WO2018097450A1 - 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템 - Google Patents

병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템 Download PDF

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정철래
강승규
황정호
박병구
이응찬
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Definitions

  • the present invention relates to a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperation method, and more particularly, to a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperation method that can improve power generation efficiency and reduce costs.
  • Supercritical carbon dioxide has a gas-like viscosity at a density similar to that of a liquid state, which can minimize the size of the device and minimize the power consumption required for fluid compression and circulation.
  • the critical point is 31.4 degrees Celsius, 72.8 atm, the critical point is 373.95 degrees Celsius, it is much lower than the water of 217.7 atmospheres has the advantage of easy handling.
  • This supercritical carbon dioxide power generation system shows a net power generation efficiency of about 45% when operated at 550 degrees Celsius, and has the advantage of reducing the turbomachinery with an improvement in power generation efficiency of more than 20% compared to the power generation efficiency of the existing steam cycle.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a conventional EPRI proposal cycle.
  • two turbines 400 are provided, the work of the turbines 400 is transferred to the compressor 100, and the compressor 100 is connected via a gearbox 130.
  • the generator 150 is provided.
  • the compressor 100 is driven by the turbine work to compress the working fluid, and the turbine work delivered to the compressor 100 is converted and transmitted to the output corresponding to the output frequency of the generator 150 through the gear box 130.
  • recuperator 200 and the heat exchanger 300 using an external heat source such as waste heat are provided in plurality, and the plurality of recuperators 200 and the heat exchanger 300 are arranged in series.
  • the supercritical carbon dioxide working fluid compressed by the compressor 100 branches from the first separator S1, partly to the low temperature heater 330, and partly to the low temperature recuperator 230.
  • the working fluid heated in the low temperature heater 330a is sent to the first mixer M1, and the working fluid sent to the low temperature recuperator 230 is primarily heated by heat exchange with the working fluid transferred to the precooler 500. It is then sent to the first mixer M1.
  • the working fluid mixed in the first mixer M1 is transferred to the second separator S2, where it is branched and partly sent to the high temperature heater 310 and the remainder is sent to the high temperature recuperator 210.
  • the working fluid transferred to the high temperature heater 310 is transferred to the first turbine 410 to drive the first turbine 410, and the working fluid transferred to the high temperature recuperator 210 controls the first turbine 410. Heat exchanged with the passed working fluid is heated and sent to the second turbine 430 to drive the second turbine 430.
  • the working fluid which has been heat-exchanged in the high temperature recuperator 210 via the first turbine 410 and primarily cooled, is transferred to the second mixer M2, and the working fluid and the second mixer ( M2) is mixed and sent to the low temperature recuperator 230.
  • the working fluid transferred to the low temperature recuperator 230 is heat-exchanged with the working fluid branched from the first separator S1 and then cooled to the precooler 500 to be recooled and sent to the compressor 100. .
  • the pressure ratio of the turbine 400 needs to be increased in order to maximize the work of the turbine. Since the recuperator 200 is disposed in series, the working fluid passes through the recuperator 200 twice. This leads to a greater pressure loss, which leads to a reduction in turbine work.
  • the outlet temperature 5 of the low temperature fluid and the outlet temperature C of the low temperature heater 330 should be minimized.
  • Heat exchange at the confluence of the first mixer M1 or the second mixer M2 due to the constraint that the difference between the inlet temperature 1 of the hot fluid and the outlet temperature 3 of the high temperature recuperator 210 should be minimized Inefficiency of the problem occurs.
  • An object of the present invention is to provide a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperation method that can improve power generation efficiency and reduce cost.
  • the parallel recuperator supercritical carbon dioxide power generation system of the present invention includes a compressor for compressing a working fluid, a plurality of heat exchangers for heating the working fluid by receiving heat from an external heat source, and a plurality of turbines driven by the working fluid. And a plurality of recuperators installed in parallel to cool the working fluid passed through the turbine by heat-exchanging the working fluid passed through the turbine and the working fluid passed through the compressor, and in the first order in the recuperator. It may include a pre-cooler to cool the working fluid to be supplied to the compressor.
  • the working fluid passing through the compressor is branched to the heat exchanger and the recuperator at the rear end of the compressor.
  • the recuperator includes a first recuperator and a second recuperator
  • the turbine includes a first turbine and a second turbine
  • the working fluid passing through the first turbine is the first recuperator.
  • the working fluid passed through the second turbine and passed through the second turbine is sent to the second recuperator for cooling.
  • the heat exchanger includes a first heater and a second heater, wherein the first recuperator and the first heater are at a high temperature side, the second recuperator and the second heater are at a low temperature side, and at a rear end of the compressor.
  • the branched working fluid is sent to the second heater, the first and the second recuperator, respectively.
  • the working fluid sent to the second heater and the second recuperator, respectively, is mixed at the front end of the first heater and heated in the first heater and then supplied to the first turbine, and to the first recuperator.
  • the working fluid sent is heat-exchanged with the working fluid passed through the first turbine, and is heated to the second turbine.
  • the first turbine is a high pressure side
  • the second turbine is a low pressure side, characterized in that the flow rate of the working fluid supplied to the first turbine is greater than the flow rate supplied to the second turbine.
  • the flow rate of the working fluid supplied to the first turbine is the sum of the flow rate of the working fluid supplied to the second heater and the second recuperator.
  • the second heater and the first heater, the second recuperator and the first recuperator are characterized in that the temperature difference between the high temperature portion and the low temperature portion is controlled constantly.
  • the working fluid cooled through the second and first recuperators is mixed at the front end of the precooler and supplied to the precooler.
  • the present invention is driven by a compressor for compressing a working fluid, a low temperature heater and a high temperature heater receiving heat from an external heat source to heat the working fluid, and the working fluid heated through the low temperature heater and the high temperature heater.
  • a precooler for cooling the working fluid firstly cooled to the compressor and supplying the working fluid passed through the compressor to the low temperature heater, the low temperature cooler, and the high temperature cooler, respectively.
  • the low temperature cooler and the high temperature cooler are installed in parallel. It can provide a supercritical carbon dioxide generation system of the sort recuperative manner.
  • the present invention is driven by a compressor for compressing a working fluid, a low temperature heater and a high temperature heater receiving heat from an external heat source to heat the working fluid, and the working fluid heated through the low temperature heater and the high temperature heater.
  • a precooler that cools the working fluid primarily cooled to the compressor and supplies the compressor to the compressor, and a first branch of the working fluid passing through the compressor in the direction of the low temperature heater, the low temperature cooler, and the high temperature cooler, respectively.
  • Separator and the first separator in the direction of the low temperature cooler and the high temperature cooler A second separator for branching the previously described working fluid into the low temperature cooler and the high temperature cooler, respectively;
  • the low temperature recuperator and the high temperature recuperator may provide a supercritical carbon dioxide power generation system having a parallel recuperation method, which is installed in parallel.
  • the working fluid passing through the high pressure turbine is sent to the high temperature recuperator for cooling, and the working fluid passing through the low pressure turbine is sent to the low temperature recuperator for cooling.
  • the heat exchanger includes a high temperature heater and a low temperature heater, and the working fluid branched at the rear end of the compressor is sent to the low temperature heater and the low temperature and high temperature recuperator, respectively.
  • the working fluids respectively sent to the low temperature heater and the low temperature recuperator are mixed at the front end of the high temperature heater, heated in the high temperature heater, and then supplied to the high pressure turbine.
