگيري مي‌شود.

اين مقابله بدين جهت رخ مي‌دهد كه با خنك‌كردن هواي ورودي چگالي هوا افزايش يافته و بالطبع شدت جريان جرمي هوا نيز افزايش مي‌يابد.

 

4-2-5- افت دما در طبقه‌ي مافوق صوت

جريان هوا در ورودي كمپرسور بعد از گذشتن از ديفيوزر، چون موج جريان كم‌تر از يك است و كانال واگرا مي‌باشد. فشار آن افزايش مي‌يابد. سپس به طبقات ابتدائي كمپرسور كه مافوق صوت مي‌باشد وارد مي‌شود، كه به علت افزايش سرعت هوا، دماي آن مطابق رابطه‌ي  (4-13) كاهش مي‌يابد.

13-4)

كه   دماي هواي ورودي قبل از طبقه‌هاي سوپرسونيك است  و T دماي در طبقات كمپرسور است (دماي استاتيكي).

با افزايش سرعت هوا در ورودي كمپرسور دماي استاتيكي هوا تقريباً به مقدار  C ْ 5/5 افت پيدا مي‌كند. براي جلوگيري از هرگونه ايفت دما بايد اين مقدار را در انتخاب درجه حرارت طراحي لحاظ كرد. سازندگان توربين گاز، حداقل مجاز دما پس از سرمايش را  Cْ7 پيشنهاد نموده‌اند.

4-3-  تأثير سرمايش هوا بروي اتاق احتراق

پس از عمل تراكم اگر سيال عامل در توربين منبسط شود، با فرض نبودن تلفات در كمپرسور و توربين، همان مقدار كار كه صرف تراكم شده است. توسط توربين بدست مي‌آيد و در نتيجه كار خالص صفر خواهد بود. براي بالا بردن دماي سيال عامل، يك اتاق احتراق لازم است كه در آن هوا و سوخت محترق گردند، تا موجب افزايش دماي سيال عامل شود. با كاهش دماي محيط، دماي خروجي از اتاق احتراق ( ماكزيمم دماي سيكل) دستخوش تغييرات خواهد شد. در اين بخش به بررسي آن پرداخته مي‌شود.

4-3 -1- دماي خروجي از اتاق احتراق

نيروگاه  گازي جزيره‌ي كيش بعلت موقعيت جغرافيايي و عدم امكان ارسال سوخت گاز، بناچار از سوخت گازوئيل ( مايع) استفاده مي‌نمايد. پس كليه محاسبات دماي آدياباتيك شعله و دماي اتاق احتراق در بارهاي متفاوت بر پايه سوخت مايع با تركيبات موجود بدست آورده خواهد شد.

4- 3- 1- 1- فرمول  سوخت

چگالي نسبتي سوخت مايع 85/0 مي‌باشد اگر فرض شود كه تركيبات سوخت فقط كربن و هيدروژن مي‌باشد، كافيست درصد كربن و ئيدروژن موجود در سوخت تعيين شوند تا فرمول سوخت مشخص گردد.

رابطه‌هاي (4-14) و (4-15) بيانگر ارتباط درصد كربن و ئيدروژن موجود در سوخت هستند .

4-14)

 

4-15)

 

با توجه به مقدار 85/0 = R.D مقدار درصد كربن و ئيدروژن موجود در سوخت برابر خواهد بود با:

 

 

اگر سوخت به‌صورت  CH_(y/x)در نظر گرفته شود و با توجه به اين‌كه جرم مولكولي كربن و ئيدروژن به ترتيب 12 و1 مي‌باشند، فرمول سوخت به‌صورت زير درمي‌آيد.

 

 

 

16-4) فرمول كلي سوخت                                         

4-3-1-2- معادله‌ي احتراق استوكيومتريك(نظري)

با توجه به فرمول سوخت (4-17)، معادله‌ي احتراق نظر برابر است با:

   17-4)

4-3-1-3- معادله‌ي احتراق واقعي

معادله‌ي احتراق واقعي (عملي) با منظوركردن 10% مقدار بهينه هواي اضافي جهت احتراق سوخت مايع مطابق رابطه‌ي (4-18) براي توربين گازي در نظر گرفته شده است.

18-4)

 

4-3-1-4- محاسبه‌ي نسبت هوا به سوخت واقعي

 

جرم هوا ـــــــــــــ جرم سوخت

با استفاده از معادلات احتراق واقعي نسبت  جرم هوا به سوخت واقعي به‌دست مي‌آيد. AFR در تعيين دماي شعله بسيار مؤثر است.

 

AFR=

 

 

AFR براي سوخت مايع به‌صورت رابطه‌ي (4-20) به‌دست مي‌آيد:

20-4)

4-3-1-5- ارزش حرارتي پائين سوخت

ارزش حرارتي پائين براي سوخت گازوئيل برابر است با:

4-3-1-6- محاسبه‌ي دماي شعله

دماي آدياباتيك شعله از رابطه‌ي (4-22) محاسبه مي‌شود:

22-4)

مقادير گرماي ويژه‌ي محصولات احتراق و گرماي ويژه‌ي هوا برابر است با:

 

با توجه به رابطه‌ي (4-22) دماي شعله براي سوخت گازوئيل و درجه حرارت ورودي به كمپرسور    cْ15  برابر  cْ1700 به‌دست مي‌آيد . ولي از آن‌جايي كه درجه حرارت آدياباتيك شعله يك كميت تئوري است و با فرض نبودن انتقال حرارت از سيستم محاسبه مي‌شود ، نمي‌تواند به‌عنوان ماكزيمم درجه حرارت سيكل به‌صورت عملي در نظر گرفته شود. از اين رو مطابق رابطه‌ي (4-23) درجه حرارت ماكزيمم سيكل به‌دست آورده مي‌شود.

 

جدول (4-4) توزيع درجه حرارت شعله و ماكزيمم درجه حرارت سيكل را به ازاي درجه حرارت‌هاي متفاوت ورودي به كمپرسور در بار كامل را نشان مي‌دهد.

جدول (4-4) درجه حرارت شعله و ماكزيمم سيكل بر حسب درجه حرارت مختلف ورودي به كمپرسور در بار كامل

 

همان‌طور كه در جدول (4-4) مشاهده مي‌شود، درجه حرارت آدياباتيك شعله به ازاي دماهاي مختلف ورود ب كمپرسور، تقريباً ثابت مي‌ماند. ولي دماهاي ماكزيمم سيكل عملي با افزايش درجه حرارت ورودي به كمپرسور ( محيط ) بالا مي‌رود.

هم‌چنين جدول (4-5) تغييرات ماكزيمم درجه حرارت عملي سيكل برحسب درصد بارهاي مختلف در درجه حرارت‌هاي ورودي به كمپرسور نشان مي‌دهد.

 

جدول (4-5) حرارت ماكزيمم سيكل بر حسب درصد بار در دماهاي متفاوت محيط

 

4-4- تأثير سرمايش هوا بروي توربين

همان‌طور كه در بخش‌هاي قبلي بحث شد ، سرمايش هوا دبي جرمي هواي گذرنده از توربين و كمپرسور را بالا برده و در نتيجه قدرت خروجي را افزايش خواهد داد . هم‌چنين باعث كاهش دماي خروجي از توربين خواهد شد، كه با توليد بخار در بويلر بازتاب در ارتباط مي‌باشد. اين مورد نيز به نوبه‌ي خود بررسي خواهد شد .

اكنون به بررسي اثرات سرمايش بروي دماي گازهاي خروجي و كار خالص سيكل توربين گاز پرداخته مي‌شود.

