WO2018105841A1 - 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템 - Google Patents

직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템 Download PDF

Info

Publication number
WO2018105841A1
WO2018105841A1 PCT/KR2017/006851 KR2017006851W WO2018105841A1 WO 2018105841 A1 WO2018105841 A1 WO 2018105841A1 KR 2017006851 W KR2017006851 W KR 2017006851W WO 2018105841 A1 WO2018105841 A1 WO 2018105841A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
working fluid
high temperature
recuperator
turbine
low temperature
Prior art date
Application number
PCT/KR2017/006851
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
박병구
강승규
황정호
이응찬
정철래
Original Assignee
두산중공업 주식회사
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 두산중공업 주식회사 filed Critical 두산중공업 주식회사
Publication of WO2018105841A1 publication Critical patent/WO2018105841A1/ko

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K25/00—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for
    • F01K25/08—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours
    • F01K25/10—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours the vapours being cold, e.g. ammonia, carbon dioxide, ether
    • F01K25/103—Carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K25/00—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for
    • F01K25/08—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours
    • F01K25/10—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours the vapours being cold, e.g. ammonia, carbon dioxide, ether
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K7/00—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating
    • F01K7/32—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines using steam of critical or overcritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K7/00—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating
    • F01K7/34—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being of extraction or non-condensing type; Use of steam for feed-water heating
    • F01K7/38—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being of extraction or non-condensing type; Use of steam for feed-water heating the engines being of turbine type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C1/00—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid
    • F02C1/04—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid the working fluid being heated indirectly
    • F02C1/10—Closed cycles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C3/00—Gas-turbine plants characterised by the use of combustion products as the working fluid
    • F02C3/20—Gas-turbine plants characterised by the use of combustion products as the working fluid using a special fuel, oxidant, or dilution fluid to generate the combustion products
    • F02C3/22—Gas-turbine plants characterised by the use of combustion products as the working fluid using a special fuel, oxidant, or dilution fluid to generate the combustion products the fuel or oxidant being gaseous at standard temperature and pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas- turbine plants for special use
    • F02C6/003—Gas-turbine plants with heaters between turbine stages
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/08—Heating air supply before combustion, e.g. by exhaust gases
    • F02C7/10—Heating air supply before combustion, e.g. by exhaust gases by means of regenerative heat-exchangers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/12—Cooling of plants
    • F02C7/14—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel
    • F02C7/141—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel of working fluid
    • F02C7/143—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel of working fluid before or between the compressor stages