  • the working fluid sent to the high temperature recuperator is heat-exchanged with the working fluid passing through the high pressure turbine, and is then supplied to the low pressure turbine.
  • the flow rate of the working fluid supplied to the high pressure turbine is greater than the flow rate supplied to the low pressure turbine.
  • the flow rate of the working fluid supplied to the high pressure turbine is characterized in that the sum of the flow rate of the working fluid supplied to the low temperature heater and the low temperature cooler.
  • the low temperature heater and the high temperature heater, the low temperature cooler and the high temperature cooler are characterized in that the temperature difference between the high temperature part and the low temperature part is controlled constantly.
  • the working fluid cooled through the low temperature cooler and the high temperature cooler is mixed at the front end of the precooler and supplied to the precooler.
  • the supercritical carbon dioxide power generation system of the parallel recuperation method may increase the compression ratio of the turbine by arranging the recuperators in parallel, thereby maximizing turbine work.
  • the UA of the heat exchanger is small, which reduces cost.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a conventional EPRI proposal cycle
  • Figure 2 is a graph showing a uniform temperature distribution example in the heat transfer surface inside the heat exchanger of the cycle according to Figure 1,
  • FIG. 3 is a graph showing the properties of the working fluid in the cycle according to FIG.
  • FIG. 4 is a graph showing a change in enthalpy of a fluid according to temperature change in a cycle according to FIG. 1;
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing a cycle of a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperative method according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 6 is a graph illustrating an example of change in enthalpy of a fluid different from a change in temperature of a high temperature heater in the cycle of FIG. 5;
  • FIG. 7 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of a low temperature heater in the cycle of FIG. 5,
  • FIG. 8 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of a high temperature heater in the cycle of FIG. 5,
  • FIG. 9 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of a low temperature recuperator in the cycle of FIG. 5;
  • FIG. 10 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of a high temperature recuperator in the cycle of FIG. 5;
  • FIG. 13 is a schematic diagram illustrating a cycle of a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperative method according to another embodiment of the present invention.
  • the supercritical carbon dioxide power generation system forms a closed cycle in which carbon dioxide used for power generation is not discharged to the outside, and uses supercritical carbon dioxide as a working fluid to construct a single phase power generation system.
  • the supercritical carbon dioxide power generation system is a carbon dioxide working fluid, it is possible to use the exhaust gas emitted from a thermal power plant, etc., so it can be used not only in a single power generation system but also in a hybrid power generation system with a thermal power generation system.
  • the working fluid of the supercritical carbon dioxide power generation system may separate carbon dioxide from the exhaust gas and supply a separate carbon dioxide.
  • the working fluid in the cycle is carbon dioxide in a supercritical state, and becomes a high temperature and high pressure working fluid while driving a turbine through heat sources such as a compressor and a heater.
  • the turbine is connected to a generator, which is driven by the turbine to produce power.
  • the turbine and the compressor may be coaxially connected, and then the compressor may be equipped with a gear box to connect the generator.
  • the working fluid used for the production of electric power is cooled through heat exchangers such as a recuperator and a precooler, and the cooled working fluid is fed back to the compressor and circulated in the cycle.
  • a plurality of turbines or heat exchangers may be provided.
  • carbon dioxide is used as a working fluid, where carbon dioxide is, in a chemical sense, pure carbon dioxide, and in general, one or more fluids are mixed as additives in carbon dioxide and carbon dioxide in which impurities are somewhat contained. It is also used to include the fluid in its state.
  • the heat capacity at constant pressure (Cp) of the section in which the supercritical carbon dioxide power cycle operates (high pressure part 20MPa or more and low pressure part 85MPa or less) is rapidly changed at 230 degrees Celsius or less.
  • the energy (change in enthalpy) required to raise the same temperature has nonlinearity as shown in FIG. 4 in the low temperature region (240 degrees Celsius or less) (the energy change rate is different).
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing a cycle of a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperative method according to an embodiment of the present invention.
  • a power generation cycle includes two turbines 400a for generating electric power, a precooler 500a for cooling the working fluid, and a pressure of the cooled working fluid.
  • a compressor 100a for raising is installed to form a low temperature, high pressure working fluid condition.
  • two waste heat recovery heat exchangers 300a, hereinafter low temperature heater and high temperature heater
  • two recuperators 200a hereinafter low temperature recuperator and high temperature heater
  • a recuperator is provided.
  • the waste heat recovery heat exchanger 300a is installed in series, and the recuperator 200a is installed in parallel, and a plurality of separators and mixers are provided for distributing the flow rate of the working fluid.
  • Each of the components of the present invention is connected by a conveying tube through which the working fluid flows, and unless specifically mentioned, the working fluid should be understood to flow along the conveying tube.
  • the working fluid should be understood to flow along the conveying tube.
  • the transfer tube is indicated by the number in parentheses).
  • the high pressure turbine 410a and the low pressure turbine 430a are driven by the working fluid.
  • the high temperature and high pressure working fluid is supplied to the high pressure turbine 410a (1).
  • the high pressure turbine 410a is driven and the expanded medium temperature medium pressure working fluid is transferred to the high temperature recuperator 210a (2) to exchange heat with the working fluid that has passed through the compressor 100a.
  • a second mixer M2 is provided at the front end of the precooler 500a, and the cooled working fluid is sent to the second mixer M2 after heat exchange.
  • the working fluid passed through the high temperature recuperator 210a is mixed with the working fluid passed through the low temperature recuperator 230a in the second mixer M2 and transferred to the precooler 500a (4).
  • the working fluid cooled in the precooler 500a is sent to the compressor 100a, and this flow rate is indicated by the flow rate of the entire cycle (m, a mass flow rate indicating the flow rate in the drawing, but is indicated by m for convenience in the description). ) Becomes.
  • high pressure turbine 410a and low pressure turbine 430a are terms having relative meanings.
  • the low temperature and high pressure working fluid cooled in the precooler 500a and compressed by the compressor 100a is transferred to the separator S1 installed at the rear end of the compressor 100a (6).
  • the working fluid branches from the separator S1 to the low temperature heater 330a (7), branches to the low temperature recuperators 230a and 11, and to the high temperature recuperator 210a (13), respectively.
  • the low temperature heater 330a and the high temperature heater 310a are external heat exchangers that heat the working fluid using a heat source outside the cycle, such as waste heat, and gases having waste heat, such as exhaust gas discharged from a boiler of a power plant (hereinafter referred to as waste heat). Gas) as a heat source, and heat exchanges with the waste heat gas and the working fluid circulating in the cycle to heat the working fluid with heat supplied from the waste heat gas.
  • a heat source outside the cycle such as waste heat, and gases having waste heat, such as exhaust gas discharged from a boiler of a power plant (hereinafter referred to as waste heat). Gas) as a heat source, and heat exchanges with the waste heat gas and the working fluid circulating in the cycle to heat the working fluid with heat supplied from the waste heat gas.
  • Waste heat gas is introduced into the high temperature heater 310a from the heat source (A), introduced into the low temperature heater 330a through the high temperature heater 310a (B), and then discharged to the outside via the low temperature heater 330a (C). ). Therefore, the high temperature heater 310a of the present invention is a heat exchanger close to an external heat source, and the low temperature heater 330a is a heat exchanger farther from the external heat source and the high temperature heater 310a.