4-4-1-دماي خروجي از توربين

مطابق بحث‌هاي انجام شده در فصل‌هاي قبلي با كم شدن دماي محيط، دماي خروجي كاهش مي‌يابد. جدول (4-6) روند تغييرات درجه حرارت خروجي از توربين در دماهاي محيط متفاوت و بارهاي مختلف را نشان مي‌دهد     ] 13[ .

 

 

جدول (4-6) تغييرات درجه حرارت خروجي از توربين در دماها و بارهاي متفاوت

 

4-4-2- كار خالص توربين

در بخش (4-2-2) ذكر شد كه كار كمپرسور همراه با كاهش دماي محيط افزايش خواهد يافت . ولي اين عمل باعث افزايش قدرت خروجي توربين نيز مي‌گردد. جدول (4-7) نحوه‌ي تغييرات كار خروجي از توربين را به دماي محيط و بار نشان مي‌دهد.

 

جدول (4-7) تغييرات كار خروجي از توربين به دماي محيط و بارهاي متفاوت

 

 

4-5- تأثير سرمايش بروي بويلر بازياب

در مناطقي مانند جزيره‌ي كيش كه آب آشاميدني شيرين در دسترس نمي‌باشد، بايد از طرق ديگر اقدام به تهيه‌ي آن نمود. بويلر بازيابي كه براي تأمين آب آشاميدني و به عنوان منبع گرمايي براي چيلر جذبي در نظر گرفته شده است ، نسبت به تغيير درجه حرارت محيط كه باعث تغيير دبي گازهاي خروجي مي‌شود حساس است. با سرمايش هواي ورودي ، دبي بخار توليدي نيز افزايش پيدا مي‌كند، كه از اين طريق علاوه بر تأمين نياز به الكتريسيته در ساعات پيك ، مقدار بخار توليدي كه به واحد تقطير براي تهيه آب آشاميدني فرستاده مي‌شود ، نيز افزايش مي‌يابد. در اين بخش به بررسي اثر سرمايش بر روي بخار توليدي پرداخته مي‌شود.

4-5-1- ميزان و شرايط بخار توليدي

بويلرهاي بازياب چرخش طبيعي و اجباري براي توليد بخار و استفاده از آن در توربين بخار و يا پروسه‌هاي ديگر به ميزان و شرايط گازهاي خروجي از توربين گاز وابسته هستند. همچنين ميزان و شرايط گازهاي خروجي از توربين گاز نيز به دماي هواي ورودي به كمپرسور بستگي دارد، به‌طوري‌كه با كم شدن دماي هواي ورودي به كمپرسور، دبي گازهاي خروجي از توربين افزايش و دماي آن كاهش پيدا مي‌كند. البته ميزان توليد بخار بيش‌تر متأثر از دبي گازهاي خروجي از توربين افزايش و دماي آن كاهش پيدا مي‌كند. البته ميزان توليد بخار بيش‌تر متأثر از دبي گازهاي خروجي است. زيرا مطابق رابطه‌ي (4-24) تغيير دماي گازهاي خروجي از توربين حاصل از خنك كردن هواي ورودي به نسبت افزايش دبي آن ناچيز مي‌باشد.

همچنين شرايط بخار توليدي به دبي و دماي گازهاي خروجي از توربين گاز وابسته نيست، زيرا طراحي بويلرهاي بازياب به نحوي صورت مي‌پذيرد كه انتالپي بخار تغيير نكند، ولي بر ميزان بخار توليدي تأثير مي‌گذارد.

شكل (4-3) نحوه‌ي تغييرات توليد بخار را در بارها و دماهاي محيط متفاوت نشان مي‌دهد.

 

نمودار (4-3) تغييرات بخار توليدذي در بارها و دماهاي محيط متفاوت

4-6-تأثير سرمايش بر روي راندمان كلي توربين گاز

راندمان حرارتي سيكل توربين گاز تابعي از بار توربين مي‌باشد. به‌طوري‌كه براي يك درجه حرارت ورودي به كمپرسور با كاهش با توربين، راندمان به‌شدت افت پيدا مي‌كند. اين‌طور به نظر مي‌رسد كه با سرمايش هواي ورودي،‌ چون مصرف سوخت افزايش مي‌يابد ، راندمان تغيير نمي‌كند . ولي جدول(4-8) خلاف اين فرضيه را ثابت مي‌كند.

 

جدول (4-8) تغييرات راندمان در اثر فرآيند سرمايش هوا

 

همان‌طوري كه در جدول (4-8) مشاهده مي‌شود، با كاهش دماي هواي ورودي براي يك بار ثابت، مقدار راندمان افزايش پيدا مي‌كند كه خود يكي از مزاياي طرح سرمايش هواي ورودي است.

4-7-عوارض جانبي و عوامل تأثيرگذار بر توربين گاز

هنگامي ارزيابي راه‌هاي افزايش قدرت، بهتر است پارامترهاي كه توربين گاز نسبت به آن‌ها از حساسيت بيش‌تري برخوردار است را بررسي كرد. مهم‌ترين عوامل تأثيرگذار بر توربين گاز به غير از سرمايش هواي ورودي كه در اين فصل به‌طور كامل به آن پرداخته شده ، در بخش آورده شده است.

4-7-1- تأثير ارتفاع

مقدار قدرت اسمي توربين‌هاي گازي براي سطح دريا و درجه حرارت محيط       

 C ْ15، طراحي شده‌اند. هرگونه تغيير در شرايط ذكر شده، منجر به كاهش قدرت خروجي از مقدار طراحي مي‌گردد. به ازاي هر     m300( ft 1000) بين 3 تا 4 درصد افت قدرت خروجي ايجاد مي‌شود.

تغيير در ارتفاع باعث تغيير دانسيته‌ي هوا و بالطبع كاهش قدرت خروجي مي‌شود. البته براي هر محل مقدار ارتفاع از سطح دريا ثابت مي‌باشد و نسبت به كاهش قدرت ناشي از اين مورد ، راه حلي وجود ندارد.

4-7-2- افت فشار ورودي

نصب تجهيزات سرمايش هوا، اعم از كويل‌هاي سرمايش و يا كولرهاي تبخيري باعث افت فشار در مسيري عبور هوا خواهد شد. به‌طوري‌كه هر اينچ ستون آب افت فشار در كانال ورودي هوا ، 48/0% كاهش قدرت و 12/0% افزايش هيت‌ريت را در بر خواهد داشت. افزايش اختلاف فشار در كانال ورودي باعث كاهش دبي جرمي كمپرسور، فشار كاري آن و نسبت انبساط مي‌گردد.

افت فشار در مسير كانال هواي ورودي موضوع مهمي است كه مي‌بايست با انتخاب و نصب سيستم مناسب در نظر گرفته شود.

4-7-3- افت فشار خروجي

جهت ايجاد تخار براي تأمين منبع گرمايي چيلر جذبي (روشي كه در اين پروژه براي سرمايش هوا ورودي انتخاب شده است.) در خروجي توربين گاز ، بويلر بازياب قرار داده مي‌شود. نصب اين دستگاه باعث ايجاد افت فشار در گازهاي خروجي مي‌گردد. هر اينچ ستون آب، افزايش در افت گاز خروجي ، باعث ايجاد 15/0% افت در قدرت و 12/0% افزايش در هيت‌ريت خواهد شد، زيرا باعث كاهش نسبت انبساط توربين مي‌شود.

4-7-4- بويلر بازياب

 كاهش ميزان گازهاي خروجي از توربين بروي مقدار و شرايط بخار توليدي از بويلر بازياب تأثير خواهد گذاشت . هر يك درصد افت فشار در دبي گازهاي خروجي باعث كاهش تقريباً يك درصد در دبي بخار توليدي مي‌شود.