Definitions

  • the present invention relates to a supercritical carbon dioxide power generation system of a series recuperation method, and more particularly, to a supercritical carbon dioxide power generation system of a series recuperation type that can improve turbine efficiency and reduce piping 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 threshold is 373.95 degrees Celsius, it is much lower than the water of 217.7 atmospheres, there is an advantage that it is easy to handle.
  • 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.
  • a plurality of heat exchangers 300 and a recuperator 200 using an external heat source such as a recuperator and waste heat are provided, and the plurality of recuperators 200 and the heat exchangers 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 330 is sent to the first mixer M1, and the working fluid sent to the low temperature recuperator 230 is first 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. .
  • An object of the present invention is to provide a supercritical carbon dioxide power generation system of a series recuperative type that can improve turbine efficiency and reduce piping costs.
  • the supercritical carbon dioxide power generation system of the series recuperation type 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 series 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 primarily in the recuperator. And a precooler that cools the cooled working fluid and supplies it to the compressor, wherein the temperatures of the working fluid flowing into the plurality of turbines are different from each other.
  • the working fluid passing through the compressor is branched to a low temperature side heat exchanger of the heat exchanger and a low temperature side recuperator of the recuperator at the rear end of the compressor.
  • the working fluid branched to the low temperature side recuperator is heated through the low temperature side recuperator, and then branched to a high temperature side recuperator of the recuperator and a high temperature side heat exchanger of the heat exchanger.
  • the working fluid branched to the high temperature side heat exchanger is mixed with the working fluid heated through the low temperature side heat exchanger, supplied to the high temperature side heat exchanger, and reheated, and then supplied to the high temperature side turbine of the turbine.
  • the working fluid branched to the high temperature side recuperator is heated via the high temperature side recuperator and then supplied to the low temperature side turbine of the turbine.
  • the flow rate of the working fluid supplied to the high temperature side turbine via the high temperature side heat exchanger is set to be greater than the flow rate of the working fluid supplied to the low temperature side turbine via the high temperature side recuperator.
  • the working fluid supplied to the high temperature side turbine is sent to the high temperature side recuperator after driving the high temperature side turbine, and is heat-exchanged with the working fluid supplied to the high temperature side recuperator via the compressor to cool firstly. It is done.
  • the working fluid cooled in the hot side recuperator is mixed with the working fluid that has passed through the low temperature side turbine and is supplied to the low temperature side recuperator.
  • the working fluid supplied to the low temperature side recuperator via the high temperature side recuperator is secondarily cooled by heat exchange with the working fluid that has passed through the compressor, and the working fluid cooled in the low temperature side recuperator is Characterized in that supplied to the pre-cooler.
  • the flow rate of the working fluid supplied to the high temperature side turbine through the high temperature side heat exchanger is 50 to 60% of the total flow rate of the working fluid passed through the compressor.
  • the present invention also provides a compressor for compressing a working fluid, a high temperature heater and a low temperature heater receiving heat from an external heat source to heat the working fluid, a high temperature turbine and a low temperature turbine driven by the working fluid, and the high temperature turbine. And a plurality of recuperators installed in series to heat-exchange the working fluid passed through the low temperature turbine and the working fluid passed through the compressor to cool the working fluid passed through the high temperature turbine and the low temperature turbine.
  • the super-cooled carbon dioxide of the series recuperation method comprising a pre-cooler to cool the working fluid primarily cooled in the supply to the compressor, the temperature of the working fluid flowing into the high temperature turbine and the low temperature turbine is different from each other Provide a power generation system.
  • the recuperator includes a high temperature cooler and a low temperature cooler, and the working fluid passing through the high temperature turbine is sequentially cooled through the high temperature cooler and the low temperature cooler, and then supplied to the precooler. It is characterized by.
  • a first separator is provided at a rear end of the compressor, and the working fluid passing through the compressor is branched into the low temperature heater and the low temperature recuperator, respectively.
  • a second separator is provided at a rear end of the low temperature recuperator, and branched the heated working fluid toward the high temperature recuperator and the high temperature heater through the low temperature recuperator.
  • a first mixer is provided at a rear end of the low temperature heater, and the working fluid branched to the low temperature heater is first heated in the low temperature heater and then mixed with the working fluid passed through the low temperature recuperator in the first mixer. It is characterized by.
  • the working fluid mixed in the first mixer is reheated in the high temperature heater and is supplied to the high temperature turbine.
  • the working fluid branched from the second separator to the high temperature recuperator is secondarily heated in the high temperature recuperator and then supplied to the low temperature turbine.
  • a second mixer is provided between the high temperature cooler and the low temperature cooler, and the working fluid passing through the hot turbine exchanges heat with the working fluid passing through the second separator in the high temperature recuperator. After cooling, it is supplied to the second mixer.
  • the working fluid that has passed through the low temperature turbine is mixed with the working fluid that has passed through the high temperature recuperator in the second mixer and then supplied to the low temperature recuperator to exchange heat with the working fluid which has passed through the first separator to cool it secondarily. After being supplied to the pre-cooler.
  • the flow rate of the working fluid mixed in the first mixer and supplied to the high temperature heater is set to be greater than the flow rate of the working fluid supplied to the low temperature turbine by branching to the high temperature recuperator, and supplied to the high temperature turbine.
  • the flow rate of the working fluid is characterized in that 50 to 60% of the total flow rate of the working fluid passed through the compressor.
  • the supercritical carbon dioxide power generation system of the serial recuperation type has an advantage of enabling a cycle design with improved turbine efficiency because the turbine work can be increased by increasing the inlet temperature of the turbine.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a conventional EPRI proposal cycle
  • Figure 2 is a schematic diagram showing the cycle of the supercritical carbon dioxide power generation system of the series recuperation method according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 3 is a graph comparing temperature characteristics between cycles of FIG. 1 and cycles of FIG. 2;
  • FIG. 4 is a graph comparing net power between cycles of FIG. 1 and cycles of FIG. 2;
  • FIG. 5 is a graph comparing the inlet temperature of the low-temperature turbine between the cycle of FIG. 1 and the cycle of FIG.
  • FIG. 7 is a graph comparing flow rates of the first mixer between the cycle of FIG. 1 and the cycle of FIG. 2.