  • the working fluid branched to the low temperature heater 330a is first heat-exchanged with the waste heat gas, and then sent to the first mixer M1 installed at the rear end of the low temperature heater 330a (8).
  • This process causes the working fluid to circulate in the cycle, driving the turbine and generating turbine work.
  • the turbine and the compressor may be arranged independently, and the generator may be connected to and driven by the high pressure turbine, and the compressor may be configured to be driven by the low pressure turbine.
  • a plurality of turbines are coaxially connected and a generator is connected to any one of them, and the compressor may be configured to have a separate drive motor.
  • FIG. 6 is a graph illustrating an example of a change in enthalpy of a fluid different from a temperature change of a high temperature heater in the cycle of FIG. 5
  • FIG. 7 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of the low temperature heater in the cycle of FIG. 5.
  • 8 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of a high temperature heater in the cycle of FIG. 5
  • FIG. 9 is a graph illustrating an example of a temperature distribution of the low temperature recuperator in the cycle of FIG. 5
  • FIG. 10 is of FIG. 5. It is a graph showing an example of the temperature distribution of the high temperature recuperator in the cycle.
  • FIG. 11 is a P-H diagram along the cycle of FIG. 5.
  • the operating section of the high temperature heater 310a exchanging heat with waste heat gas exhibits a linear characteristic of energy change (change rate) according to temperature. Therefore, the flow rate can be distributed by the ratio of the rate of change.
  • the flow rate 9 of the working fluid sent from the first mixer M1 to the high temperature heater 310a is about 0.9a kg / s (1.1174). Divided by 1.2561).
  • f1 can be set to distribute the flow rate of about 36%, f2 about 24%, f3 about 40%, in this case, the temperature difference of each heat exchanger as shown in Figs. It is possible to implement a supercritical carbon dioxide power generation system that operates while maintaining a constant.
  • the four heat exchangers may have the same temperature distribution, and an inefficiency of heat exchange occurs at the confluence point of the first mixer M1 or the second mixer M2.
  • the parallel recuperation cycle of the present invention if only the low temperature fluid outlet temperature of the low temperature heater 330a and the low temperature recuperator 230a is satisfied, the same temperature distribution of each heat exchanger may be maintained. In addition, even if a temperature difference between the low temperature cooler 230a and the high temperature cooler 210a occurs, the recuperator 200a is installed in parallel, so that the mixing effect to the low temperature region is insignificant. In addition, since the inlet temperature of the compressor 100a is maintained at the flow rate of the cooling source in the precooler 500a, there is no concern about operability.
  • the high pressure turbine 410a a constant pressure is required at a design temperature for the compression of a stable working fluid in the compressor 100a and the compressor stability (to avoid two phase sections of the working fluid).
  • the recuperators 200a are arranged in parallel, the pressure loss is small since the working fluid passing through the high-pressure turbine 410a passes through only one high temperature recuperator 210a (the turbine 1 passing through the PH diagram in FIG. It can be seen that the working fluid is cooled at almost constant pressure as it passes through the high temperature recuperator 210a). That is, it is effective to increase the compression ratio by lowering the outlet pressure of the high pressure turbine 410a.
  • the low pressure turbine 430a since the working fluid discharged from the compressor 100a passes through only one low temperature cooler 230a, there is little pressure loss (the working fluid passing through turbine 2 in the PH diagram of FIG. The inlet pressure of the low pressure turbine 430a is increased by passing through the perlator 230a. Therefore, there is an effect of increasing the compression ratio of the low pressure turbine 430a.
  • FIG. 13 is a schematic diagram illustrating a cycle of a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperative method according to another embodiment of the present invention.
  • a first separator S1 is provided at a rear end of the compressor 100b, and in the first separator S1.
  • the working fluid branches in the low temperature heater 330b direction 7 and the recuperator 200b direction 10.
  • the working fluid branched toward the recuperator 200b again branches to the high temperature recuperator 210b and 13 and the low temperature recuperator 230b 14 via the second separator S2.
  • the flow rate of the working fluid branched from the first separator S1 toward the low temperature heater 330b is mf1
  • the flow rate of the working fluid branched toward the recuperator 200b is m (1-f1).
  • the flow rate of the working fluid branched from the second separator S2 to the low temperature cooler 230b is m (1-f1) f2
  • the flow rate of the working fluid branched to the high temperature cooler 210b is m (1- f1) (1-f2).
  • the flow rate of the working fluid flowing into the high pressure turbine 410b is controlled to be greater than the flow rate of the working fluid flowing into the low pressure turbine 430b as in the above-described embodiment. Therefore, the flow rate of the working fluid branched to the low temperature cooler 230b is preferably set higher than the flow rate of the working fluid branched to the high temperature recuperator 210b.
  • the present invention can be used in a supercritical carbon dioxide power generation system of a parallel recuperation method that can improve power generation efficiency and reduce cost.

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Abstract

본 발명은 발전 효율을 향상시키고 비용을 절감할 수 있는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 관한 것으로, 본 발명에 따르면 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 리큐퍼레이터를 병렬로 배치함에 따라 터빈의 압축 비를 높일 수 있어 터빈 일을 최대화하는 장점이 있다. 또한, 복수의 히터와 리큐퍼레이터의 고온부 및 저온부의 열전달 온도 분포가 균일해지므로 유량 배분이 가능해 열교환 효율이 극대화되는 효과가 있다. 리큐퍼레이터의 병렬 배치에 따라 2개의 리큐퍼레이터에서 고온 유체 출구의 온도차가 발생하더라도 저온 영역으로의 Mixing Effect가 미미하고, 프리 쿨러에서 냉각원의 유량으로 압축기의 입구 온도를 유시시키므로 운전성에 대한 우려가 없는 장점이 있다. 더 나아가 기존 사이클 대비 동일 파워 생성 시 열교환기의 UA가 작아 비용 절감 효과가 있다.

Description

병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템
본 발명은 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 관한 것으로, 더욱 상세하게는 발전 효율을 향상시키고 비용을 절감할 수 있는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 관한 것이다.
국제적으로 효율적인 전력 생산에 대한 필요성이 점차 커지고 있고, 공해물질 발생을 줄이기 위한 움직임이 점차 활발해짐에 따라 공해물질의 발생을 줄이면서 전력 생산량을 높이기 위해 여러 가지 노력을 기울이고 있으며, 그 중 하나로 일본특허공개 제2012-145092호에 개시된 바와 같이 초임계 이산화탄소를 작동 유체로 사용하는 초임계 이산화탄소 발전 시스템(Power generation system using Supercritical CO2)에 대한 연구 개발이 활성화되고 있다.
초임계 상태의 이산화탄소는 액체 상태와 유사한 밀도에 기체와 비슷한 점성을 동시에 가지므로 기기의 소형화와 더불어, 유체의 압축 및 순환에 필요한 전력소모를 최소화할 수 있다. 동시에 임계점이 섭씨 31.4도, 72.8기압으로, 임계점이 섭씨 373.95도, 217.7기압인 물보다 매우 낮아서 다루기가 용이한 장점이 있다. 이러한 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 섭씨 550도에서 운전할 경우 약 45% 수준의 순발전효율을 보이며, 기존 스팀 사이클의 발전효율 대비 20% 이상의 발전효율 향상과 함께 터보기기를 축소할 수 있는 장점이 있다.