هر 5 درجه‌ي فارنهايت (  c ْ8/2) افت درجه حرارت گازهاي خروجي ، يك درصد كاهش در دبي بخار و 2 درجه‌ي فارنهايت ( c ْ1) ، كاهش درجه حرارت بخار توليدي را سبب مي‌گردد.

 

5-1- وضعيت آب و هوايي جزيره كيش

جزيره‌ي كيش كه در شرق خليج‌فارس واقع شده با وضعيت آب و هوايي خاصي روبرو است درجه حرارت و رطوبت بالا از ويژگي‌هاي متمايز كننده اين منطقه نسبت به ساير مناطق مي‌باشد. به‌طوري‌كه با طلوع خورشيد و بالا رفتن دما مقدار رطوبت كم مي‌شود و با غروب خورشيد كاهش دما مقدار رطوبت افزايش مي‌يابد شكل (5-1) توزيع و درجه حرارت رطوبت نسبي را در يكي از روزهاي گرم سال نشان مي‌دهد.

 

شكل (5-1) نمودار توزيع درجه حرارت رطوبت نسبي در يكي از روزهاي گرم سال در جزيره كيش

 

همان‌طور كه از روي شكل (5-1) مشخص شده است، مقدار مطلق رطوبت همواره از 30% بيش‌تر است و ماكزيمم دما نيز برابر 2/38 درجه‌سانتي‌گراد مي‌باشد. وجود رطوبت در تمام مدت شبانه‌روز بدان معني است كه همواره مقداري از ظرفيت سرمايش سيستم براي حذف حرارت نهان هوا بايستي در نظر گرفته شود.

 

5-2- وضعيت تقاضاي الكتريسيته در جزيره كيش

موقعيت خاص جزيره‌كيش به عنوان منطقه آزاد تجاري و روند سريع روبه رشد جمعيت و فعاليت‌هاي تجاري و صنعتي ، باعث تقاضاي روزافزون الكتريسيته گشته است.

شكل (5-2) مقدار مصرف الكتريسيته را براي سه فصل تابستان ، بهار و زمستان در دو سال 1997 (1376) و 1998 (1377) نشان مي‌دهد.

 

شكل (5-2) نمودارهاي تقاضاي MW در فصول مختلف سال در جزيره كيش

مقدار مصرف در تابستان خيلي بالاست كه علت اصلي آن شروع به‌كار نمودن وسايل تهويه مطبوع در ساختمان‌هاي مسكوني و تجاري است. هم‌چنين با مقايسه بين مصرف الكتريسيته دردو سال براي فصل تابستان مشاهده مي‌شود كه تقريباً    MW5 بين سال 1997 و 1998 افزايش قدرت درخواستي وجود داشته كه برابر 20% رشد را نشان مي‌دهد.

مقدار متوسط الكتريسيته درخواستي در تابستان ، بهار و زمستان به ترتيب برابر 27 و 18 و 10 مگاوات است. افزايش قدرت درخواستي در بهار ، حاكي از آن است كه تعداد ماه‌هاي گرم در اين منطقه بيش‌تر از حد معمول است كه همين باعث استفاده زودتر از موعد از دستگاه‌هاي خنك كننده مي‌گردد.

افزايش روبه رشد تقاضاي الكتريسيته و محدوديت توليد هر توربين گازي (ماكزيمم قدرت خروجي براي هر واحد MW 25 است) باعث شده تا هر دو توربين در تابستان به‌كار گرفته شود.

براي تأمين برق مصرفي در تابستان 1998 ، توزيع بار بين توربين‌ها به‌صورت زير مي‌باشد:

قدرت يكي از توربين‌ها MW 18 با راندمان 6/27% و ديگري MW10 با راندمان 21% است.

از كار افتادن يكي از آن‌ها باعث ايجاد نقصان در شبكه برق رساني جزيره خواهد شد.

هم‌چنين اگر روند رشد مصرف الكتريسيته به همين شيوه افزايش پيدا كند، ظرف چند سال آينده تأمين نيروي برق با مشكل مواجه خواهد شد.

5-3- لزوم نصب سيستم سرمايش هواي ورودي براي جزيره كيش

موقعيت جغرافياي اين جزيره ، باعث محروم شدن آن از مزاياي شبكه سراسري برق شده است. بدين جهت بايستي در خود جزيزه اقدام به تأمين برق نمود. اختلاف زياد بين مصرف برق در فصول گرم و سرد باعث مي‌شود كه نصب واحدهاي جديد مولد قدرت ، فاقد توجيه اقتصادي باشد. بدين معني كه دستگاه‌هاي جديد حداقل در دو فصل از سال ( پائيز و زمستان ) بدون استفاده مي‌ماند. براي رفع اين مشكل مي‌توان با بازيافت انرژي خروجي توربين گاز به وسيله يك بويلر بازياب ، ضمن تأمين منبع گرمايي چيلر جذبي ، جهت خنك نمودن هواي ورودي به كمپرسور در ماه‌هاي گرم سال و بالطبع بالا بردن قدرت خروجي توربين‌ها ، از مابقي بخار توليدي كه قسمت عمده‌ي بخار آن را تشكيل مي‌دهد براي تأمين آب آشاميدني مورد نياز ساكنان استفاده كرد.

در حال حاضر به‌علت عدم دسترسي ساكنان جزيره به آب آشاميدني از 6 واحد تقطير استفاده مي‌شود. بويلرهاي فايرتيوب، آب دريا را در فشار 10 با تبخير كرده و بخار توليدي به واحد تقطير فرستاده مي‌شود كه در آن روزانه 6000 تن آب آشاميدني تهيه مي‌شود. چون اين مقدار آب جوابگوي مصرف نمي‌باشد از دستگاه‌هاي اسمز معكوس با ظرفيت 3000 تن آب در روز استفاده مي‌شود  كه براي تأمين برق اين دستگاه‌ها از يك ديزل ژنراتور MW 3 استفاده مي‌شود. با استفاده از سيستم بازيافت انرژي مسأله كمبود و توليد آب آشاميدني نيز حل خواهد شد.

5-4- روند محاسبه بار سرمايش

براي رساندن شرايط هواي جزيره كيش مطابق شكل (5-3) به    c ْ 15  و شرايط اشباع ( رطوبت نسبي 100% ) مي‌بايستي حرارت محسوس و نهان آن رفع گردد.

مطابق شكل (5-3) شدت سرما تابعي از درجه حرارت نيست بلكه بيش‌تر تحت تأثير رطوبت نسبي اوليه هواي محيط قرار دارد.

 

شكل (5-3) نمودار بار سرمايش بعنوان تابعي از درجه حرارت و رطوبت نسبي

هواي سرد با رطوبت بالا بار سرمايش نسبتاً بزرگي را توليد ميكنند . براي مثال سردكردن هوا   cْ 30 و رطوبت نسبي 90% به  cْ 15 و شرايط اشباع ، نياز به دو برابر انرژي نسبت به سردكردن هواي   cْ 30 با رطوبت نسبي 50% دارد. در اين بخش پس از پرداختن به روش‌هاي محاسبه بار سرمايش ، چگونگي انتخاب بار سرمايش مرجع براي طراحي كل سيستم شرح داده مي‌شود.

5-4-1- روش‌هاي محاسبه بار سرمايش

براي محاسبه‌ي مقدار حرارت دفع شده از هوا تا رسيدن به درجه حرارت و شرايط مطلوب مي‌توان از يكي از دو روش شرح داده شده در اين سنجش استفاده نمود كه به ترتيب دقت در اندازه‌گيري آورده شده است.