  • 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 by heat exchangers such as a recuperator and a precooler, and the cooled working fluid is supplied to the compressor again and circulated in the cycle.
  • a plurality of turbines or heat exchangers may be provided.
  • the supercritical carbon dioxide power generation system includes not only a system in which all of the working fluid flowing in the cycle is in a supercritical state, but also a system in which most of the working fluid is in a supercritical state and the rest is in a subcritical state. Used in the sense.
  • 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.
  • Each component of the present invention is connected by a conveying tube through which the working fluid flows, and unless specifically mentioned, it should be understood that the working fluid flows along the conveying pipe (the conveying pipe is a pipe, a pipe, a pipe, or the like). Used to mean all forms). However, when a plurality of components are integrated, there will be a part or region that substantially acts as a transfer pipe in the integrated configuration, and in this case, it should be understood that the working fluid flows along the transfer pipe.
  • the transfer pipe will be denoted by a number in parentheses.
  • the hot side means a portion at which a relatively high temperature working fluid flows in or out of the inlet and outlet of the working fluid
  • the cold side is a relatively low temperature working fluid in the inlet and outlet. Means the inflow or outflow.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing a cycle of a supercritical carbon dioxide power generation system of a series recuperative method according to an embodiment of the present invention.
  • the 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 and the recuperator 200a are installed in series, and are provided with a plurality of separators and mixers for distributing the flow rate of the working fluid.
  • the high temperature turbine 410a and the low temperature turbine 430a are driven by the working fluid.
  • the high temperature and high pressure working fluid is supplied to the high temperature turbine 410a (1).
  • the medium temperature medium pressure operating fluid which drives the high temperature turbine 410a and is expanded is transferred to the high temperature section of the high temperature recuperator 210a (2) and exchanges heat with the working fluid which has passed through the compressor 100a and the low temperature recuperator 230a. Is cooled.
  • a second mixer M2 is installed at the rear end of the high temperature recuperator 210a, and the working fluid cooled after the heat exchange is sent to the second mixer M2 (3).
  • the working fluid cooled in the high temperature recuperator 210a passes through the low temperature turbine 430a in the second mixer M2 and is mixed with the working fluid whose expansion and temperature have decreased and sent to the high temperature part of the low temperature recuperator 230a. (4). That is, the working fluid sent to the low temperature cooler 230a becomes the sum of the working fluids passed through the high temperature turbine 410a and the low temperature turbine 430a (flow rate m, which is the flow rate of the entire cycle). The working fluid cooled once again in the low temperature recuperator 230a is transferred to the high temperature portion of the precooler 500a (5). The working fluid cooled in the precooler 500a is sent to the compressor 100a (6).
  • the low-temperature, high-pressure working fluid cooled in the precooler 500a and compressed by the compressor 100a (flow m) is transferred to the separator S1 provided at the rear end of the compressor 100a (7).
  • the working fluid branches from the separator S1 to the low temperature heater 330a and the low temperature recuperator 230a, respectively (in order, through the transfer pipes 8 and 14).
  • 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 gas 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 gas 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 exhaust gas discharged from a boiler of a power plant
  • 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 (flow rate mf1) is first heat-exchanged with the waste heat gas and is then sent to the first mixer M1 installed at the rear end of the low temperature heater 330a (9).
  • the working fluid sent to the first mixer M1 is branched to the low temperature recuperator 230a via the compressor 100a and then mixed with the primary heated working fluid (flow rates m (1-f1)) (13).
  • the flow rate of the mixed working fluid in the first mixer M1 corresponds to the system total flow rate m, and the mixed working fluid is supplied to the second separator S2 (16).
  • the working fluid is branched to the high temperature heater 310a (10), heated and then supplied to the high temperature turbine 410a (1), and also branched to the high temperature recuperator 210a (15).
  • the working fluid branched to the high temperature cooler 210a (15) is heat-exchanged with the working fluid passed through the high temperature turbine 410a and heated and then sent to the low temperature turbine 430a (11).
  • the working fluid driving the low temperature turbine 430a is sent 12 to the second mixer M2 as described above.
  • the flow rate mf2 of the working fluid supplied to the high temperature turbine 410a via the high temperature heater 310a is the flow rate of the working fluid supplied to the low temperature turbine 430a via the high temperature recuperator 210a (m (1-)). It is preferable to set larger than f2)).
  • the process described above causes the working fluid to circulate in the cycle to drive the turbine and generate turbine work.
  • FIG. 3 is a graph comparing the cycle temperature characteristics of FIG. 1 and the cycle of FIG. 2
  • FIG. 4 is a graph comparing the net power between the cycles of FIG. 1 and FIG. 2
  • FIG. 5 is the cycle of FIG. 1 and FIG. 2.
  • FIG. 6 is a graph comparing the sum of the cycles of the cycle of FIG. 1 and the cycle connection pipes of FIG. 2
  • FIG. 7 is a graph comparing the flow rates of the first mixer between the cycles of FIG. 1 and FIG. 2.
  • the EPRI proposal according to FIG. 3 is always maintained at zero degrees delta t2 (the difference between the cold inlet temperature between the hot recuperator and the hot heater, the temperature difference between the 15th tube and the 10th tube).
  • delta t2 the difference between the cold inlet temperature between the hot recuperator and the hot heater, the temperature difference between the 15th tube and the 10th tube.
  • the cycle of the present invention may have a value where delta t2 is not zero degrees Celsius. Therefore, since the temperature of the working fluid flowing into the high temperature recuperator 210a and the high temperature heater 310a is different (10, 15 transfer pipes), it is possible to design a cycle in which the turbine work is increased by increasing the inlet temperature of the turbine. .
  • the delta t1 is greater than or equal to 0 degrees Celsius, and as the value increases, the proposed cycle of the present invention is superior to the existing EPRI proposed cycle. That is, the proposed cycle of the present invention can realize a higher output at a given capacity of an external heat source than the existing EPRI proposed cycle.
  • the delta t1 is designed to increase, the low temperature turbine inlet temperature of the proposed cycle of the present invention is increased compared to the existing EPRI proposed cycle, which leads to an increase in the net power.
  • a typical waste heat recovery power generation system includes a waste heat recovery heater block (part of an external heat source connected to a high and low temperature heater) that recovers waste heat from an external heat source, and a power block including a recuperator and a turbine (except waste heat recovery heater block).
  • System blocks and these two blocks are installed at physical distances. At this time, the smaller and smaller the connection pipe between the two blocks is advantageous in terms of securing economic efficiency.
  • the proposed cycle of the present invention can reduce the pipe diameter because the sum of the flow rates of the connected pipes between the two blocks is about 60% compared to the existing EPRI proposed cycle, thereby reducing the pipe cost.
  • the present invention can be used in a series recuperation supercritical carbon dioxide power generation system that can improve turbine efficiency and reduce piping costs.