도 1은 종래의 EPRI 제안 사이클을 도시한 모식도이다.
EPRI에 제안된 도 1의 사이클에 따르면, 2개의 터빈(400)이 구비되고, 터빈(400)의 일이 압축기(100)로 전달되며, 압축기(100)에 기어 박스(130)를 매개로 하여 발전기(150)가 구비된다. 터빈 일에 의해 압축기(100)가 구동되어 작동 유체를 압축하며, 압축기(100)로 전달된 터빈 일은 기어 박스(130)를 통해 발전기(150)의 출력 주파수에 대응하는 출력으로 전환되어 전달된다.
리큐퍼레이터(200)와 폐열 등의 외부 열원을 이용하는 열교환기(300) 는 복수 개로 구비되며, 복수의 리큐퍼레이터(200) 및 열교환기(300)는 직렬로 배치된다.
압축기(100)에서 압축된 초임계 이산화탄소 작동 유체는 제1 세퍼레이터(S1)에서 분기되어 일부는 저온 히터(330)로 보내지고, 일부는 저온 리큐퍼레이터(230)로 보내진다. 저온 히터(330a)에서 가열된 작동 유체는 제1 믹서(M1)로 보내지고, 저온 리큐퍼레이터(230)로 보내진 작동 유체는 프리 쿨러(500)로 이송되는 작동 유체와 열교환해 1차로 가열된 뒤 제1 믹서(M1)로 보내진다. 제1 믹서(M1)에서 혼합된 작동 유체는 제2 세퍼레이터(S2)로 이송되며, 여기서 분기되어 일부는 고온 히터(310)로 보내지고, 나머지는 고온 리큐퍼레이터(210)로 보내진다.
고온 히터(310)로 이송된 작동 유체는 제1 터빈(410)으로 이송되어 제1 터빈(410)을 구동시키고, 고온 리큐퍼레이터(210)로 이송된 작동 유체는 제1 터빈(410)을 통과한 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 제2 터빈(430)으로 보내져 제2 터빈(430)을 구동시킨다.
제1 터빈(410)을 거쳐 고온 리큐퍼레이터(210)에서 열교환해 1차로 냉각된 작동 유체는 제2 믹서(M2)로 이송되고, 제2 터빈(430)을 거친 작동 유체와 제2 믹서(M2)에서 혼합되어 저온 리큐퍼레이터(230)로 보내진다. 저온 리큐퍼레이터(230)로 이송된 작동 유체는 제1 세퍼레이터(S1)에서 분기된 작동 유체와 열교환해 2차로 냉각된 뒤 프리 쿨러(500)로 이송되어 재냉각되고 압축기(100)로 보내진다.
그런데 전술한 EPRI 제안 사이클의 경우, 터빈의 일을 최대화하기 위해서는 터빈(400)의 압력비를 늘려야 하는데, 리큐퍼레이터(200)가 직렬로 배치되므로 작동 유체가 리큐퍼레이터(200)를 2회 거치기 때문에 압력 손실이 커져 터빈 일의 감소로 이어진다.
또한, 터빈(400)을 거쳐 저온 리큐퍼레이터(230)로 유입되는 유량이 항상 시스템 전체 유량이므로, 저온 유체의 출구 온도(5)와 저온 히터(330)의 출구 온도(C)가 최소화되어야 하고, 고온 유체의 입구 온도(1)와 고온 리큐퍼레이터(210)의 출구 온도(3)의 차가 최소화되어야 하는 구속 조건으로 인해 제1 믹서(M1) 또는 제2 믹서(M2)의 합류 지점에서 열교환의 비효율이 발생하는 문제가 있다.
본 발명의 목적은 발전 효율을 향상시키고 비용을 절감할 수 있는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 제공하는 것이다.
본 발명의 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템은, 작동 유체를 압축시키는 압축기와, 외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 복수의 열교환기와, 상기 작동 유체에 의해 구동되는 복수의 터빈과, 상기 터빈을 통과한 상기 작동 유체와 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 열교환하여 상기 터빈을 통과한 상기 작동 유체를 냉각시키며, 병렬 설치된 복수의 리큐퍼레이터와, 상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러를 포함할 수 있다.
상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체는 상기 압축기의 후단에서 상기 열교환기 및 리큐퍼레이터로 각각 분기되는 것을 특징으로 한다.
상기 리큐퍼레이터는 제1 리큐퍼레이터 및 제2 리큐퍼레이터를 포함하고, 상기 터빈은 제1 터빈 및 제2 터빈을 포함하며, 상기 제1 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 제1 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되고, 상기 제2 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 제2 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되는 것을 특징으로 한다.
상기 열교환기는 제1 히터 및 제2 히터를 포함하고, 상기 제1 리큐퍼레이터 및 상기 제1 히터는 고온측, 상기 제2 리큐퍼레이터 및 상기 제2 히터는 저온측이며, 상기 압축기의 후단에서 분기된 상기 작동 유체는 상기 제2 히터, 상기 제1 및 제2 리큐퍼레이터로 각각 보내지는 것을 특징으로 한다.
상기 제2 히터 및 상기 제2 리큐퍼레이터로 각각 보내진 상기 작동 유체는 상기 제1 히터의 전단에서 혼합되어 상기 제1 히터에서 가열된 후 상기 제1 터빈으로 공급되고, 상기 제1 리큐퍼레이터로 보내진 작동 유체는 상기 제1 터빈을 거친 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 상기 제2 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 제1 터빈은 고압측, 상기 제2 터빈은 저압측이며, 상기 제1 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 제2 터빈으로 공급되는 유량보다 큰 것을 특징으로 한다.
상기 제1 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 제2 히터와 상기 제2 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체 유량의 합인 것을 특징으로 한다.
상기 제2 히터 및 제1 히터, 상기 제2 리큐퍼레이터 및 제1 리큐퍼레이터는 고온부와 저온부의 온도 차이가 일정하게 제어되는 것을 특징으로 한다.
상기 제2 리큐퍼레이터 및 제1 리큐퍼레이터를 거쳐 냉각된 상기 작동 유체는 상기 프리 쿨러의 전단에서 혼합되어 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 압축기의 후단에서 상기 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체의 유량을 한번 더 분기해 상기 복수의 리큐퍼레이터로 각각 보내는 것을 특징으로 한다.
또한, 본 발명은 작동 유체를 압축시키는 압축기와, 외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 저온 히터 및 고온 히터와, 상기 저온 히터 및 고온 히터를 통과해 가열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 고압 터빈과, 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 복열하는 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터와, 상기 고온 리큐퍼레이터에서 복열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 저압 터빈과, 상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러와, 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 상기 저온 히터와 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터로 각각 분기하는 세퍼레이터를 포함하고, 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터는 병렬 설치되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 제공할 수 있다.
또한, 본 발명은 작동 유체를 압축시키는 압축기와, 외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 저온 히터 및 고온 히터와, 상기 저온 히터 및 고온 히터를 통과해 가열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 고압 터빈과, 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 복열하는 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터와, 상기 고온 리큐퍼레이터에서 복열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 저압 터빈과, 상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러와, 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 상기 저온 히터와 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터 방향으로 각각 분기하는 제1 세퍼레이터와, 상기 제1 세퍼레이터에서 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터 방향으로 분기된 상기 작동 유체를 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터 로 각각 분기하는 제2 세퍼레이터를 포함하고,
상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터는 병렬 설치되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 제공할 수 있다.