5-4-1-1- روش نمودار سايكومتريك

نمودار سايكومتر بر پايه طرح ترسيمي درجه حرارت حباب خشك ( محور عرض‌ها )و نسبت رطوبت (محور طول‌‌ها ) تشكيل شده است شكل (5-5) اگر فشار كلي كه نمودار براي آن ترسيم شده، ثابت بماند (در نمودار داده شده در اين‌جا فشار معادل

bar 1 يا Mpa 1/0 است) خطوط رطوبت نسبي ثابت و درجه حرارت حباب مرطوب را مي‌توان روي نمودار رسم كرد. زيرا براي درجه حرارت حباب خشك ، فشار كل، نسبت رطوبت، مقادير رطوبت نسبي و درجه حرارت حباب مرطوب ، ثابت مي‌باشند. فشار جزئي بخار آب با نسبت رطوبت و فشار كل تثبيت مي‌شود . بنابراين محور طول‌هاي دومي را كه نشان‌دهنده‌ي فشار جزئي بخار آب است را مي‌توان رسم كرد. اغلب نمودارهاي سايكومتريك، انتالپي مخلوط هوا - بخار آب در هر كيلوگرم از هواي خشك را نيز نشان مي‌دهند. در مقادير داده شده فرض بر اين است كه انتالپي هواي خشك در   cْ 20- برابر صفر است و انتالپي بخار آب از جداول بخار كسب شده‌اند. (در اين جداول فرض شده است كه انتالپي مايع اشباع در صفر درجه سانتي‌گراد برابر صفر است) اين روش رضايت‌بخش است ، زيرا فقط به اختلاف انتالپي نياز مي‌شود.

5-4-1-2- قانون اول براي مخلوط‌هاي گاز - بخار

در كاربرد قانون اول ترموديناميك براي مخلوط‌هاي گاز - بخار، توجه به اين نكته لازم است كه چون فرض مي‌شود. گازها ايده‌آل هستند اجزاي مختلف را مي‌توان هنگام محاسبه تغييرات انرژي داخلي و انتالپي ، جدا از يك‌ديگر در نظر گرفت.

بنابراين در هنگام بررسي مخلوط‌هاي هوا - بخار آب ، تغييرات انتالپي بخار آب را مي‌توان از جداول بخار پيدا كرده و قانون گاز ايده‌آل را براي هوا به كار برد. معمولاً در تهويه مطبوع با فرض معلوم بودن هواي ورودي و خروجي از سيستم تهويه،‌مقدار انتقال حرارت بايستي محاسبه گردد.

فرضيات اعمال شده بر روند محاسبات آن به صورت زير مي‌باشد:

الف) كل مجرا، شامل كويل‌هاي سرمايش و مسير عبور هوا در دستگاه تهويه به عنوان حجم كنترل در نظر گرفته مي‌شود.

ب) فرايندها به صورت حالت پايدار - جريان پايدار هستند و هيچ‌گونه تغييراتي در انرژي جنبشي و يا پنانسيل صورت نمي‌گيرد.

ج) با فرض هوا به عنوان گاز ايده‌آل و حرارت مخصوص ثابت ( در دماي     K 300) و با استفاده از جداول آب و بخار ، انتالپي‌هاي آن‌ها محاسبه مي‌شود.

چون بخار آب در چنين فشارهاي پاييني مانند گاز در نظر گرفته مي‌شود، انتالپي بخار آب فقط تابع درجه حرارت خواهد بود. پس انتالپي بخار آب ، كمي مافوق گرم است (معادل با انتالپي بخار اشباع در همان درجه حرارت مي‌باشد)

معادله پيوستگي براي هوا و آب به‌كار برده مي‌شود:

(1-5)

 

(2-5)

 

شكل (5-4) حجم كنترل فرآيند كوئل سرمايش

 

حال از قانون اول براي حجم كنترل شكل (5-4) استفاده مي‌شود.

 (3-5)

 

(4-5)

اگر معادله (6-4) بر  m   _a  تقسيم شود ، با در نظر گرفتن معادله پيوستگي براي آب و با توجه به رابطه‌ي (5-5) مي‌توان قانون اول را به‌صورت معادله (5-6) نوشت:

 (5-5)

 

(6-5)

با حل معادله (5-6) ، مقدار انتقال حرارت مورد نياز سيستم براي رسيدن به شرايط خروجي مطلوب به‌دست مي‌آيد.

5-5- نمايش تحولات سرمايش هوا

جهت به‌دست آوردن مفهوم واضحي از فرايند سرمايش هواي محيط اغلب به نمودار سايكومتريك كه در شكل (5-5) نشان داده شده است مراجعه مي‌شود مسير تغييرات هواي گرفته شده از شرايط محيط به حالت‌هاي مطلوب درخواست شده در آن توضيح داده شده است. با انتقال حرارت مناسب از هوا به آب سرد، درجه حرارت هوا افت كرده در حاليكه رطوبت نسبي آن بالا مي‌رود تا به نقطه شبنم برسد (نقطهb).

شكل (5-5) دياگرام سايكومتريك و نمايش تحولات بر آن

 

كاهش بيش‌تر درجه حرارت در اين نقطه (b) نيازمند حذف مقدار بزرگي از گرماي ناشي از گرماي نهان بخار هواست كه علاوه بر گرماي محسوس وجود دارد. اين فرايند ادامه پيدا مي‌كند تا به درجه حرارت مطلوب (نقطه  C) برسد. فرايند سرمايش هوا در شكل (6-5) با خطوط پررنگ نشان داده شده است ( a – b- c) و گرماي محسوس و نهان به ترتيب با d-c و  a- d نشان داده شده‌اند. لازم به ذكر است كه نقطه نهايي فرايند سرمايش داراي رطوبت نسبي 100% مي‌باشد. ( حالت اشباع) ذرات بخار تقطير شده به صورت معلق در هوا مي‌باشند كه مقداري از آن‌ها در مبدل حرارتي جدا شده و مابقي آن‌ها در جداكننده‌اي كه تعبيه شده است از ذرات هوا جدا مي‌گردد.

كل بار سرمايش  (Qc) كه هوا را از شرايط موجود به شرايط مطلوب مي‌رساند از دو قسمت حرارت محسوس و حرارت نهان تشكيل شده است.

(7-5)

 

(8-5)

 

(9-5)

 

براي محاسبه بار سرمايش كلي، علاوهبر روش توضيح داده شده در بخش
( 5- 4- 1- 2) مي‌توان از رابطه‌هاي (5- 7 ) و (5  - 8) و (5  - 9) نيز استفاده نمود كه در حالت دوم از دقت كم‌تري برخوردار است.

 5- 6 -  محاسبه بار سرمايش

مطابق روابط و توضيحات ارائه شده در بخش‌هاي قبلي براساس داده‌هاي آب و هوايي جزيره كيش، مي‌توان بار سرمايش را با استفاده از روابط زير بدست آورد.

نسبت رطوبت در حالت اوليه برابر است با

(10-5)

كه در آن  فشار جزئي بخارآب و  فشار جزئي هوا مي‌باشد كه به‌ترتيب از روابط  و بدست مي‌آيند.

 

(11-5)

 

(12-5)

هم‌چنين نسبت رطوبت در حالت نهايي نيز به همين طريق بدست مي‌آيد، با اين تفاوت كه فشار اتمسفر در آن‌جا مقداري كاهش مي‌يابد. (K  pa  5)

(13-5)

 

(14-5)

 

(15-5)

انتالپي  بخار و مايع اشباع نيز از جداول ترموديناميكي بدست مي‌آيند.

اختلاف انتالپي هوا با ثابت فرض‌كردن حرارت مخصوص آن مطابق رابطه
(5- 16) بدست مي‌آيد.