Abstract

본 발명은 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 관한 것으로, 본 발명에 따르면, 터빈의 입구 온도를 높여 터빈 일을 증가시킬 수 있으므로 터빈 효율이 향상된 사이클 설계가 가능한 장점이 있다. 또한, 외부 열원을 이용하는 열교환기와 연결되는 배관의 개수 및 직경을 감소시킴으로써 배관 관련 비용을 절감할 수 있어 경제성이 향상되는 효과가 있다.

Description

직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템
본 발명은 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템에 관한 것으로, 더욱 상세하게는 터빈 효율을 향상시키고 배관 비용을 절감할 수 있는 직렬 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.
리큐퍼레이터와 폐열 등의 외부 열원을 이용하는 열교환기(300) 및 리큐퍼레이터(200)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(330)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, 작동 유체가 고온 리큐퍼레이터(210)와 고온 히터(310)의 전단에서 분기되어 유입되므로 10번 및 15번 이송관의 온도가 항상 동일하다. 따라서 제1 터빈(410)과 제2 터빈(430)의 입구 온도를 높여 터빈 일이 증가된 사이클을 설계하는데 한계가 있다.
또한, 외부의 열원을 이용하는 열교환기(300) 쪽에 연결되는 이송관(1, 8, 9, 10)이 4개로, 배관 가격 증가에 의한 경제성 확보가 어려운 문제가 있다. 거기다 제1 믹서(M1)에서 혼합되는 작동 유체의 유량이 사이클 전체 유량과 같아 제1 믹서(M1)와 제1 믹서(M1) 전후의 배관이 상대적으로 커야하므로 배관 가격 증가 원인이 된다.
본 발명의 목적은 터빈 효율을 향상시키고 배관 비용을 절감할 수 있는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 제공하는 것이다.
본 발명의 직렬 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, 직렬 설치된 복수의 리큐퍼레이터와, 상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러를 포함하고, 상기 복수의 터빈으로 유입되는 상기 작동 유체의 온도가 서로 상이한 것을 특징으로 한다.
상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체는 상기 압축기의 후단에서 상기 열교환기 중 저온측 열교환기와 상기 리큐퍼레이터 중 저온측 리큐퍼레이터로 각각 분기되는 것을 특징으로 한다.
상기 저온측 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체가 상기 저온측 리큐퍼레이터를 거쳐 가열된 후 상기 리큐퍼레이터 중 고온측 리큐퍼레이터와 상기 열교환기 중 고온측 열교환기로 분기되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 열교환기로 분기되는 상기 작동 유체는 상기 저온측 열교환기를 거쳐 가열된 상기 작동 유체와 혼합되어 상기 고온측 열교환기로 공급되어 재가열된 후 상기 터빈 중 고온측 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체는 상기 고온측 리큐퍼레이터를 거쳐 가열된 후 상기 터빈 중 저온측 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 열교환기를 거쳐 상기 고온측 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 고온측 리큐퍼레이터를 거쳐 상기 저온측 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량보다 크게 설정되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 터빈으로 공급된 상기 작동 유체는 상기 고온측 터빈 구동 후 상기 고온측 리큐퍼레이터로 보내져 상기 압축기를 거쳐 상기 고온측 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체와 열교환해 1차로 냉각되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 리큐퍼레이터에서 냉각된 상기 작동 유체는 상기 저온측 터빈을 거친 상기 작동 유체와 혼합되어 상기 저온측 리큐퍼레이터로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 리큐퍼레이터를 거쳐 상기 저온측 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체는 상기 압축기를 거친 상기 작동 유체와 열교환해 2차로 냉각되고, 상기 저온측 리큐퍼레이터에서 냉각된 상기 작동 유체는 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온측 열교환기를 거쳐 상기 고온측 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체의 전체 유량의 50~60%인 것을 특징으로 한다.
또한, 본 발명은 작동 유체를 압축시키는 압축기와, 외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 고온 히터 및 저온 히터와, 상기 작동 유체에 의해 구동되는 고온 터빈 및 저온 터빈과, 상기 고온 터빈 및 저온 터빈을 통과한 상기 작동 유체와 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 열교환하여 상기 고온 터빈 및 저온 터빈을 통과한 상기 작동 유체를 냉각시키며, 직렬 설치된 복수의 리큐퍼레이터와, 상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러를 포함하고, 상기 고온 터빈 및 저온 터빈으로 유입되는 상기 작동 유체의 온도가 서로 상이한 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템을 제공한다.
상기 리큐퍼레이터는 고온 리큐퍼레이터 및 저온 리큐퍼레이터로 구비되며, 상기 고온 터빈을 거친 상기 작동 유체는 상기 고온 리큐퍼레이터 및 상기 저온 리큐퍼레이터를 순차적으로 거쳐 냉각된 후 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 압축기의 후단에는 제1 세퍼레이터가 구비되며, 상기 압축기를 거친 상기 작동 유체를 상기 저온 히터 및 상기 저온 리큐퍼레이터로 각각 분기시키는 것을 특징으로 한다.