상기 고압 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 고온 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되고, 상기 저압 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 저온 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되는 것을 특징으로 한다.
상기 열교환기는 고온 히터 및 저온 히터를 포함하고, 상기 압축기의 후단에서 분기된 상기 작동 유체는 상기 저온 히터 및 상기 저온 및 고온 리큐퍼레이터로 각각 보내지는 것을 특징으로 한다.
상기 저온 히터 및 상기 저온 리큐퍼레이터로 각각 보내진 상기 작동 유체는 상기 고온 히터의 전단에서 혼합되어 상기 고온 히터에서 가열된 후 상기 고압 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온 리큐퍼레이터로 보내진 작동 유체는 상기 고압 터빈을 거친 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 상기 저압 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고압 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 저압 터빈으로 공급되는 유량보다 큰 것을 특징으로 한다.
상기 고압 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 저온 히터와 상기 저온 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체 유량의 합인 것을 특징으로 한다.
상기 저온 히터 및 고온 히터, 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터는 고온부와 저온부의 온도 차이가 일정하게 제어되는 것을 특징으로 한다.
상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터를 거쳐 냉각된 상기 작동 유체는 상기 프리 쿨러의 전단에서 혼합되어 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 한다.
본 발명의 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 리큐퍼레이터를 병렬로 배치함에 따라 터빈의 압축 비를 높일 수 있어 터빈 일을 최대화하는 장점이 있다.
또한, 복수의 히터와 리큐퍼레이터의 고온부 및 저온부의 열전달 온도 분포가 균일해지므로 유량 배분이 가능해 열교환 효율이 극대화되는 효과가 있다.
리큐퍼레이터의 병렬 배치에 따라 2개의 리큐퍼레이터에서 고온 유체 출구의 온도차가 발생하더라도 저온 영역으로의 Mixing Effect가 미미하고, 프리 쿨러에서 냉각원의 유량으로 압축기의 입구 온도를 유시시키므로 운전성에 대한 우려가 없는 장점이 있다.
더 나아가 기존 사이클 대비 동일 파워 생성 시 열교환기의 UA가 작아 비용 절감 효과가 있다.
도 1은 종래의 EPRI 제안 사이클을 도시한 모식도,
도 2는 도 1에 따른 사이클의 열교환기 내부 전열면에서 균일한 온도 분포 예시를 나타낸 그래프,
도 3은 도 1에 따른 사이클에서 작동 유체의 물성치 특성을 도시한 그래프,
도 4는 도 1에 따른 사이클에서 온도 변화에 따른 유체의 엔탈피 변화를 도시한 그래프,
도 5는 본 발명의 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클을 도시한 모식도,
도 6은 도 5의 사이클에서 고온 히터의 온도 변화에 다른 유체의 엔탈피 변화의 일 예를 도시한 그래프,
도 7은 도 5의 사이클에서 저온 히터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프,
도 8은 도 5의 사이클에서 고온 히터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프,
도 9는 도 5의 사이클에서 저온 리큐퍼레이터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프,
도 10은 도 5의 사이클에서 고온 리큐퍼레이터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프,
도 11은 도 5의 사이클에 따른 P-H 선도,
도 12는 종래의 EPRI 제안 사이클과 도 5의 사이클의 열교환기 UA를 비교한 그래프,
도 13은 본 발명의 다른 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클을 도시한 모식도이다.
이하에서는 도면을 참조하여, 본 발명의 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 대해 상세히 설명하기로 한다.
일반적으로 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 발전에 사용된 이산화탄소를 외부로 배출하지 않는 폐사이클(close cycle)을 이루며, 단상 발전 시스템을 구축하기 위해 작동 유체로 초임계 상태의 이산화탄소를 이용한다.
초임계 이산화탄소 발전 시스템은 작동 유체가 이산화탄소이므로 화력 발전소 등에서 배출되는 배기 가스를 이용할 수 있어 단독 발전 시스템뿐만 아니라 화력 발전 시스템과의 하이브리드 발전 시스템에도 사용될 수 있다. 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 작동 유체는 배기 가스로부터 이산화탄소를 분리하여 공급할 수도 있고, 별도의 이산화탄소를 공급할 수도 있다.
사이클 내의 작동 유체는 초임계 상태의 이산화탄소로, 압축기 및 히터 등과 같은 열원을 통과하면서 고온고압의 작동 유체가 되어 터빈을 구동시킨다. 터빈에는 발전기가 연결되며, 발전기는 터빈에 의해 구동되어 전력을 생산한다. 또는 터빈과 압축기를 동축으로 연결한 후 압축기에 기어 박스 등을 구비해 발전기를 연결할 수도 있다. 전력의 생산에 이용된 작동 유체는 리큐퍼레이터 및 프리 쿨러 등의 열교환기를 거치면서 냉각되며, 냉각된 작동 유체는 다시 압축기로 공급되어 사이클 내를 순환한다. 터빈이나 열교환기는 복수 개가 구비될 수 있다.
본 발명의 다양한 실시 예에 따른 초임계 이산화탄소 발전 시스템이란 싸이클 내에서 유동하는 작동 유체 모두가 초임계 상태인 시스템뿐만 아니라, 작동 유체의 대부분이 초임계 상태이고 나머지는 아임계 상태인 시스템도 포함하는 의미로 사용된다.
또한, 본 발명의 다양한 실시 예에서 작동 유체로 이산화탄소가 사용되는데, 여기서 이산화탄소란, 화학적인 의미에서 순수한 이산화탄소, 일반적인 관점에서 불순물이 다소 포함되어 있는 상태의 이산화탄소 및 이산화탄소에 한가지 이상의 유체가 첨가물로서 혼합되어 있는 상태의 유체까지도 포함하는 의미로 사용된다.
도 2는 도 1에 따른 사이클의 열교환기 내부 전열면에서 균일한 온도 분포 예시를 나타낸 그래프, 도 3은 도 1에 따른 사이클에서 작동 유체의 물성치 특성을 도시한 그래프, 도 4는 도 1에 따른 사이클에서 온도 변화에 따른 유체의 엔탈피 변화를 도시한 그래프이다.
종래의 EPRI 제안 사이클을 예로 하면(도 1 참조), 열교환기인 리큐퍼레이터(200) 내부의 고온부에서 저온부로 열전달이 효율적으로 이루어지기 위해서는, 도 2에 도시된 바와 같이 열교환기 발생하는 전열면 전체에서 온도 분포(온도차)가 균일하게 유지될 필요가 있다.
도 3에 도시된 바와 같이, 초임계 이산화탄소 발전 사이클이 동작하는 구간(고압부 20MPa 이상, 저압부 85MPa 이하)의 정압 열용량(Cp, Heat Capacity at Constant Pressure)은 섭씨 230도 이하에서 급격하게 변하게 된다. 이로 인해, 동일 온도를 상승시키는데 필요한 에너지(엔탈피의 변화)가 저온 영역(섭씨 240도 이하)에서 도 4에 도시된 바와 같이 비선형성을 가지게 된다(에너지 변화율이 상이함).
따라서 이처럼 상이한 에너지 변화율에 대응하도록 작동 유체의 유량을 분포 시켜야만 리큐퍼레이터 내에서 균일한 열교환이 가능해진다. 이를 위해, 아래와 같이 리큐퍼레이터를 병렬로 배치하고, 폐열과 같은 외부의 열원을 사용하는 복수의 히터를 구비한 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 제안하고자 한다.