 

(16-5)

حال محاسبات با سرمايش به‌عنوان نمونه براي ساعت 20 (پيك مصرف برق ) انجام مي‌شود. مبناي محاسبات براساس داده‌هاي زير است.

K p a   3/ 101 = فشار اتمسفر

C ْ 33 = دماي هواي محيط

65 % = رطوبت نسبي اوليه

100% = رطوبت نسبي نهايي

K p a 075/5 = فشار اشباع بخار آب در دماي محيط

K p a 7051/1 = فشار اشباع بخار آب در دماي   c ْ 15

 K p a  87 / 126 = دبي جرمي هواي ورودي به كمپرسور در دماي محيط

با توجه به روابط  (5 – 11) و (5 – 12 ) فشار جزئي بخار آب و فشار جزئي هوا برابر است با :

 

 

 

نسبت رطوبت در حالت اوليه مطابق رابطه‌ي  ( 5- 10 ) برابر است با :

نسبت رطوبت در حالت نهايي نيز مطابق روابط (5-13) و (5-14) و (5-15) بدست مي آيد.

 

 

 

 

 

با توجه به دماي اوليه و دماي نهايي مي توان انتالپي بخار اشباع و مايع اشباع را از جداول ترموديناميكي بدست آورد.

 

 

اختلاف انتالپي هوا بين دو دماي ذكر شده برابر است با:

 

استفاده از رابطه (5- 6) مي‌توان مقدار با سرمايش   را بدست آورد.

 

 

بدين ترتيب براي كل ساعات شبانه روز مطابق شكل (5- 1 ) ، بار سرمايش كه از بار محسوس و بار نهان تشكيل شده در شكل (5 –6) نشان داده شده است.

 

شكل (5-6) نمودار بار سرمايش براي يك روز گرم

 

5- 7 -  انتخاب بار سرمايش مودر نياز براي طراحي سيستم

سيستم سرمايش هواي ورودي براساس مقدار كلي بار سرمايش طراحي خواهد شد. اندازه و ابعاد چيلر و مبدل حرارتي و ساير اجزاء مرتبط با آن از جمله مواردي هستند كه در ارتباط مستقيم با آن قرار دارند. همان‌طور كه توزيع بار سرمايش براساس ساعات شبانه روز در شكل (5- 6) نشان داده شده است، مقدار بار سرمايش در طول روز داراي افت و خيزهاي زيادي است كه رطوبت نسبي نقش زيادي در آن ايفا مي‌كند.

سيستم مي‌تواند براساس بار سرمايش ماكزيمم و يا مي‌نيمم و يا مقاديري ديگر طراحي شود كه خود جاي بحث فراوان دارد و بايستي پارامترهاي ديگري كه به مباحث اقتصادي مربوط مي‌شوند، نيز در نظر گرفته شود. در اين پروژه براي دو حالت ماكزيمم و متوسط، مقدار بار سرمايش محاسبه شده است.

5- 7 – 1- طراحي سيستم با بار سرمايش ماكزيمم

در صورتي كه سيستم براساس مقدار ماكزيمم بار سرمايش كه براي ساعت 2 بامداد مي‌باشد در نظر گرفته شود  (   Kw 7153 =  Q ) توزيع درجه حرارت خروجي از مبدل حرارتي مطابق شكل (5 – 7) مي‌باشد.

همان‌طور كه از شكل (5- 7) مشاهده مي‌شود. درجه حرارت در بعضي ساعات كم‌تر از C ْ10 مي‌گردد و حتي در ساعت 10 صبح حدود   cْ 3 است كه مي‌تواند باعث يخ‌زدگي در پره‌هاي ابتدايي كمپرسور شود. كه اين خود به‌عنوان نكته منفي در عدم انتخاب بار سرمايش ماكزيمم مي‌شود.

5- 7 – 2- طراحي سيستم براساس مقدار متوسط بار سرمايش

بار سرمايش متوسط سيستم براساس شكل (5- 6 ) برابر  kw 5/ 5768 خواهد بود. در اين‌‌صورت با انتخاب اين بار به‌عنوان مرجع، توزيع درجه حرارت خروجي از مبدل حرارتي به صورت شكل (5- 7 ) خواهد بود.

 

شكل (5- 7) : توزيع درجه حرارت خروجي از مبدل حرارتي در ازاي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم

همان‌طور كه مشاهده مي‌شود، توزيع درجه حرارت خروجي از مبدل حرارتي با انتخاب بار متوسط، بالاتر از  C ْ10 است كه مشكل يخ‌زدگي در پره‌هاي ابتدايي كمپرسور وجود نخواهد داشت. پس مي‌توان از آن به‌عنوان مبناي محاسبات استفاده كرد.

هم‌چنين در بخش‌هاي بعدي اين فصل، مقدار قدرت اضافي توليد شده در ازاي استفاده از بار ماكزيمم، بار متوسط و دوره‌ي بازگشت سرمايه‌ي ايندو، با يكديگر مقايسه خواهد شد.

5- 8  - قدرت اضافي توليد شده در اثر فرايند سرمايش

در اثر فرآيند سرمايش، هواي ورودي به كمپرسور، قدرت خروجي از توربين افزايش خواهد يافت كه مطابق توضيحات فصل 4 به ازاي كاهش هر يك سانتيگراد درجه حرارت، 68/0 درصد به قدرت خروجي افزوده مي‌شود.

از آن‌جايي كه هم اكنون توربين‌هاي گازي جزيره كيش در 66% بار نامي بهره‌برداري مي‌شوند (معادل  MW 25)، قدرت اضافي توليد شده با در نظر گرفتن بار سرمايش ماكزيمم و متوسط به ترتيب مطابق شكل ( 5- 8) خواهد بود.

 

شكل (5- 8) : توزيع قدرت اضافي توليد شده در ازاي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم

 

 

مقدار متوسط قدرت اضافي توليد شده در شبانه روز براي بار سرمايش ماكزيمم و متوسط به ترتيب برابر  MW 9482/3 و  MW 2575/ 3 خواهد بود كه در بخش محاسبات اقتصادي و دوره‌ي بازگشت سرمايه مورد استفاده قرار خواهد گرفت.

 

5- 9 -  بررسي روند تقطير آب

‌همان‌طور كه در بخش (5- 5) توضيح داده شده است، بعد از جداسازي حرارت محسوس هوا و رسيدن به نقطه شبنم، تقطير صورت خواهد گرفت. عمل تقطير به نسبت رطوبت اوليه و درجه حرارت نهايي كه بالطبع نسبت رطوبت مخصوص به خود را خواهد داشت، بستگي دارد. مقدار بخار آب تقطير شده از رابطه‌ي ( 5- 18 ) بدست مي‌آيد.

لازم به توضيح است كه رطوبت نسبي هوا بعد از عمليات خنك‌سازي به 100 % خواهد رسيد، ولي مقدار ذرات بخار آب موجود در آن به علت وجود اختلاف نسبت رطوبت، در قبل و بعد از سرمايش، خيلي كاسته خواهد شد.

شكل ( 5- 9) تغييرات ميزان بخار آب موجود در هوا كه تقطير شده و در مبدل حرارتي و سپريتور، جدا گشته است را به ازاي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم نشان مي‌دهد.

شكل (5- 9) : ميزان تقطير بخار آب موجود در هوا در ازاي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم

 

مقدار متوسط بخار آب تقطير شده در شبانه روز در ازاي بار سرمايش متوسط برابر 64 /4 تن بر ساعت مي‌باشد كه بايستي مخازني جهت نگه‌داري و انتقال آن در نظر گرفته شود. هم‌چنين اين مقدار بخار آب تقطير شده مي‌تواند به‌عنوان تأمين‌كننده‌ي بخشي از مصرف آب آشاميدني ساكنين جزيره استفاده گردد.