상기 저온 리큐퍼레이터의 후단에는 제2 세퍼레이터가 구비되며, 상기 저온 리큐퍼레이터를 거져 가열된 상기 작동 유체를 상기 고온 리큐퍼레이터 및 상기 고온 히터 쪽으로 각각 분기시키는 것을 특징으로 한다.
상기 저온 히터의 후단에는 제1 믹서가 구비되고, 상기 저온 히터로 분기된 상기 작동 유체는 상기 저온 히터에서 1차로 가열된 뒤 상기 제1 믹서에서 상기 저온 리큐퍼레이터를 거친 상기 작동 유체와 혼합되는 것을 특징으로 한다.
상기 제1 믹서에서 혼합된 상기 작동 유체는 상기 고온 히터에서 재가열되어 상기 고온 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 제2 세퍼레이터에서 상기 고온 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체는 상기 고온 리큐퍼레이터에서 2차로 가열된 뒤 상기 저온 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 고온 리큐퍼레이터와 상기 저온 리큐퍼레이터의 사이에는 제2 믹서가 구비되며, 상기 고온 터빈을 거친 상기 작동 유체가 상기 고온 리큐퍼레이터에서 상기 제2 세퍼레이터를 거친 상기 작동 유체와 열교환해 1차로 냉각된 뒤 상기 제2 믹서로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 저온 터빈을 거친 상기 작동 유체는 상기 제2 믹서에서 상기 고온 리큐퍼레이터를 거친 상기 작동 유체와 혼합된 뒤 상기 저온 리큐퍼레이터로 공급되어 상기 제1 세퍼레이터를 거친 작동 유체와 열교환해 2차로 냉각된 뒤 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 한다.
상기 제1 믹서에서 혼합되어 상기 고온 히터로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 고온 리큐퍼레이터로 분기되어 상기 저온 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량보다 크게 설정되고, 상기 고온 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체의 전체 유량의 50~60%인 것을 특징으로 한다.
본 발명의 일 실시 예에 따른 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템은 터빈의 입구 온도를 높여 터빈 일을 증가시킬 수 있으므로 터빈 효율이 향상된 사이클 설계가 가능한 장점이 있다.
또한, 외부 열원을 이용하는 열교환기와 연결되는 배관의 개수 및 직경을 감소시킴으로써 배관 관련 비용을 절감할 수 있어 경제성이 향상되는 효과가 있다.
도 1은 종래의 EPRI 제안 사이클을 도시한 모식도,
도 2는 본 발명의 일 실시 예에 따른 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클을 도시한 모식도,
도 3은 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 온도 특성을 비교한 그래프,
도 4는 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 Net Power를 비교한 그래프,
도 5는 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 저온 터빈의 입구 온도를 비교한 그래프,
도 6은 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 연결 배관 유량의 합을 비교한 그래프,
도 7은 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 제1 믹서의 유량을 비교한 그래프이다.
이하에서는 도면을 참조하여, 본 발명의 일 실시 예에 따른 직렬 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 복열기 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.
본 발명의 각 구성들은 작동 유체가 흐르는 이송관에 의해 연결되며, 특별히 언급하지 않더라도 작동 유체는 이송관을 따라 유동하는 것으로 이해되어야 한다(이송관은 배관(plumbing), 파이프(pipe) 등 여러 관 형태를 모두 포함하는 의미로 사용함). 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.
또한, 각 구성에서 고온부(hot side)란 작동 유체가 출입하는 입출구 중 상대적으로 높은 온도의 작동 유체가 유입 또는 배출되는 부분을 의미하며, 저온부(cold side)란 입출구 중 상대적으로 낮은 온도의 작동 유체가 유입 또는 배출되는 부분을 의미한다.
먼저 도면을 참조하여 본 발명의 일 실시 예에 따른 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클에 대해 설명하기로 한다.
도 2는 본 발명의 일 실시 예에 따른 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클을 도시한 모식도이다.
도 2에 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) 및 리큐퍼레이터(200a)는 직렬로 설치되며, 작동 유체의 유량 분배를 위한 복수의 세퍼레이터 및 믹서가 구비된다.
작동 유체에 의해 고온 터빈(410a) 및 저온 터빈(430a)이 구동되는데, 먼저 고온 고압의 작동 유체가 고온 터빈(410a)으로 공급된다(1). 고온 터빈(410a)을 구동시키고 팽창된 중온 중압의 작동 유체는 고온 리큐퍼레이터(210a)의 고온부로 전달되어(2) 압축기(100a) 및 저온 리큐퍼레이터(230a)를 통과한 작동 유체와 열교환해 냉각된다. 고온 리큐퍼레이터(210a)의 후단에는 제2 믹서(M2)가 설치되며, 열교환 후 냉각된 작동 유체는 제2 믹서(M2)로 보내진다(3). 고온 리큐퍼레이터(210a)에서 냉각된 작동 유체는 제2 믹서(M2)에서 저온 터빈(430a)을 통과하며 팽창 및 온도가 저하된 작동 유체와 혼합되어 저온 리큐퍼레이터(230a)의 고온부로 보내진다(4). 즉, 저온 리큐퍼레이터(230a)로 보내지는 작동 유체는 고온 터빈(410a) 및 저온 터빈(430a)을 거친 작동 유체의 합이 된다(유량 m, 이 유량은 사이클 전체의 유량임). 저온 리큐퍼레이터(230a)에서 다시 한번 냉각된 작동 유체는 프리 쿨러(500a)의 고온부로 이송된다(5). 프리 쿨러(500a)에서 냉각된 작동 유체는 압축기(100a)로 보내진다(6).
프리 쿨러(500a)에서 냉각되고 압축기(100a)에서 압축된 저온 고압의 작동 유체는(유량 m) 압축기(100a)의 후단에 설치된 세퍼레이터(S1)로 이송된다(7). 작동 유체는 세퍼레이터(S1)에서 저온 히터(330a) 및 저온 리큐퍼레이터(230a)로 각각 분기된다(순서대로 8, 14번 이송관을 통해 분기됨).