먼저 도면을 참조하여 본 발명의 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클에 대해 설명하기로 한다(본 발명에서 고온, 저온이라는 용어는 특정 온도를 기준값으로 하여 그보다 높으면 고온이고 그보다 낮으면 저온이라는 의미로 이해되지 않아야 함을 밝혀둔다. 또한, 고압, 중압, 저압의 용어 역시 전술한 바와 동일한 취지로 상대적인 의미로 이해되어야 할 것이다).
도 5는 본 발명의 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클을 도시한 모식도이다.
도 5에 도시된 바와 같이, 본 발명의 일 실시 예에 따른 발전 사이클은 전력을 생산하기 위한 2개의 터빈(400a), 작동 유체를 냉각하기 위한 프리 쿨러(500a), 냉각된 작동 유체의 압력을 상승시키기 위한 압축기(100a)가 설치되어 저온, 고압의 작동 유체 조건을 형성한다. 또한, 효과적인 폐열 회수를 위해 분리된 2개의 폐열 회수 열교환기(300a, 이하 저온 히터 및 고온 히터)가 설치되고, 작동 유체의 열교환을 위한 2개의 리큐퍼레이터(200a, 이하 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터)가 구비된다. 폐열 회수 열교환기(300a)는 직렬로 설치되고, 리큐퍼레이터(200a)는 병렬로 설치되며, 작동 유체의 유량 분배를 위한 복수의 세퍼레이터 및 믹서가 구비된다.
본 발명의 각 구성들은 작동 유체가 흐르는 이송관에 의해 연결되며, 특별히 언급하지 않더라도 작동 유체는 이송관을 따라 유동하는 것으로 이해되어야 한다. 다만, 복수 개의 구성들이 일체화 되어 있는 경우, 일체화된 구성 내에 사실상 이송관의 역할을 하는 부품 내지 영역이 있을 것이므로, 이 경우에도 당연히 작동 유체는 이송관을 따라 유동하는 것으로 이해되어야 한다(본 발명에서 이송관은 괄호 안의 숫자로 표기하기로 한다).
작동 유체에 의해 고압 터빈(410a) 및 저압 터빈(430a)이 구동되는데, 먼저 고온 고압의 작동 유체가 고압 터빈(410a)으로 공급된다(1). 고압 터빈(410a)을 구동시키고 팽창된 중온 중압의 작동 유체는 고온 리큐퍼레이터(210a)로 전달되어(2) 압축기(100a)를 통과한 작동 유체와 열교환한다. 프리 쿨러(500a)의 전단에는 제2 믹서(M2)가 구비되며, 열교환 후 냉각된 작동 유체는 제2 믹서(M2)로 보내진다. 고온 리큐퍼레이터(210a)를 통과한 작동 유체는 제2 믹서(M2)에서 저온 리큐퍼레이터(230a)를 통과한 작동 유체와 혼합되어 프리 쿨러(500a)로 이송된다(4). 프리 쿨러(500a)에서 냉각된 작동 유체는 압축기(100a)로 보내지고, 이 유량은 사이클 전체의 유량(m, 도면에는 유량을 표시하는 mass flow rate로 표시하였으나, 상세한 설명에서는 편의상 m으로 표기함)으로 이 된다.
여기서 고압 터빈(410a)과 저압 터빈(430a)이라는 용어는 상대적인 의미를 갖는 용어로서,
프리 쿨러(500a)에서 냉각되고 압축기(100a)에서 압축된 저온 고압의 작동 유체는 압축기(100a)의 후단에 설치된 세퍼레이터(S1)로 이송된다(6). 작동 유체는 세퍼레이터(S1)에서 저온 히터(330a)로 분기되고(7), 저온 리큐퍼레이터(230a)와(11), 고온 리큐퍼레이터(210a)로(13) 각각 분기된다.
저온 히터(330a) 및 고온 히터(310a)는 폐열 등 사이클 외부의 열원(heat source)을 이용해 작동 유체를 가열하는 외부 열교환기로, 발전소의 보일러에서 배출되는 배기 가스와 같이 폐열을 갖는 기체(이하 폐열 기체)를 열원으로 사용하며, 폐열 기체와 사이클 내를 순환하는 작동 유체와 열교환하여 폐열 기체로부터 공급된 열로 작동 유체를 가열하는 역할을 한다. 외부 열원과 가까울수록 고온에서 열교환이 이루어지고, 폐열 기체가 배출되는 출구단 쪽에 가까울수록 저온에서 열교환이 이루어진다. 폐열 기체는 열원으로부터 고온 히터(310a)로 유입되고(A), 고온 히터(310a)를 거쳐 저온 히터(330a)로 유입된 뒤(B), 저온 히터(330a)를 거쳐 외부로 배출된다(C). 따라서 본 발명의 고온 히터(310a)는 외부 열원에 가까운 열교환기이고, 저온 히터(330a)는 외부 열원과 고온 히터(310a)보다 멀리 떨어진 열교환기이다.
저온 히터(330a)로 분기된 작동 유체는 폐열 기체와 열교환해 1차로 가열된 뒤 저온 히터(330a)의 후단에 설치된 제1 믹서(M1)로 보내진다(8).
한편, 저온 리큐퍼레이터(230a)로 분기된 작동 유체는 저압 터빈(430a)을 거친 작동 유체와 열교환해 1차로 가열된 뒤 제1 믹서(M1)로 보내진다(12). 제1 믹서(M1)에서 저온 히터(330a) 및 저온 리큐퍼레이터(230a)를 통과한 작동 유체가 혼합된 뒤 고온 히터(310a)로 보내진다(9). 고온 히터(310a)에서 최종 가열된 고온 고압의 유체가 전술한 바와 같이 고압 터빈(410a)으로 보내진다(1).
저온 히터(330a)로 분기된 유량을 mf1, 저온 리큐퍼레이터(230a)로 분기된 유량을 mf2라고 하면, 제1 믹서(M1)를 통과한 작동 유체의 유량은 m(f1+f2)가 된다. 이 유량은 작동 유체의 전체 유량(m)에서 고온 리큐퍼레이터(210a)로 분기된 유량(mf3)을 제외한 유량이며, 제1 믹서(M1)를 통과한 작동 유체의 유량(m(f1+f2))은 저압 터빈(430a)으로 보내지는 유량보다 크게 설정되는 것이 바람직하다.
고온 리큐퍼레이터(210a)로 분기된 작동 유체는 고압 터빈(410a)을 통과한 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 저압 터빈(430a)으로 보내진다(14). 저압 터빈(430a)을 구동시킨 작동 유체는 저온 리큐퍼레이터(230a)로 보내져(15) 압축기(100a)를 거친 작동 유체와 열교환 후 냉각된 뒤 제2 믹서(M2)로 보내진다.
이러한 과정에 의해 작동 유체가 사이클 내를 순환하며 터빈을 구동시키고 터빈 일을 생성한다.
고압 터빈(410a)과 저압 터빈(430a)은 동축으로 연결되고 압축기 역시 동축으로 연결되어 압축기(100a)를 구동시킬 수 있다. 이 경우 압축기(100a) 또는 터빈측에 기어 박스(130a)가 연결되어 터빈(400a)으로부터 압축기(100a)로 전달된 동력을 발전기(150a)에 적합하게 변환하여 전달해 발전기(150a)를 구동시킨다.