 

5- 10 – تغييرات بخار توليدي در اثر فرايند سرمايش

بخار مورد نياز چيلر جذبي، توسط حرارت تلف شده در خروجي توربين گاز تأمين مي‌شود. دماي بالاي گاز خروجي توربين گاز، حرارت مورد نياز بويلر را جهت توليد بخار مهيا مي‌كند.

هم‌چنين تجهيزات بازيافت انرژي طوري طراحي شده‌اند كه درجه حرارت گاز وارد شده به محيط جهت جلوگيري از خوردگي تجهيزات مبدل حرارتي بالاتر از c\C ْ 150 باشد. همان‌طور كه در فصل‌هاي گذشته نيز آورده شده است، مقدار بخار توليدي در بويلر بازياب، خيلي بيش‌تر از مقدار مصرف چيلر جذبي مي‌باشد كه جهت تأمين آب آشاميدني مورد استفاده قرار مي‌گيرد.

مطابق شكل (4- 1) با كاهش درجه حرارت هواي ورودي، دبي جرمي جريان مي‌تواند افزايش يابد كه به معني بازيافت بيش‌تر از حرارت گاز خروجي است. اگرچه شكل (4- 1) نشان مي‌دهد كه درجه حرارت گاز خروجي با كاهش درجه حرارت هواي ورودي كاهش مي‌يابد و اين كاهش با افزايش دبي جريان خروجي به سختي جبران مي‌شود، ولي اين امر تأثير كمي بر روي بازيافت دارد.

افزايش خالص پتانسيل بازيافت حرارت نسبت به اندازه‌ي اختلاف حرارت بازيافت شده، هنگامي‌كه درجه حرارت هواي ورودي    Cْ15 است در مقايسه با وقتي كه در شرايط محيط توليد مي‌شود از رابطه‌ي  (5  – 19 ) بدست مي‌آيد.

19-5)

با فرض حرارت مخصوص گازهاي خروجي برابر با ، بخار اضافي توليد شده‌ي حاصل از فرآيند بازيافت، مطابق رابطه  ( 5- 20 ) بدست مي‌آيد.

20-5)

كه راندمان بويلر بازياب برابر 85% در نظر گرفته شده است. بخار خروجي از بويلر داراي درجه حرارت    190 و  فشار   106 است و مايع اشباع وارد شده به آن  ْ110 است. 

شكل  ( 5- 10 ) تغييرات بخار اضافي توليد شده به‌عنوان نمونه در روز پانزدهم تيرماه سال 1377 را هنگامي كه بار توربين 66 % است، نشان مي‌دهد.

 

شكل ( 5- 10 ) : تغييرات بخار اضافي توليد شده در ازاي بار سرمايش متوسط

 

مصرف بخار در چيلر جذبي ثابت است. چون كه در آن بار سرمايش متوسط به‌عنوان مبناي محاسبات در نظر گرفته شده است. بايد توجه داشت فرايند سرمايش هواي ورودي همه‌ي بخار مورد نياز چيلر را تأمين نمي‌كند، و فقط در حدود 30 % آن را مهيا مي‌سازد.

5- 11 -  تأثير افت فشار بروي قدرت و راندمان

شكل (5- 11) اثراث افت فشار را در اثر نصب بويلر بازياب و ساير تجهيزات نصب شده در مسير ورود به كمپرسور كه به نحوي بر افت فشار تأثير دارند را بروي پارامترهاي مختلف نظير قدرت خروجي نرخ حرارتي، راندمان دماي گازهاي خروجي، دبي محصولات احتراق نمايش مي‌دهد.

 

 

 

 

 

 

شكل (5- 11) تأثير افت فشار بروي پارامترهاي توربين گاز

 

مقدار كل افت فشار برابر 9 /14 اينچ آب يا 5/36 ميلي‌بار مي‌باشد. با مراجعه به شكل (5- 11) مقدار افت در قدرت خروجي ناشي از نصب ادوات در ورودي كمپرسور و خروجي از توربين برابر  781/3% و براي راندمان نيز 787/ 1% افت را نشان مي‌دهد.

 

5- 12 – مسير پيشنهادي عبور هوا

شكل (6 – 17 ) مسير هواي عبوري را جهت رسانيدن به شرايط مطلوب نشان مي‌دهد. هوا بعد از عبور از كويل‌هاي سرمايش و جدا‌كننده‌هاي رطوبت وارد فيلتر نهايي مي‌گردد.

 

 

مقدار شدت جرمي آب سرد شده و آب خنك‌كننده و ساير قسمت‌هاي بر روي آن به نمايش گذاشته شده است.

 5- 13 – شماتيك كلي سيستم پيشنهاد شده

شكل (5- 13 ) شماتيك كلي توربين گاز، بويلر بازياب، چيلر جذبي و واحد تقطير را به همراه مقادير گذر جرمي و درجه حرارت آن‌ها را نشان مي‌دهد.

 

 

 

 

 

شكل (5- 13) : شماتيك كلي سيستم پيشنهاد شده

 

5- 14 – انتخاب چيلر جذبي ليتيم برمايد

دستگاه برودتي جذبي يكي از اجزاء مهم طرح سرمايش هواي ورودي است. انتخاب سايز و ابعاد دستگاه تا حدود بستگي به طراح و شركت سازنده دارد. چيلر جذبي دور مرحله‌اي     انتخاب مناسب‌تري است زيرا علاوه برداشتن ضريب عملكرد بالاتر نسبت به تك مرحله‌اي    ( در حدود 1/1 ) داراي مصرف بخار كم‌تري نيز مي‌باشد.

مدل چيلرها با توجه به قيمت، دسترسي و نقل و انتقال آن‌ها و هم‌چنين ظرفيت دستگاه، از ميان شركت‌هاي سازنده، يك شركت انتخاب مي‌شود.

همان‌طور كه در بخش ( 6- 7 – 2 ) توضيح داده شد، سيستم براساس بار متوسط سرمايش طراحي مي‌شود. اين بدان معني است كه مقدار شدت جرمي آب سرد شده خروجي از چيلر بايد بتواند برودت مورد نياز براي رسانيدن هوا به شرايط مطلوب را تأمين نمايد.

براين اساس براي انتخاب مدل چيلر، بايد از روي دبي آب خنك‌كن چيلر شروع كرد. با استفاده از رابطه‌ي  (6 – 23 ) اين عمل انجام مي‌گيرد.

مقدار بار سرمايش برابر  مي‌باشد. حرارت مخصوص آب برابر  و اختلاف دماي آب سرد خروجي از چيلر و ورودي به آن برابر  است. با حل رابطه (6–23) مقدار دبي آب سرد شده‌ي چيلر در حدود          خواهد بود.

 

 

فصل هفتم

 

امكان سنجي اقتصادي طرح

سرمايش هواي ورودي

در دنياي امروز يكي از عوامل مهم تصميم‌گيري در زمينه پروژه‌هاي فني، اقتصادي بودن طرح مي‌باشد. لذا بر پايه توانايي سرمايه‌گذاري موجود اوليه و قابليت پرداخت هزينه‌هاي نگه‌داري، سيستم‌هاي صنعتي انتخاب مي‌گردند. در اين فصل ارزيابي اقتصادي قابل لمسي ارائه مي‌گردد. در فصل‌هاي گذشته مقدار قدرت اضافي توليد شده در ازاي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم محاسبه گرديد.