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(유량 mf1) 폐열 기체와 열교환해 1차로 가열된 뒤 저온 히터(330a)의 후단에 설치된 제1 믹서(M1)로 보내진다(9). 제1 믹서(M1)로 보내진 작동 유체는 압축기(100a)를 거쳐 저온 리큐퍼레이터(230a)로 분기된 후 1차로 가열된 작동 유체(유량 m(1-f1))와 혼합된다(13). 제1 믹서(M1)에서 혼합된 작동 유체의 유량은 시스템 전체 유량(m)에 해당되며, 혼합된 작동 유체는 제2 세퍼레이터(S2)로 공급된다(16). 제2 세퍼레이터(S2)에서 작동 유체는 고온 히터(310a)로 분기되어(10) 가열된 후 고온 터빈(410a)으로 공급되고(1), 고온 리큐퍼레이터(210a)로도 분기된다(15).
고온 히터(310a)로 분기된 유량을 mf2라고 하면, 제2 세퍼레이터(S2)를 거쳐 고온 리큐퍼레이터(210a)로 분기된 작동 유체의 유량은 m(1-f2)가 된다.
한편, 고온 리큐퍼레이터(210a)로 분기된 작동 유체는(15) 고온 터빈(410a)을 통과한 작동 유체와 열교환해 가열된 뒤 저온 터빈(430a)으로 보내진다(11). 저온 터빈(430a)을 구동시킨 작동 유체는 전술한 바와 같이 제2 믹서(M2)로 보내진다(12).
여기서 고온 히터(310a)를 거쳐 고온 터빈(410a)으로 공급되는 작동 유체의 유량(mf2)은 고온 리큐퍼레이터(210a)를 거쳐 저온 터빈(430a)으로 공급되는 작동 유체의 유량(m(1-f2))보다 크게 설정되는 것이 바람직하다.
전술한 과정에 의해 작동 유체가 사이클 내를 순환하며 터빈을 구동시키고 터빈 일을 생성한다.
이러한 구성을 갖는 본 발명의 일 실시 예에 따른 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템의 사이클에 있어서, 기존 사이클과 본 발명의 제안 사이클 간의 차이점을 좀더 상세히 설명하면 다음과 같다(모든 경우에서 고온 터빈의 입구 온도, 전체 작동 유체의 유량 및 외부 열원으로부터 유입되는 열용량은 같은 값으로 고정함).
도 3은 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 온도 특성을 비교한 그래프, 도 4는 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 Net Power를 비교한 그래프, 도 5는 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 저온 터빈의 입구 온도를 비교한 그래프이다. 도 6은 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 연결 배관 유량의 합을 비교한 그래프, 도 7은 도 1의 사이클과 도 2의 사이클간 제1 믹서의 유량을 비교한 그래프이다.
도 3에 도시된 바와 같이, 델타 t1(Δt1, 저온 리큐퍼레이터와 저온 히터간 저온부 출구 온도 차, 13번 이송관의 온도와 9번 이송관의 온도 차)가 달라질 때 도 1에 따른 EPRI 제안 사이클은 항상 델타 t2(고온 리큐퍼레이터와 고온 히터간 저온부 입구 온도차, 15번 이송관의 온도와 10번 이송관의 온도 차)이 섭씨 0도로 유지된다. 그러나 본 발명의 사이클은 델타 t2가 섭씨 0도가 아닌 값을 가질 수 있다. 따라서 고온 리큐퍼레이터(210a)와 고온 히터(310a)로 유입되는 작동 유체의 온도가 다르므로(10번, 15번 이송관) 터빈의 입구 온도를 높여 터빈 일이 증가된 사이클을 설계할 수 있다.
도 4에 도시된 바와 같이, 델타 t1이 섭씨 0도 이상이며, 그 값이 커질수록 본 발명의 제안 사이클이 기존 EPRI 제안 사이클 대비 Net Power가 우수하다. 즉, 본 발명의 제안 사이클이 기존 EPRI 제안 사이클보다 주어진 외부 열원의 용량에서 더 높은 출력을 구현할 수 있다.
도 5에 도시된 바와 같이, 델타 t1을 높여 설계할수록 본 발명의 제안 사이클의 저온 터빈 입구 온도가 기존 EPRI 제안 사이클 대비 상승하며, 이는 Net Power의 증가로 이어지는 것이다.
일반적인 폐열 회수 발전 시스템은 외부 열원으로부터 폐열을 회수하는 폐열 회수 히터 블록(외부 열원에서 고온 및 저온 히터로 연결되는 부분)과, 리큐퍼레이터 및 터빈을 포함하는 파워 블록(폐열 회수 히터 블록을 제외한 발전 시스템 부분)으로 구분할 수 있으며, 이 두 블록은 물리적인 거리를 두고 설치된다. 이때 두 블록간 연결 배관이 단순하고 작을수록 경제성 확보 측면에서 유리하다. 도 6에 도시된 바와 같이, 본 발명의 제안 사이클은 두 블록간 연결 배관 유량의 합이 기존 EPRI 제안 사이클 대비 약 60% 수준이므로 배관 직경을 줄일 수 있어 배관 비용을 절감할 수 있다.
또한, 도 7에 도시된 바와 같이, 제1 믹서로 유입되는 작동 유체의 유량이 본 발명의 제안 사이클은 기존 EPRI 제안 사이클 대비 50~60% 수준이므로, 제1 믹서와 제1 믹서 전후 배관이 종래보다 상대적으로 작아질 수 있다. 따라서 배관 관련 비용을 절감하는 효과가 있다.
본 발명은 터빈 효율을 향상시키고 배관 비용을 절감할 수 있는 직렬 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, 직렬 설치된 복수의 리큐퍼레이터와,
    상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러를 포함하고,
    상기 복수의 터빈으로 유입되는 상기 작동 유체의 온도가 서로 상이한 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체는 상기 압축기의 후단에서 상기 열교환기 중 저온측 열교환기와 상기 리큐퍼레이터 중 저온측 리큐퍼레이터로 각각 분기되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 저온측 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체가 상기 저온측 리큐퍼레이터를 거쳐 가열된 후 상기 리큐퍼레이터 중 고온측 리큐퍼레이터와 상기 열교환기 중 고온측 열교환기로 분기되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  4. 제3항에 있어서,
    상기 고온측 열교환기로 분기되는 상기 작동 유체는 상기 저온측 열교환기를 거쳐 가열된 상기 작동 유체와 혼합되어 상기 고온측 열교환기로 공급되어 재가열된 후 상기 터빈 중 고온측 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  5. 제4항에 있어서,
    상기 고온측 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체는 상기 고온측 리큐퍼레이터를 거쳐 가열된 후 상기 터빈 중 저온측 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  6. 제5항에 있어서,