그러나 터빈 및 압축기가 독립적으로 배치되되, 발전기가 고압 터빈에 연결되어 구동되고, 저압 터빈에 의해 압축기가 구동되도록 구성될 수도 있다. 또는 복수의 터빈이 동축으로 연결되고 이들 중 어느 하나에 발전기가 연결되며, 압축기는 별도의 구동 모터를 구비하도록 구성될 수도 있다.
전술한 구성을 갖는 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클에 있어서, 폐열 기체와 작동 유체의 작동 구간(압력)에 따른 물성 특성을 활용해 본 시스템에 적합한 유량 제어를 할 수 있다.
도 6은 도 5의 사이클에서 고온 히터의 온도 변화에 다른 유체의 엔탈피 변화의 일 예를 도시한 그래프이고, 도 7은 도 5의 사이클에서 저온 히터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프이다. 도 8은 도 5의 사이클에서 고온 히터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프, 도 9는 도 5의 사이클에서 저온 리큐퍼레이터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프, 도 10은 도 5의 사이클에서 고온 리큐퍼레이터의 온도 분포의 일 예를 도시한 그래프이다. 도 11은 도 5의 사이클에 따른 P-H 선도이다.
도 6에 도시된 바와 같이, 폐열 기체와 열교환하는 고온 히터(310a)의 작동 구간은 온도에 따른 에너지 변화(변화율)가 선형으로 나타나는 특성을 보인다. 따라서 변화율의 비율만큼 유량을 배분할 수 있다.
예를 들어, 폐열 기체의 유량(A)을 a kg/s 라고 한다면, 제1 믹서(M1)에서 고온 히터(310a)로 보내지는 작동 유체의 유량(9)은 약 0.9a kg/s(1.1174를 1.2561로 나눈 값)가 될 수 있다.
따라서 작동 유체의 작동 구간 별 압력에 따른 물성 특성을 활용해 각 열교환기(리큐퍼레이터 및 히터)의 고온부와 저온부에서 온도차를 일정하게 유지하면서(도 7 내지 도 10), 전체 시스템의 물질 수 지식(mass balance)가 유지되도록 유량을 분배할 수 있다.
이러한 방법으로 유량을 분배하여, f1은 약 36%, f2는 약 24%, f3는 약 40%의 유량이 분배되도록 설정할 수 있으며, 이 경우 도 7 내지 10에 도시된 바와 같이 각 열교환기의 온도차를 일정하게 유지하면서 동작하는 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 구현할 수 있다.
도 1에 도시된 EPRI 제안 사이클의 경우, 4개의 열교환기(저온 및 고온 히터, 2개의 리큐퍼레이터)가 각각 동일한 온도 분포를 갖기 위해서는 다음과 같은 조건이 필요하다.
1) 저온 리큐퍼레이터의 유량이 항상 시스템 전체 유량이다.
2) 저온 유체의 출구(5) 온도와 저온 히터의 저온 유체 출구(C) 온도차가 최소화되어야 한다.
3) 고온 유체 입구(1) 온도와 고온 리큐퍼레이터의 고온 유체 출구(3) 온도차가 최소화되어야 한다.
이러한 조건이 만족 되어야만 4개의 열교환기가 각각 동일한 온도 분포를 가질 수 있으며, 제1 믹서(M1) 또는 제2 믹서(M2)의 합류 지점에서 열교환의 비효율이 발생한다.
그러나 본 발명의 병렬 복열 사이클의 경우에는 저온 히터(330a)와 저온 리큐퍼레이터(230a)의 저온 유체 출구 온도만 충족되면 각 열교환기의 동일한 온도 분포를 유지할 수 있다. 또한, 저온 리큐퍼레이터(230a) 및 고온 리큐퍼레이터(210a)간의 고온 유체 출구의 온도차가 발생하더라도 리큐퍼레이터(200a)가 병렬 설치되므로 저온 영역으로의 Mixing Effect가 미미하다. 거기다 프리 쿨러(500a)에서 냉각원의 유량으로 압축기(100a)의 입구 온도를 유지시켜주므로 운전성에 대한 우려가 없는 장점이 있다.
또한, 본 발명의 병렬 복열 사이클은 리큐퍼레이터를 병렬로 배치함에 따라 터빈의 압축비 손실을 최소화하는 효과가 있다.
즉, 고압 터빈(410a)의 경우 압축기(100a)에서 안정적인 작동 유체의 압축 및 압축기 안정성을 위해 설계 온도에서 일정한 압력이 필요하다(작동 유체의 2상(2 phase) 구간 회피를 위함). 그런데 리큐퍼레이터(200a)를 병렬로 배치하면, 고압 터빈(410a)을 거친 작동 유체가 고온 리큐퍼레이터(210a) 하나만을 지나기 때문에 압력 손실이 적다(도 11의 P-H 선도에서 터빈 1을 통과한 작동 유체가 고온 리큐퍼레이터(210a)를 거치면서 거의 등압에서 냉각되는 것을 볼 수 있음). 즉, 고압 터빈(410a)의 출구 압력을 낮추어 압축비를 증가시키는 효과가 있다.
저압 터빈(430a)의 경우에도 압축기(100a)에서 배출된 작동 유체가 저온 리큐퍼레이터(230a) 하나만을 지나기 때문에 압력 손실이 적어(도 11의 P-H 선도에서 터빈 2를 통과한 작동 유체가 저온 리큐퍼레이터(230a)를 거치면서 거의 등압에서 냉각되는 것을 볼 수 있음) 저압 터빈(430a)의 입구 압력이 높아진다. 따라서 저압 터빈(430a)의 압축비를 증가시키는 효과가 있다.
본 발명의 병렬 복열 사이클은 비용적인 측면에서도 장점이 있다.
도 12는 종래의 EPRI 제안 사이클과 도 5의 사이클의 열교환기 UA를 비교한 그래프이다.
도 12에 따르면, 종래의 EPRI 제안 사이클에 따른 저온 히터(330a) 및 고온 히터(310a)의 총 UA(U는 총괄전열계수, A는 전열면적)보다 본 발명의 병렬 복열 사이클에 따른 저온 히터(330a) 및 고온 히터(310a)의 총 UA는 EPRI 제안 사이클보다 다소 크게 나타난다. 그러나 종래의 EPRI 제안 사이클에 따른 저온 리큐퍼레이터(210) 및 고온 리큐퍼레이터(210)의 총 UA 대비 본 발명의 병렬 복열 사이클에 따른 저온 리큐퍼레이터(230a) 및 고온 리큐퍼레이터(210a)의 총 UA가 훨씬 더 작은 것을 알 수 있다. 따라서 종래의 EPRI 제안 사이클에 따른 총 UA보다 본 발명의 병렬 복열 사이클에 따른 총 UA가 작으므로, 비용적인 측면에서도 효과적이다.
전술한 효과를 갖는 본 발명의 일 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 추가적인 세퍼레이터를 구비하여 사이클을 구성할 수도 있다(전술한 실시 예와 동일한 구성에 대해서는 상세한 설명을 생략하기로 한다).
도 13은 본 발명의 다른 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클을 도시한 모식도 이다.