همان‌طور كه در فصل پنجم عوامل فني رد بار سرمايش ماكزيمم براي طراحي سيستم ارائه شد، در اين‌جا نيز مقايسه هزينه‌هاي لازم بر مبناي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم ارائه مي‌گردد.

براي تعيين مقدار سرمايه‌گذاري جهت طرح سرمايش هوا، هزينه‌هايي از قبيل چيلر جذبي، كويل‌هاي سرمايش، پمپ‌ها و غيره بايستي محاسبه گردد.

هم‌چنين مقدار هزينه‌هاي مربوط به تعميرات ساليانه و نگه‌داري دستگاه‌ها نيز در اين فصل محاسبه خواهد گرديد.

6 – 1- هزينه‌ي چيلر

دستگاه برودتي براي ايجاد سرمايش، چيلر جذبي ليتوم برمايد ـ آب از نوع دو مرحله‌اي است كه در فصل پنجم به‌طور مفصل به‌آن پرداخته‌شده است.

اين نوع چيلر براي ايجاد يك تن برودت  نياز به مصرف 5/4 كيلوگرم برساعت بخار در فشار b arg 8 دارد. هم‌چنين براي بالانس ترموديناميكي سيكل جذبي مي‌يابد 04/1 مترمكعب بر ساعت به ازاي هر تن تبريد آب با درجه حرارت C  32⁰  وارد  كندانسور و جاذب دستگاه جذبي شده و با درجه حرارت C4⁰ /37 از آن‌ها خارج شود.

بعد از فراهم نمودن موارد ذكر شده اين دستگاه ها مي‌تواند 605/0 تن بر ساعت آب سرد را به ازاي هر تن تبريد در C12⁰ دريافت و آن را تا C 7⁰ جهت كويل‌هاي سرمايش تهيه نمايند.مقادير افت فشار در مسير عبور آب خنك‌كن و آب سرد شده نيز در جدول ( 6 ـ 1) آورده شده‌است.

مطابق محاسبات انجام شده در فصل 5، مقدار بار متوسط سرمايش، 1640 تن تبريد مي‌باشد. از آن‌جايي كه ماكزيمم ظرفيت دستگاه‌هاي چيلر جذبي ساخت شركت‌هاي داخلي از 1500 تن تبريد تجاوز نمي‌كند، لذا براي ايجاد برودت مورد نياز از دو دستگاه برودتي استفاده مي‌شود. انتخاب اندازه‌ي دستگاه‌ها نيز خود جاي بحث دارد، به‌طوري كه مي‌شود براي تهيه‌ي ظربفت 1640 تن تبريد از مدل‌هاي مختالفي استفاده گردد. هر چه ميزان ظرفيت پائين‌تر قيمت واحد بالاتري را به خود اختصاص مي‌دهند. با استعلام قيمت از شركت سازننده چيلر‌هاي جذبي، براي طرح سرمايش هواي ورودي از يك دستگاه 1500 و 140 تن تبريد است، استفاده مي‌شود.

6 ـ 2 ـ هزينه‌ي كويل‌هاي سرمايش

آب سرد خروجي از چيلر براي كاهش درجه حرارت هواي محيط، بايستي از درون يك مبدل حرارتي تماس غير مستقيم عبور كند.

هزينة تمام شده كويل‌هاي سرمايش 38/0 دلار بر ضريب عمومي انتقال گرما طرف هوا مي‌باشد ( S/W/ ⁰C   38/0) ضريب عمومي انتقال گرما برابر
w/m 82/109 است كه با احتساب سطح حرارتي طرف هوا (²m 14/3951). هزينة كويل ها از ضرب 3 عدد ذكر شده (^{c        0}S/W/  38/0 × ²m 14/3951 × ²⁰ Cw/m 82/109) محاسبه خواهدگرديد.

6-3-هزينه‌ي پمپ‌ها

جهت به چرخش درآوردن سيالات مورد بحث در بخش (6-1) مي‌بايستي از الكترو پمپ استفاده شود. البته علاوه بر موارد ذكر شده كه شامل آب‌خنك‌كن و آب‌سرد شده سيك است، سيكل جذبي داراي پمپ‌هاي محلول و مبرد نيز مي‌باشد كه قيمت آن‌ها بر روي دستگاه جذبي محاسبه مي‌گردد.

رابطه‌هاي (6-1) و (6-2)، هزينه‌هاي پمپ آب‌سرد شده و آب‌خنك‌كن را نشان مي‌دهد.

(6-1)              ^6/0(10000/  gpm) × S 260000= هزينه‌ي پمپ آب‌سرد كننده

(6-2)              ^6/0 (10000/  (  gpm × S 290000= هزينه‌ي پمپ آب‌خنك‌كن

مقادير دبي آب‌سرد شده و آب‌خنك‌كن بر حسب گالن بر دقيقه (gpm) به ترتيب 4368 و 7512 مي‌باشد.

با قرار دادن مقادير فوق در رابطه هاي (6-1) و (6-2)، هزينة پمپهاي انتقال آب بدست مي آيد.

6-4- هزينه‌ي تجهيزات متفرقه

تجهيزات اضافي ديگري براي تكميل طرح سرمايش هواي ورودي مورد نياز باشند كه عبارتند از: برج خنك كن[2]، سيستم كنترل[3]، واحد الكتريكي[4]، ترانسفورماتور[5]، بويلر بازياب[6]، و غيره مي‌باشد.

لازم به ذكر است كه به علت در دسترس بودن آب دريا، براي دفع حرارت موجود در ابزورير[7] و كندانسور چيلر حذبي، نيازي به استفاده از برج خنك كن نمي‌باشد. حذف برج خنك ك از تجهيزات سرمايش هوا باعث كاسته شدن از ميزان سرمايه‌گذاري اوليه مي‌گردد.

همچنين در اين بخش هزينه‌ي مربوط به بويلر بازياب در نظر گرفته نمي‌شود. زيرا با استناد به مطالب بحث شده در فصول قبل، مبني بر اين كه براي تأمين آب آشاميدني جزيره‌ي كيش، اقدام به نصب بويلر بازياب شده‌است و تنها قسمتي از بخار توليد شده كه برابر 7 تن بر ساعت از 63 تن بر ساعت بخار توليدي به مصرف چيلر جذبي مي‌رسد.

 هزينه‌ي ما بقي تجهيزات عبارتند از:

$25000 = هزينة سيستم كنترل

$1000=واحد الكتريكي

$5500= ترانسفورماتور

كل هزينه‌هاي تجهيزات متفرقه از جمع مقادير فوق به‌دست مي‌آيد.

6 ـ 5ـ هزينه‌ي تعمير و نگه‌داري ساليانه

دستگاه‌ها و تجهيزات به‌كار گرفته شده براي طرح سرمايش هواي ورودي نياز به اختصاص هزينه جهت تعمير و نگه‌داري از آنها مي‌باشند. زيرا قسمت‌هاي دوار مكانيكي مانند پمپ‌ها و دستگاه‌ها و قسمت‌هايي مانند چيلر، مبدل حرارتي و لوله‌ها كه در معرض خوردگي قرار دارند، بايستي تعمير و بازسازي شوند. درصدي از سرمايه‌گذاري اوليه كه جهت تعميرات و نگه‌داري در نظر گرفته شده‌است، عبارتند از:

 

 

با منظور كردن مقدار درصدهاي ذكر شده در ميزان سرمايه‌گذاري شده، كل هزينه‌ي لازم جهت تعمير و نگه داري محاسبه خواهد شد.

جدول ( 6 ـ 1) نتيجه‌ي ملاحظات اقتصادي انجام شده، در بخش‌هاي گذشته را به‌صورت خلاصه نشان مي‌دهد.