    상기 고온측 열교환기를 거쳐 상기 고온측 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 고온측 리큐퍼레이터를 거쳐 상기 저온측 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량보다 크게 설정되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  7. 제6항에 있어서,
    상기 고온측 터빈으로 공급된 상기 작동 유체는 상기 고온측 터빈 구동 후 상기 고온측 리큐퍼레이터로 보내져 상기 압축기를 거쳐 상기 고온측 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체와 열교환해 1차로 냉각되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  8. 제7항에 있어서,
    상기 고온측 리큐퍼레이터에서 냉각된 상기 작동 유체는 상기 저온측 터빈을 거친 상기 작동 유체와 혼합되어 상기 저온측 리큐퍼레이터로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  9. 제8항에 있어서,
    상기 고온측 리큐퍼레이터를 거쳐 상기 저온측 리큐퍼레이터로 공급된 상기 작동 유체는 상기 압축기를 거친 상기 작동 유체와 열교환해 2차로 냉각되고, 상기 저온측 리큐퍼레이터에서 냉각된 상기 작동 유체는 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  10. 제6항에 있어서,
    상기 고온측 열교환기를 거쳐 상기 고온측 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체의 전체 유량의 50~60%인 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  11. 작동 유체를 압축시키는 압축기와,
    외부 열원으로부터 열을 공급받아 상기 작동 유체를 가열하는 고온 히터 및 저온 히터와,
    상기 작동 유체에 의해 구동되는 고온 터빈 및 저온 터빈과,
    상기 고온 터빈 및 저온 터빈을 통과한 상기 작동 유체와 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체를 열교환하여 상기 고온 터빈 및 저온 터빈을 통과한 상기 작동 유체를 냉각시키며, 직렬 설치된 복수의 리큐퍼레이터와,
    상기 리큐퍼레이터에서 1차로 냉각된 상기 작동 유체를 냉각시켜 상기 압축기로 공급하는 프리 쿨러를 포함하고,
    상기 고온 터빈 및 저온 터빈으로 유입되는 상기 작동 유체의 온도가 서로 상이한 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  12. 제11항에 있어서,
    상기 리큐퍼레이터는 고온 리큐퍼레이터 및 저온 리큐퍼레이터로 구비되며, 상기 고온 터빈을 거친 상기 작동 유체는 상기 고온 리큐퍼레이터 및 상기 저온 리큐퍼레이터를 순차적으로 거쳐 냉각된 후 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  13. 제12항에 있어서,
    상기 압축기의 후단에는 제1 세퍼레이터가 구비되며, 상기 압축기를 거친 상기 작동 유체를 상기 저온 히터 및 상기 저온 리큐퍼레이터로 각각 분기시키는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  14. 제13항에 있어서,
    상기 저온 리큐퍼레이터의 후단에는 제2 세퍼레이터가 구비되며, 상기 저온 리큐퍼레이터를 거져 가열된 상기 작동 유체를 상기 고온 리큐퍼레이터 및 상기 고온 히터 쪽으로 각각 분기시키는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  15. 제14항에 있어서,
    상기 저온 히터의 후단에는 제1 믹서가 구비되고, 상기 저온 히터로 분기된 상기 작동 유체는 상기 저온 히터에서 1차로 가열된 뒤 상기 제1 믹서에서 상기 저온 리큐퍼레이터를 거친 상기 작동 유체와 혼합되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  16. 제15항에 있어서,
    상기 제1 믹서에서 혼합된 상기 작동 유체는 상기 고온 히터에서 재가열되어 상기 고온 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  17. 제16항에 있어서,
    상기 제2 세퍼레이터에서 상기 고온 리큐퍼레이터로 분기된 상기 작동 유체는 상기 고온 리큐퍼레이터에서 2차로 가열된 뒤 상기 저온 터빈으로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  18. 제17항에 있어서,
    상기 고온 리큐퍼레이터와 상기 저온 리큐퍼레이터의 사이에는 제2 믹서가 구비되며, 상기 고온 터빈을 거친 상기 작동 유체가 상기 고온 리큐퍼레이터에서 상기 제2 세퍼레이터를 거친 상기 작동 유체와 열교환해 1차로 냉각된 뒤 상기 제2 믹서로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  19. 제18항에 있어서,
    상기 저온 터빈을 거친 상기 작동 유체는 상기 제2 믹서에서 상기 고온 리큐퍼레이터를 거친 상기 작동 유체와 혼합된 뒤 상기 저온 리큐퍼레이터로 공급되어 상기 제1 세퍼레이터를 거친 작동 유체와 열교환해 2차로 냉각된 뒤 상기 프리 쿨러로 공급되는 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
  20. 제14항에 있어서,
    상기 제1 믹서에서 혼합되어 상기 고온 히터로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 고온 리큐퍼레이터로 분기되어 상기 저온 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량보다 크게 설정되는 것을 특징으로 하고, 상기 고온 터빈으로 공급되는 상기 작동 유체의 유량은 상기 압축기를 통과한 상기 작동 유체의 전체 유량의 50~60%인 것을 특징으로 하는 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템.
PCT/KR2017/006851 2016-12-06 2017-06-28 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템 WO2018105841A1 (ko)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR20160165316 2016-12-06
KR10-2016-0165316 2016-12-06