도 13에 도시된 바와 같이, 본 발명의 다른 실시 예에 따른 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 압축기(100b)의 후단에 제1 세퍼레이터(S1)가 구비되고, 제1 세퍼레이터(S1)에서 저온 히터(330b) 방향(7) 및 리큐퍼레이터(200b) 방향(10)으로 작동 유체가 분기된다. 리큐퍼레이터(200b) 쪽으로 분기된 작동 유체는 다시 제2 세퍼레이터(S2)를 거쳐 고온 리큐퍼레이터(210b)와(13) 저온 리큐퍼레이터(230b)로(14) 각각 분기된다.
제1 세퍼레이터(S1)에서 저온 히터(330b) 쪽으로 분기되는 작동 유체의 유량을 mf1이라고 한다면, 리큐퍼레이터(200b) 쪽으로 분기되는 작동 유체의 유량은 m(1-f1)이 된다. 제2 세퍼레이터(S2)에서 저온 리큐퍼레이터(230b)로 분기되는 작동 유체의 유량은 m(1-f1)f2이고, 고온 리큐퍼레이터(210b)로 분기되는 작동 유체의 유량은 m(1-f1)(1-f2)가 된다. 고압 터빈(410b)으로 흐르는 작동 유체의 유량은 전술한 실시 예와 마찬가지로 저압 터빈(430b)으로 흐르는 작동 유체의 유량보다 커지도록 제어된다. 따라서 저온 리큐퍼레이터(230b)로 분기되는 작동 유체의 유량은 고온 리큐퍼레이터(210b)로 분기되는 작동 유체의 유량보다 크게 설정되는 것이 바람직하다.
전술한 바와 같이 사이클을 구성하더라도 고압 터빈(410b) 및 저압 터빈(430b)을 거친 작동 유체는 각각 고온 리큐퍼레이터(210b) 및 저온 리큐퍼레이터(230b) 하나씩만 통과하며 복열되므로 작동 유체의 압력 손실을 줄일 수 있다. 또한, 본 사이클 역시 전술한 실시 예와 동일한 효과를 나타낸다.
본 발명은 발전 효율을 향상시키고 비용을 절감할 수 있는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 이용할 수 있다.

Claims (20)

  1. 작동 유체를 압축시키는 압축기와,
    외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 복수의 열교환기와,
    상기 작동 유체에 의해 구동되는 복수의 터빈과,
    상기 터빈을 통과한 상기 작동 유체와 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 열교환하여 상기 터빈을 통과한 상기 작동 유체를 냉각시키며, 병렬 설치된 복수의 리큐퍼레이터와,
    상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러를 포함하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체는 상기 압축기의 후단에서 상기 열교환기 및 리큐퍼레이터로 각각 분기되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 리큐퍼레이터는 제1 리큐퍼레이터 및 제2 리큐퍼레이터를 포함하고, 상기 터빈은 제1 터빈 및 제2 터빈을 포함하며, 상기 제1 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 제1 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되고, 상기 제2 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 제2 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  4. 제3항에 있어서,
    상기 열교환기는 제1 히터 및 제2 히터를 포함하고, 상기 제1 리큐퍼레이터 및 상기 제1 히터는 고온측, 상기 제2 리큐퍼레이터 및 상기 제2 히터는 저온측이며, 상기 압축기의 후단에서 분기된 상기 작동 유체는 상기 제2 히터, 상기 제1 및 제2 리큐퍼레이터로 각각 보내지는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  5. 제4항에 있어서,
    상기 제2 히터 및 상기 제2 리큐퍼레이터로 각각 보내진 상기 작동 유체는 상기 제1 히터의 전단에서 혼합되어 상기 제1 히터에서 가열된 후 상기 제1 터빈으로 공급되고, 상기 제1 리큐퍼레이터로 보내진 작동 유체는 상기 제1 터빈을 거친 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 상기 제2 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  6. 제5항에 있어서,
    상기 제1 터빈은 고압측, 상기 제2 터빈은 저압측이며, 상기 제1 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 제2 터빈으로 공급되는 유량보다 큰 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  7. 제6항에 있어서,
    상기 제1 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 제2 히터와 상기 제2 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체 유량의 합인 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  8. 제7항에 있어서,
    상기 제2 히터 및 제1 히터, 상기 제2 리큐퍼레이터 및 제1 리큐퍼레이터는 고온부와 저온부의 온도 차이가 일정하게 제어되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  9. 제3항에 있어서,
    상기 제2 리큐퍼레이터 및 제1 리큐퍼레이터를 거쳐 냉각된 상기 작동 유체는 상기 프리 쿨러의 전단에서 혼합되어 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  10. 제2항에 있어서,
    상기 압축기의 후단에서 상기 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체의 유량을 한번 더 분기해 상기 복수의 리큐퍼레이터로 각각 보내는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  11. 작동 유체를 압축시키는 압축기와,
    외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 저온 히터 및 고온 히터와,
    상기 저온 히터 및 고온 히터를 통과해 가열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 고압 터빈과,
    상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 복열하는 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터와,
    상기 고온 리큐퍼레이터에서 복열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 저압 터빈과,
    상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러와,
    상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 상기 저온 히터와 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터로 각각 분기하는 세퍼레이터를 포함하고,
    상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터는 병렬 설치되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  12. 작동 유체를 압축시키는 압축기와,
    외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 저온 히터 및 고온 히터와,
    상기 저온 히터 및 고온 히터를 통과해 가열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 고압 터빈과,
    상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 복열하는 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터와,
    상기 고온 리큐퍼레이터에서 복열된 상기 작동 유체에 의해 구동되는 저압 터빈과,
    상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러와,
    상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 상기 저온 히터와 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터 방향으로 각각 분기하는 제1 세퍼레이터와,
    상기 제1 세퍼레이터에서 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터 방향으로 분기된 상기 작동 유체를 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터 로 각각 분기하는 제2 세퍼레이터를 포함하고,
    상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터는 병렬 설치되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  13. 제12항에 있어서,
    상기 고압 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 고온 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되고, 상기 저압 터빈을 통과한 상기 작동 유체는 상기 저온 리큐퍼레이터로 보내져 냉각되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  14. 제13항에 있어서,
    상기 열교환기는 고온 히터 및 저온 히터를 포함하고, 상기 압축기의 후단에서 분기된 상기 작동 유체는 상기 저온 히터 및 상기 저온 및 고온 리큐퍼레이터로 각각 보내지는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  15. 제14항에 있어서,
    상기 저온 히터 및 상기 저온 리큐퍼레이터로 각각 보내진 상기 작동 유체는 상기 고온 히터의 전단에서 혼합되어 상기 고온 히터에서 가열된 후 상기 고압 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  16. 제15항에 있어서,
    상기 고온 리큐퍼레이터로 보내진 작동 유체는 상기 고압 터빈을 거친 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 상기 저압 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  17. 제16항에 있어서,
    상기 고압 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 저압 터빈으로 공급되는 유량보다 큰 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  18. 제17항에 있어서,
    상기 고압 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 저온 히터와 상기 저온 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체 유량의 합인 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  19. 제18항에 있어서,
    상기 저온 히터 및 고온 히터, 상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터는 고온부와 저온부의 온도 차이가 일정하게 제어되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  20. 제13항에 있어서,
    상기 저온 리큐퍼레이터 및 고온 리큐퍼레이터를 거쳐 냉각된 상기 작동 유체는 상기 프리 쿨러의 전단에서 혼합되어 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 하는 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
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