 

جدول (6-1) خلاصة هزينه هاي صرف شده براي طرح سرمايش هواي ورودي

 

 

 

 

6 ـ6 ـ محاسبه‌ي دوره‌ي بازگشت سرمايه

قدرت و انرژي اضافي به‌سادگي از اختلاف بين خروجي توربين با و بدون سرمايش هواي ورودي به‌دست مي‌آيد، كه اين اختلاف با افزايش درجه حرارت محيط بيشتر مي‌شود.

از مجمع ساعات خنك كاري هوا، براي محاسبه‌ي افزايش توليد انرژي ساليانه استفاده مي‌شود. در بيشتر مواقع مقدار درخواست پيك[8] انرژي در تابستان رخ مي‌دهد كه براي تأمين الكتريسته‌ي دستگاه‌هاي تعويه مطبوع استفاده مي‌شود. حال، هر چه تعداد ساعات استفاده از سيستم سرمايش هوا بيشتر باشد، دوره‌ي بازگشت سرمايه نيز كوتاه‌تر خواهد بود.

در مناطقي مانند جزيره‌ي كيش كه تعداد ماه هاي گرم سال بين 5 تا 7 ماه مي‌باشد، دوره‌ي بازگشت سرمايه نسبتاً سريع خواهد بود. ولي با توجه به بررسي‌هايي كه بروي اطلاعات آب وهوايي اين منطقه صورت گرفته‌است، فقط در برخي از ساعات شبانه روز نياز به استفاده از سيستم سرمايش مي‌باشد.

با توجه به موارد ذكر شده،به‌طور متوسط، مدت زمان كاركرد سيستم سرمايش در كل ماه‌هاي گرم را مي‌توان بين 3 تا 5 ماه در نظر گرفت.

دوره‌ي بازگشت سرمايه به مدت زمان كاركرد سيستم سرمايش، مقدار انرژي اضافي تولد و قيمت انرژي فروخته شده بستگي دارد. مدت زمان كاركرد سيستم، مطابق توضيحات داده شده، به‌طور متوسط 3 و 5 ماه د نظر گرفته شده‌است. مقدار انرژي اضافي توليد شده، نيز كه در ازاي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم بدست آمده، محاسبه و در جدول (6 ـ 1) نيز آورده‌ شده است. هم‌چنين بهاي انرژي فروخته شده نيز برابر 06/0 دلار به ازاي هر كيلو وات ساعت است.

از اين رو با معلوم بودن مقادير فوقالذكر، دوره‌ي بازگشت سرمايه‌ براي بار سرمايش متوسط و ماكزيمم، به‌ازاي مدت زمان كاركرد سيستم از تقسيم كل هزينه‌ي سرمايه‌گذاري به‌علاوه‌ي هزينه‌ي تعميرات بر مقدار سود حاصل از فروش قدرت اضافي توليدي بدست مي‌آيد.

خلاصه‌ي نتايج دوره‌ي بازگشت سرمايه در جدول (6 ـ 1) آورده‌ شده‌است.

 

جدول (6-2) مقايسة بازگشت سرمايه

 

 

6 ـ 7 ـ عوامل انتخاب نهايي بار سرمايش

از دلايل فني كه به عنوان نكته‌ي منفي استفاده از بار سرمايش ماكزيمم در بخش (5 ـ 7)، مطرح گرديد، مي‌توان به‌كاهش يافتن دما در بعضي از ساعات شبانه روز كه منجر به يخ زدگي هوا در پره‌هاي كمپرسور مي‌شود، اشاره كرد.

از طرفي مطابق جدول (6 ـ 1)، اختلاف سرمايه‌گذاري بار متوسط و بار ماكزيمم بيش‌تر از يك‌صد و هفتاد هزار دلار مي‌باشد، كه با توجه به‌مقدار اختلاف قدرت توليدي در اثر استفاده از اين دو بار سرمايش  و هم‌چنين نزديك بودن دوره‌ي بازگشت سرمايه‌ي آن‌ها، طراحي كل سيستم براساس بار سرمايش ماكزيمم، فاقد توجيه فني و اقتصادي مي‌باشد.

6 ـ 8 ـ جايگزيني واحد جديد توليد قدرت

بررسي‌هاي به‌عمل آمده نشان مي‌دهد كه با استفاده از سرمايش هواي ورودي در حدود 3 مگاوات، قدرت خروجي توربين در ماه‌هاي گرم سال اضافه مي‌شود. از روش‌هاي ديگر نيز مانند نصب يك واحد جديد توربين گاز براي تأمين همان مقدار مگاوات كه از طرح سرمايش هواي ورودي بدست مي‌آيد، استفاده شود. با توجه به درجه حرارت بالاي محيط، از مقدار قدرت خروجي نامي آن كاسته خواهد شد و به‌ناچار بايستي از توربيني كه قدرت اسمي آن در حدود 6 مگاوات است، استفاده گردد تا در مواقع پيك 3 مگاوات را توليد نمايد و چنين انتخابي از لحاظ اقتصادي فاقد توجيه منطقي مي‌باشد، زيرا خريد توربين گاز بر اساس مگاوات اسمي است و عملاً نيمي از توان آن بدون استفاده مي‌ماند. به‌كار گرفتن ديزل ژنراتور يكي از راه‌حل‌هاي تأمين قدرت مي‌باشد كه كمتري برخوردار است.

براي يك واحد ديزل ژنراتور كه بتواند معادل قدرت اضافي توليد شده، در اثر فرآيند سرمايش را تأمين نمايد، هزينه ظرفيت آن 479 دلار به‌ازاي هر كيلووات مي‌باشد.

با در نظر گرفتن 10 درصد هزينه‌ي اضافي جهت تجهيزات كمكي و نصب آن‌ها، كل ارزش ظرفيت دستگاه، برابر 530 دلار بر هر كيلووات مي‌باشد.

 در بخش بعدي از لحاظ مصرف سوخت، دو روش ديزل ژنراتور و طرح سرمايش هواي ورودي، با يكديگر مقايسه خواهند شد.

6 ـ 9ـ مقايسه مصرف سوخت

عدم دسترسي به شبكه سراسري گاز رساني در جزيره‌ي كيش، باعث شده كه از گازوئيل به عنوان سوخت مصرفي استفاده گردد. سوخت مورد نياز نيروگاه

كيش توسط شناورها به‌آنمحل منتقل مي‌گردد كه خود هزينه‌ي حمل زيادي را عهده‌دار مي‌شود.

مقدار متوسط مصرف سوخت هر واحد توربين گازي جزيره‌ي كيش در حدود دويست هزار تن در سال مي‌باشد. همان‌طور كه در فصل چهار آورده شده، با خنك شدن هواي ورودي، مصرف سوخت افزايش پيدا مي‌كند.

مقدار سوختي كه بابت قدرت اضافي توليد شده مصرف مي‌گردد، برابر 536/0 تن بر ساعت است. در صورتي كه براي ديزل ژنراتور 25/3 مگاواتي 83/0 تن بر ساعت خواهد بود. هزينه‌ي گازوئيل مصرفي خود از دو بخش تشكيل شده‌است كه عبارتند از:

قيمت گازوئيل

هزينه‌ي حمل

قيمت هر تن گازوئيل برابر 5/13 دلار و هزينه‌ي حمل آن 5/4 دلار براي هر تن آن مي‌باشد.

 طرح سرمايش هواي ورودي علاوه بر كمتر بودن هزينه‌ي سرمايه‌گذاري آن نسبت به نصب ديزل ژنراتور جديد، از لحاظ صرفه‌جويي در مصرف سوخت نيز در اولويت مي‌باشد.