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018105841A1 true WO2018105841A1 (ko) 2018-06-14

Family

ID=62240529

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/KR2017/006851 WO2018105841A1 (ko) 2016-12-06 2017-06-28 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템

Country Status (2)

Country Link
US (1) US10526925B2 (ko)
WO (1) WO2018105841A1 (ko)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020065496A1 (en) * 2018-09-24 2020-04-02 Saipem S.P.A. High efficiency thermodynamic cycle in power applications
CN113123839A (zh) * 2019-12-30 2021-07-16 上海汽轮机厂有限公司 一种超临界二氧化碳循环系统
CN112855298B (zh) * 2021-02-01 2021-11-23 北京前沿动力科技股份有限公司 一种超临界二氧化碳循环发电系统及其运行方法

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011256818A (ja) * 2010-06-11 2011-12-22 Motoaki Utamura 排熱回収パワープラントおよびコンバインドプラント
KR20140116504A (ko) * 2012-01-17 2014-10-02 페레그린 터빈 테크놀로지스, 엘엘씨 초임계 유체를 사용한 동력 발생 시스템 및 방법
KR20150036155A (ko) * 2012-06-29 2015-04-07 제네럴 일렉트릭 컴퍼니 삼중 팽창 폐열 회수 시스템 및 방법
KR101638287B1 (ko) * 2015-04-22 2016-07-11 두산중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전 시스템
KR101650433B1 (ko) * 2015-05-18 2016-08-23 한국에너지기술연구원 차량 폐열 회수 시스템

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6857268B2 (en) * 2002-07-22 2005-02-22 Wow Energy, Inc. Cascading closed loop cycle (CCLC)
US8613195B2 (en) * 2009-09-17 2013-12-24 Echogen Power Systems, Llc Heat engine and heat to electricity systems and methods with working fluid mass management control
US8857186B2 (en) * 2010-11-29 2014-10-14 Echogen Power Systems, L.L.C. Heat engine cycles for high ambient conditions
JP2012145092A (ja) 2011-01-12 2012-08-02 Shintaro Ishiyama 超臨界二酸化炭素（ｃｏ２）圧縮用遠心ブロア（コンプレッサー）、超臨界ｃｏ２ガスタービンならびに発電機を備えた超臨界ｃｏ２ガスタービン発電技術
US9341084B2 (en) * 2012-10-12 2016-05-17 Echogen Power Systems, Llc Supercritical carbon dioxide power cycle for waste heat recovery
BR112015023265B1 (pt) * 2013-03-14 2023-02-23 Echogen Power Systems, L.L.C. Sistema de motor de calor e método para operar o sistema de motor de calor
US9624793B1 (en) * 2013-05-01 2017-04-18 Sandia Corporation Cascaded recompression closed Brayton cycle system
JP6542786B2 (ja) * 2014-02-26 2019-07-10 ペリグリン タービン テクノロジーズ、エルエルシー 部分的に回収される流路を有する動力発生システムおよび方法
KR101719234B1 (ko) * 2015-05-04 2017-03-23 두산중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전 시스템
KR101800081B1 (ko) * 2015-10-16 2017-12-20 두산중공업 주식회사 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2017069457A1 (ko) * 2015-10-21 2017-04-27 두산중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전 시스템
KR101939436B1 (ko) * 2016-02-11 2019-04-10 두산중공업 주식회사 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
KR101882070B1 (ko) * 2016-02-11 2018-07-25 두산중공업 주식회사 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2017138677A1 (ko) * 2016-02-11 2017-08-17 두산중공업 주식회사 폐열 회수 발전 시스템 및 발전 시스템의 유량 제어 방법
KR101947877B1 (ko) * 2016-11-24 2019-02-13 두산중공업 주식회사 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011256818A (ja) * 2010-06-11 2011-12-22 Motoaki Utamura 排熱回収パワープラントおよびコンバインドプラント
KR20140116504A (ko) * 2012-01-17 2014-10-02 페레그린 터빈 테크놀로지스, 엘엘씨 초임계 유체를 사용한 동력 발생 시스템 및 방법
KR20150036155A (ko) * 2012-06-29 2015-04-07 제네럴 일렉트릭 컴퍼니 삼중 팽창 폐열 회수 시스템 및 방법
KR101638287B1 (ko) * 2015-04-22 2016-07-11 두산중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전 시스템
KR101650433B1 (ko) * 2015-05-18 2016-08-23 한국에너지기술연구원 차량 폐열 회수 시스템

Also Published As

Publication number Publication date
US10526925B2 (en) 2020-01-07
US20180156075A1 (en) 2018-06-07

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2018097450A1 (ko) 병렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템
CN206237147U (zh) 液化天然气厂站的分布式能源利用系统
WO2016167445A1 (ko) 초임계 이산화탄소 사이클을 이용한 하이브리드 발전 시스템
WO2016178470A1 (ko) 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2017065430A1 (ko) 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
CN105841396B (zh) 一种基于余热深度回收的冷热电三联供复合供能系统
WO2018105841A1 (ko) 직렬 복열 방식의 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2018131760A1 (ko) 복합 초임계 이산화탄소 발전 시스템
CN103727703A (zh) 一种再利用冷热电三联供系统
US10344626B2 (en) Hybrid power generation system
CN203323218U (zh) 一种锅炉烟气余热供热系统
CN104235928A (zh) 一种锅炉烟气余热供热系统
CN109098803A (zh) 基于超临界二氧化碳的热量梯级利用方法及其系统
KR101812919B1 (ko) 복합 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2017069457A1 (ko) 초임계 이산화탄소 발전 시스템
KR101999811B1 (ko) 초임계 랭킨 사이클 기반의 열기관 및 이 열기관의 동작방법
WO2017138720A1 (ko) 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2017138719A1 (ko) 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
WO2017122948A1 (ko) 복수의 열원을 활용한 초임계 이산화탄소 발전 시스템
CN203489244U (zh) 一种锅炉烟气余热利用系统
CN208982184U (zh) 一种上升管余热斯特林发电系统
CN207048854U (zh) 天然气发电机组余热回收装置
KR101822328B1 (ko) 복합 초임계 이산화탄소 발전 시스템
CN208793050U (zh) 一种汽机乏汽回收利用系统
CN202868823U (zh) 一种提取电厂辅机循环水余热的系统

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 17877894

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 17877894

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1